JP2002122151A - 転がり軸受 - Google Patents
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Abstract
(57)【要約】
【課題】 内外輪間の相対回転が０で、且つ回転荷重を
受けて使用される転がり軸受において、転がり軸受の構
成部品の製造工程の複雑化を招く恐れが無く、安価に、
且つ確実に、フレッチングを防止することができて、フ
レッチングを原因とする局部摩耗による異音の発生や軸
受寿命の低下を防止できる転がり軸受を提供すること。 【解決手段】 内輪３と外輪２との間に複数の転動体４
を保持器１０により保持し、シール２０によりグリース
を封入してなり、且つ外輪２が嵌着した回転体６と内輪
３が嵌着した軸８とがクラッチ機構１２により連結可能
に構成され、前記クラッチ機構１２による回転体６と軸
８との連結時には、内外輪２，３間の相対回転が０で、
且つ回転荷重を受けて使用される転がり軸受１におい
て、前記回転体６と軸８との間に組み込まれた際の軸受
有効隙間が正の値となるように、内外lang=EN-US>輪
２，３間における初期ラジアル隙間を設定した構成。
受けて使用される転がり軸受において、転がり軸受の構
成部品の製造工程の複雑化を招く恐れが無く、安価に、
且つ確実に、フレッチングを防止することができて、フ
レッチングを原因とする局部摩耗による異音の発生や軸
受寿命の低下を防止できる転がり軸受を提供すること。 【解決手段】 内輪３と外輪２との間に複数の転動体４
を保持器１０により保持し、シール２０によりグリース
を封入してなり、且つ外輪２が嵌着した回転体６と内輪
３が嵌着した軸８とがクラッチ機構１２により連結可能
に構成され、前記クラッチ機構１２による回転体６と軸
８との連結時には、内外輪２，３間の相対回転が０で、
且つ回転荷重を受けて使用される転がり軸受１におい
て、前記回転体６と軸８との間に組み込まれた際の軸受
有効隙間が正の値となるように、内外lang=EN-US>輪
２，３間における初期ラジアル隙間を設定した構成。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、外輪が嵌着した回
転体と内輪が嵌着した軸とがクラッチ機構により連結可
能に構成され、前記クラッチ機構による回転体と軸との
連結時には、内外輪間の相対回転が０で、且つ回転荷重
を受けて使用される転がり軸受に関するもので、軸受軌
道面におけるフレッチングの発生を防止して軸受の寿命
を向上させるための改良に係るものである。
転体と内輪が嵌着した軸とがクラッチ機構により連結可
能に構成され、前記クラッチ機構による回転体と軸との
連結時には、内外輪間の相対回転が０で、且つ回転荷重
を受けて使用される転がり軸受に関するもので、軸受軌
道面におけるフレッチングの発生を防止して軸受の寿命
を向上させるための改良に係るものである。
【０００２】
【従来の技術】図１及び図２は、転がり軸受の使用形態
を示している。ここに示した転がり軸受１は、組合せ玉
軸受で、外輪２の軌道面２ａと内輪３の軌道面３ａとの
間に、球状の転動体４が配置されている。転動体４は、
図示しない保持器によって、各軌道面２ａ，３ａの周方
向に所定の間隔に保持される。また、同じく図示しない
シールによりグリースを封止している。
を示している。ここに示した転がり軸受１は、組合せ玉
軸受で、外輪２の軌道面２ａと内輪３の軌道面３ａとの
間に、球状の転動体４が配置されている。転動体４は、
図示しない保持器によって、各軌道面２ａ，３ａの周方
向に所定の間隔に保持される。また、同じく図示しない
シールによりグリースを封止している。
【０００３】上記の転がり軸受１において、外輪２は回
転体６の内周に嵌着し、内輪３は軸８の外周に嵌着して
いる。回転体６は外周のベルト溝６ａに巻き掛けられた
ベルトを介して駆動されるプーリで、軸８は図示しない
他端部が出力端となっている。
転体６の内周に嵌着し、内輪３は軸８の外周に嵌着して
いる。回転体６は外周のベルト溝６ａに巻き掛けられた
ベルトを介して駆動されるプーリで、軸８は図示しない
他端部が出力端となっている。
【０００４】以上の回転体６と軸８は、クラッチ機構１
２によって連結可能にされている。クラッチ機構１２
は、軸８の端部に固定されたクラッチ板１３と、このク
ラッチ板１３の外周部を電磁力によって回転体６に吸着
状態にする電磁駆動部１４とから構成される電磁クラッ
チで、図１は回転体６と軸８とが相対回転自在なクラッ
チＯＦＦの状態、図２は回転体６と軸８とが相対回転不
可となるクラッチＯＮの状態を示している。
２によって連結可能にされている。クラッチ機構１２
は、軸８の端部に固定されたクラッチ板１３と、このク
ラッチ板１３の外周部を電磁力によって回転体６に吸着
状態にする電磁駆動部１４とから構成される電磁クラッ
チで、図１は回転体６と軸８とが相対回転自在なクラッ
チＯＦＦの状態、図２は回転体６と軸８とが相対回転不
可となるクラッチＯＮの状態を示している。
【０００５】図１に示したクラッチＯＦＦの状態では、
回転体６に入力された回転力は軸８には伝達されず、転
がり軸受１の内外輪２，３が相対回転する。図２に示し
たクラッチＯＮの状態では、回転体６に入力された回転
力で、回転体６と軸８が一体回転するため、転がり軸受
１の内外輪２，３の相対回転は０となる。
回転体６に入力された回転力は軸８には伝達されず、転
がり軸受１の内外輪２，３が相対回転する。図２に示し
たクラッチＯＮの状態では、回転体６に入力された回転
力で、回転体６と軸８が一体回転するため、転がり軸受
１の内外輪２，３の相対回転は０となる。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】ところで、一般的に
は、転がり軸受を設計する際には、高速運転時の騒音の
低減や、回転体６と軸８との間のガタつき防止等のため
に、前記回転体６と軸８との間に組み込まれた際の軸受
有効隙間ができる限り小さくなるように、内外輪間にお
ける初期ラジアル隙間を設定している。
は、転がり軸受を設計する際には、高速運転時の騒音の
低減や、回転体６と軸８との間のガタつき防止等のため
に、前記回転体６と軸８との間に組み込まれた際の軸受
有効隙間ができる限り小さくなるように、内外輪間にお
ける初期ラジアル隙間を設定している。
【０００７】しかし、図２に示すようにクラッチＯＮ状
態で外輪２と内輪３が相対回転０で回転駆動される時
は、図７の（ａ）〜（ｅ）に矢印（イ）〜（ホ）で示す
ように、回転に伴って回転荷重方向が移動する。そし
て、転動体４が回転荷重方向の真下に位置する場合は、
転動体４に作用する荷重が大きくなるため、図８
（ａ），（ｂ）に実線で示すように、転動体４と軌道面
３ａとの接触面積Ｓ１が大きくなる。一方、転動体４が
回転荷重方向の反対側に位置する場合は、転動体４に作
用する荷重が小さくなるため、図８（ａ），（ｂ）に破
線で示すように、転動体４と軌道面３ａとの接触面積Ｓ
２が小さくなる。
態で外輪２と内輪３が相対回転０で回転駆動される時
は、図７の（ａ）〜（ｅ）に矢印（イ）〜（ホ）で示す
ように、回転に伴って回転荷重方向が移動する。そし
て、転動体４が回転荷重方向の真下に位置する場合は、
転動体４に作用する荷重が大きくなるため、図８
（ａ），（ｂ）に実線で示すように、転動体４と軌道面
３ａとの接触面積Ｓ１が大きくなる。一方、転動体４が
回転荷重方向の反対側に位置する場合は、転動体４に作
用する荷重が小さくなるため、図８（ａ），（ｂ）に破
線で示すように、転動体４と軌道面３ａとの接触面積Ｓ
２が小さくなる。
【０００８】そして、特に、前述したように、軸受有効
隙間を小さく設定していて、例えば軸受有効隙間が０で
あると、各転動体４と軌道面３ａとの接触位置が変わら
ないため、前述した転動体４に作用する荷重変動が、軌
道面３ａと転動体４との相互の接触面間の微少滑りとな
り、軌道面３ａ上の同一箇所に転動体４が繰り返し衝突
することで軌道面上に局部摩耗を起こすフレッチングの
要因となり、局部摩耗による異音の発生や軸受寿命の低
下、あるいは、局部摩耗時の摩耗粉によるグリース寿命
の低下等の問題を引き起こす。
隙間を小さく設定していて、例えば軸受有効隙間が０で
あると、各転動体４と軌道面３ａとの接触位置が変わら
ないため、前述した転動体４に作用する荷重変動が、軌
道面３ａと転動体４との相互の接触面間の微少滑りとな
り、軌道面３ａ上の同一箇所に転動体４が繰り返し衝突
することで軌道面上に局部摩耗を起こすフレッチングの
要因となり、局部摩耗による異音の発生や軸受寿命の低
下、あるいは、局部摩耗時の摩耗粉によるグリース寿命
の低下等の問題を引き起こす。
【０００９】このようなフレッチングによる局部摩耗を
防止することから、軌道面３ａと転動体４とが直接接触
しないように、転動体４の表面又は軌道面３ａに被膜を
形成する技術も提案されている（特開平１１−２１８１
３４号公報参照）。しかし、このような対応では、被膜
形成のために転がり軸受の構成部品の製造工程が複雑化
して、コストアップを招くという問題があった。
防止することから、軌道面３ａと転動体４とが直接接触
しないように、転動体４の表面又は軌道面３ａに被膜を
形成する技術も提案されている（特開平１１−２１８１
３４号公報参照）。しかし、このような対応では、被膜
形成のために転がり軸受の構成部品の製造工程が複雑化
して、コストアップを招くという問題があった。
【００１０】そこで、本発明の目的は上記課題を解消す
ることにあり、内外輪間の相対回転が０で、且つ回転荷
重を受けて使用される転がり軸受において、転がり軸受
の構成部品の製造工程の複雑化を招く恐れが無く、安価
に、且つ確実に、フレッチングを防止することができ
て、フレッチングを原因とする局部摩耗による異音の発
生や軸受寿命の低下を防止でき、また、局部摩耗の摩耗
粉によるグリース寿命の低下を防止することのできる転
がり軸受を提供することである。
ることにあり、内外輪間の相対回転が０で、且つ回転荷
重を受けて使用される転がり軸受において、転がり軸受
の構成部品の製造工程の複雑化を招く恐れが無く、安価
に、且つ確実に、フレッチングを防止することができ
て、フレッチングを原因とする局部摩耗による異音の発
生や軸受寿命の低下を防止でき、また、局部摩耗の摩耗
粉によるグリース寿命の低下を防止することのできる転
がり軸受を提供することである。
【００１１】
【課題を解決するための手段】本発明の上記目的は、内
輪と外輪との間に複数の転動体を保持器により保持し、
シールによりグリースを封入してなり、且つ外輪が嵌着
した回転体と内輪が嵌着した軸とがクラッチ機構により
連結可能に構成され、前記クラッチ機構による回転体と
軸との連結時に、内外輪間の相対回転が０で、回転荷重
を受けて使用される転がり軸受において、前記回転体と
軸との間に組み込まれた際の軸受有効隙間が正の値とな
るように、内外輪間における初期ラジアル隙間を設定し
たことを特徴とする転がり軸受により達成される。
輪と外輪との間に複数の転動体を保持器により保持し、
シールによりグリースを封入してなり、且つ外輪が嵌着
した回転体と内輪が嵌着した軸とがクラッチ機構により
連結可能に構成され、前記クラッチ機構による回転体と
軸との連結時に、内外輪間の相対回転が０で、回転荷重
を受けて使用される転がり軸受において、前記回転体と
軸との間に組み込まれた際の軸受有効隙間が正の値とな
るように、内外輪間における初期ラジアル隙間を設定し
たことを特徴とする転がり軸受により達成される。
【００１２】上記構成において、玉乗り上げや他の不具
合が発生しない範囲で、初期ラジアル隙間を最大に設定
することが好ましい。例えば、内径５０ｍｍ、外径７２
ｍｍ、組合せ幅２４ｍｍの組合せ玉軸受の場合、軸受有
効隙間が０．０２０〜０．０６０ｍｍ、好ましくは０．
０４０〜０．０６０ｍｍとなるように、初期ラジアル隙
間を設定することが好ましい。
合が発生しない範囲で、初期ラジアル隙間を最大に設定
することが好ましい。例えば、内径５０ｍｍ、外径７２
ｍｍ、組合せ幅２４ｍｍの組合せ玉軸受の場合、軸受有
効隙間が０．０２０〜０．０６０ｍｍ、好ましくは０．
０４０〜０．０６０ｍｍとなるように、初期ラジアル隙
間を設定することが好ましい。
【００１３】そして、上記構成によれば、例えば、外輪
が嵌着した回転体への入力を、クラッチ機構を介して、
内輪が嵌着している軸に伝達する構成の場合、クラッチ
機構がＯＦＦの状態では、回転体から軸への回転力伝達
がなされず、結局、外輪が回転しても、内輪は固定のま
まで、転がり軸受の内外輪には相対回転が生じるため、
内輪又は外輪の軌道面の同一箇所で転動体が衝突を繰り
返すフレッチングは生じない。
が嵌着した回転体への入力を、クラッチ機構を介して、
内輪が嵌着している軸に伝達する構成の場合、クラッチ
機構がＯＦＦの状態では、回転体から軸への回転力伝達
がなされず、結局、外輪が回転しても、内輪は固定のま
まで、転がり軸受の内外輪には相対回転が生じるため、
内輪又は外輪の軌道面の同一箇所で転動体が衝突を繰り
返すフレッチングは生じない。
【００１４】また、クラッチ機構がＯＮの状態では、ク
ラッチ機構によって回転体と軸が一体回転可能に連結さ
れるため、転がり軸受の内外輪の相対回転は０となる。
ラッチ機構によって回転体と軸が一体回転可能に連結さ
れるため、転がり軸受の内外輪の相対回転は０となる。
【００１５】しかし、軸受の内外輪相互が相対回転０の
状態で回転しても、予めラジアル方向の軸受有効隙間を
正の値に設定しているため、図３に示すように、転動体
は、内外輪の回転に応じて、実際の内輪の軌道面上でな
く、図３に破線で示す仮想内接円上を変位する形態とな
り、図３の（ａ）〜（ｅ）に矢印（イ）〜（ホ）で示す
ように、内外輪の回転に伴って回転荷重方向が移動する
際に、前述した仮想内接円の円周長と実際の内輪の軌道
面の円周長の差異によって、徐々に、実際の内輪の軌道
面との接触位置が図で反時計方向にずれていく。
状態で回転しても、予めラジアル方向の軸受有効隙間を
正の値に設定しているため、図３に示すように、転動体
は、内外輪の回転に応じて、実際の内輪の軌道面上でな
く、図３に破線で示す仮想内接円上を変位する形態とな
り、図３の（ａ）〜（ｅ）に矢印（イ）〜（ホ）で示す
ように、内外輪の回転に伴って回転荷重方向が移動する
際に、前述した仮想内接円の円周長と実際の内輪の軌道
面の円周長の差異によって、徐々に、実際の内輪の軌道
面との接触位置が図で反時計方向にずれていく。
【００１６】したがって、このように、クラッチＯＮの
状態で、軸受の内外輪が相対回転０で回転駆動される場
合にも、内輪又は外輪の軌道面の同一箇所で転動体が衝
突を繰り返すフレッチングが生じない。
状態で、軸受の内外輪が相対回転０で回転駆動される場
合にも、内輪又は外輪の軌道面の同一箇所で転動体が衝
突を繰り返すフレッチングが生じない。
【００１７】更に、実際の軸受の取り付けでは、図５の
（ｂ）に示すように、取り付け誤差によって内外輪間に
傾きαが生じる場合がある。このような場合は、有効な
軸受有効隙間が狭まるが、前述したように、軸受有効隙
間が０．０２０〜０．０６０ｍｍの範囲、好ましくは
０．０４０〜０．０６０ｍｍの範囲になるように初期ラ
ジアル隙間を設定しておけば、前述した仮想内接円の円
周長と実際の内輪の軌道面の円周長の差異によって転動
体と軌道面との接触位置が徐々にずれるという作用効果
は、必要十分に確保できる。
（ｂ）に示すように、取り付け誤差によって内外輪間に
傾きαが生じる場合がある。このような場合は、有効な
軸受有効隙間が狭まるが、前述したように、軸受有効隙
間が０．０２０〜０．０６０ｍｍの範囲、好ましくは
０．０４０〜０．０６０ｍｍの範囲になるように初期ラ
ジアル隙間を設定しておけば、前述した仮想内接円の円
周長と実際の内輪の軌道面の円周長の差異によって転動
体と軌道面との接触位置が徐々にずれるという作用効果
は、必要十分に確保できる。
【００１８】しかも、初期ラジアル隙間の設定によって
フレッチングの発生を防止する構成で、フレッチングの
防止のために転動体の表面等に被膜を形成していた従来
の物と比較すると、転がり軸受の構成部品の製造工程の
複雑化を招く恐れも無い。
フレッチングの発生を防止する構成で、フレッチングの
防止のために転動体の表面等に被膜を形成していた従来
の物と比較すると、転がり軸受の構成部品の製造工程の
複雑化を招く恐れも無い。
【００１９】すなわち、上記の構成であれば、内外輪間
の相対回転が０で、且つ回転荷重を受けて使用される転
がり軸受において、転がり軸受の構成部品の製造工程の
複雑化を招く恐れが無く、安価に、且つ確実に、フレッ
チングを防止することができて、フレッチングを原因と
する局部摩耗による異音の発生や軸受寿命の低下を防止
でき、また、局部摩耗の摩耗粉によるグリース寿命の低
下を防止することができる。
の相対回転が０で、且つ回転荷重を受けて使用される転
がり軸受において、転がり軸受の構成部品の製造工程の
複雑化を招く恐れが無く、安価に、且つ確実に、フレッ
チングを防止することができて、フレッチングを原因と
する局部摩耗による異音の発生や軸受寿命の低下を防止
でき、また、局部摩耗の摩耗粉によるグリース寿命の低
下を防止することができる。
【００２０】更に、上記構成において、（１）内輪及び
外輪の各溝深さを、転動体直径の１７％以上にするこ
と、（２）シールのシールリップのしめ代を、アキシア
ル隙間の６０％以上にすること、（３）４０℃における
動粘度が８０ｍｍ2／ｓ以上の基油をグリースに用いる
こと、がより好ましい。
外輪の各溝深さを、転動体直径の１７％以上にするこ
と、（２）シールのシールリップのしめ代を、アキシア
ル隙間の６０％以上にすること、（３）４０℃における
動粘度が８０ｍｍ2／ｓ以上の基油をグリースに用いる
こと、がより好ましい。
【００２１】上記構成のように軸受有効隙間を大きくす
ることにより、所謂軸受のガタが大きくなり、接触シー
ルの場合にそのシール性能が低下するおそれがある。ま
た、耐乗り上げ性が低下する懸念もある。そこで、
（１）のように内輪及び外輪の各溝深さを、転動体直径
の１７％以上、好ましくは２０％以上にすることによ
り、耐乗り上げ性の低下を抑える。シール性能に関して
は、（２）のようにシールのシールリップのしめ代をア
キシアル隙間の６０％以上にすることにより、最悪でも
しめ代が残り、グリースの漏洩を防止することができ
る。
ることにより、所謂軸受のガタが大きくなり、接触シー
ルの場合にそのシール性能が低下するおそれがある。ま
た、耐乗り上げ性が低下する懸念もある。そこで、
（１）のように内輪及び外輪の各溝深さを、転動体直径
の１７％以上、好ましくは２０％以上にすることによ
り、耐乗り上げ性の低下を抑える。シール性能に関して
は、（２）のようにシールのシールリップのしめ代をア
キシアル隙間の６０％以上にすることにより、最悪でも
しめ代が残り、グリースの漏洩を防止することができ
る。
【００２２】また、封入グリースに用いる基油の粘度に
よっても耐フレッチング性を改善することができる。外
部振動を受けるような軸受では、粘度の高い基油ほど油
膜の強度が高まり、フレッチング摩耗を抑えることがで
きる。上記構成においては、（３）のように４０℃にお
ける動粘度が８０ｍｍ2／ｓ以上の基油を使用すること
が有効である。
よっても耐フレッチング性を改善することができる。外
部振動を受けるような軸受では、粘度の高い基油ほど油
膜の強度が高まり、フレッチング摩耗を抑えることがで
きる。上記構成においては、（３）のように４０℃にお
ける動粘度が８０ｍｍ2／ｓ以上の基油を使用すること
が有効である。
【００２３】
【発明の実施の形態】以下、本発明に係る転がり軸受の
好適な実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。
好適な実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。
【００２４】図１〜図６は本発明に係る転がり軸受の一
実施形態を示したもので、図１は本発明に係る転がり軸
受の一実施形態においてクラッチ機構がＯＦＦのために
転がり軸受の内外輪が相対回転な時の縦断面図、図２は
本発明に係る転がり軸受の一実施形態においてクラッチ
機構がＯＮのために転がり軸受の内外輪が相対回転不可
になった時の縦断面図、図３は図２に示したクラッチ機
構がＯＮの状態で、内外輪が一体に回転駆動された時の
荷重方向の変位の説明図、図４は図２に示したクラッチ
機構がＯＮの状態で、軸受有効隙間を変更した際の内外
輪の回転数と保持器（転動体）の挙動の相関図、図５は
内外輪の傾きに相応する軸受有効隙間の低減を示す断面
図、図６は内外輪が一体に高速回転した時の各転動体へ
の遠心力の作用説明図である。
実施形態を示したもので、図１は本発明に係る転がり軸
受の一実施形態においてクラッチ機構がＯＦＦのために
転がり軸受の内外輪が相対回転な時の縦断面図、図２は
本発明に係る転がり軸受の一実施形態においてクラッチ
機構がＯＮのために転がり軸受の内外輪が相対回転不可
になった時の縦断面図、図３は図２に示したクラッチ機
構がＯＮの状態で、内外輪が一体に回転駆動された時の
荷重方向の変位の説明図、図４は図２に示したクラッチ
機構がＯＮの状態で、軸受有効隙間を変更した際の内外
輪の回転数と保持器（転動体）の挙動の相関図、図５は
内外輪の傾きに相応する軸受有効隙間の低減を示す断面
図、図６は内外輪が一体に高速回転した時の各転動体へ
の遠心力の作用説明図である。
【００２５】この一実施形態の転がり軸受１は、概略的
には、図１及び図２に示す構成である。すなわち、転が
り軸受１は、組合せ玉軸受で、外輪２の軌道面２ａと内
輪３の軌道面３ａとの間に、球状の転動体４が配置され
ている。転動体４は、図示しない保持器によって、各軌
道面２ａ，３ａの周方向に所定の間隔に保持される。同
じく図示は省略するが、シールによりグリースを封止し
ている。
には、図１及び図２に示す構成である。すなわち、転が
り軸受１は、組合せ玉軸受で、外輪２の軌道面２ａと内
輪３の軌道面３ａとの間に、球状の転動体４が配置され
ている。転動体４は、図示しない保持器によって、各軌
道面２ａ，３ａの周方向に所定の間隔に保持される。同
じく図示は省略するが、シールによりグリースを封止し
ている。
【００２６】上記の転がり軸受１において、外輪２は回
転体６の内周に嵌着し、内輪３は軸８の外周に嵌着して
いる。回転体６は外周のベルト溝６ａに巻き掛けられた
ベルトを介して駆動されるプーリで、軸８は図示しない
他端部が出力端となっている。
転体６の内周に嵌着し、内輪３は軸８の外周に嵌着して
いる。回転体６は外周のベルト溝６ａに巻き掛けられた
ベルトを介して駆動されるプーリで、軸８は図示しない
他端部が出力端となっている。
【００２７】以上の回転体６と軸８は、クラッチ機構１
２によって連結可能にされている。クラッチ機構１２
は、軸８の端部に固定されたクラッチ板１３と、このク
ラッチ板１３の外周部を電磁力によって回転体６に吸着
状態にする電磁駆動部１４とから構成される電磁クラッ
チで、図１は回転体６と軸８とが相対回転自在なクラッ
チＯＦＦの状態、図２は回転体６と軸８とが相対回転不
可となるクラッチＯＮの状態を示している。
２によって連結可能にされている。クラッチ機構１２
は、軸８の端部に固定されたクラッチ板１３と、このク
ラッチ板１３の外周部を電磁力によって回転体６に吸着
状態にする電磁駆動部１４とから構成される電磁クラッ
チで、図１は回転体６と軸８とが相対回転自在なクラッ
チＯＦＦの状態、図２は回転体６と軸８とが相対回転不
可となるクラッチＯＮの状態を示している。
【００２８】図１に示したクラッチＯＦＦの状態では、
回転体６に入力された回転力は軸８には伝達されず、転
がり軸受１の内外輪２，３が相対回転する。図２に示し
たクラッチＯＮの状態では、回転体６に入力された回転
力で、回転体６と軸８が一体回転するため、転がり軸受
１の内外輪２，３の相対回転は０となる。
回転体６に入力された回転力は軸８には伝達されず、転
がり軸受１の内外輪２，３が相対回転する。図２に示し
たクラッチＯＮの状態では、回転体６に入力された回転
力で、回転体６と軸８が一体回転するため、転がり軸受
１の内外輪２，３の相対回転は０となる。
【００２９】但し、本実施形態の転がり軸受１は、前記
回転体６と軸８との間に組み込まれた際のラジアル方向
の軸受有効隙間が、０．０２０ｍｍ以上、好ましくは
０．０４０〜０．０６０ｍｍの範囲となるように、内外
輪２，３間における初期ラジアル隙間を設定している。
回転体６と軸８との間に組み込まれた際のラジアル方向
の軸受有効隙間が、０．０２０ｍｍ以上、好ましくは
０．０４０〜０．０６０ｍｍの範囲となるように、内外
輪２，３間における初期ラジアル隙間を設定している。
【００３０】上記構成によれば、例えば、外輪２が嵌着
した回転体６への入力を、クラッチ機構１２を介して、
内輪３が嵌着している軸８に伝達する構成の場合、クラ
ッチ機構１２がＯＦＦの状態では、回転体６から軸８へ
の回転力伝達がなされず、結局、外輪２が回転しても、
内輪３は固定のままで、転がり軸受１の内外輪２，３に
は相対回転が生じるため、内輪３又は外輪２の軌道面の
同一箇所で転動体４が衝突を繰り返すフレッチングは生
じない。
した回転体６への入力を、クラッチ機構１２を介して、
内輪３が嵌着している軸８に伝達する構成の場合、クラ
ッチ機構１２がＯＦＦの状態では、回転体６から軸８へ
の回転力伝達がなされず、結局、外輪２が回転しても、
内輪３は固定のままで、転がり軸受１の内外輪２，３に
は相対回転が生じるため、内輪３又は外輪２の軌道面の
同一箇所で転動体４が衝突を繰り返すフレッチングは生
じない。
【００３１】また、クラッチ機構１２がＯＮの状態で
は、クラッチ機構１２によって回転体６と軸８が一体回
転可能に連結されるため、転がり軸受１の内外輪２，３
の相対回転は０となる。
は、クラッチ機構１２によって回転体６と軸８が一体回
転可能に連結されるため、転がり軸受１の内外輪２，３
の相対回転は０となる。
【００３２】しかし、軸受の内外輪２，３相互が相対回
転０の状態で回転しても、予めラジアル方向の軸受有効
隙間を正に設定しているため、図３に示すように、転動
体４は、内外輪２の回転に応じて、実際の内輪３の軌道
面３ａ上でなく、図３に破線で示す仮想内接円Ｃ上を変
位する形態となり、図３の（ａ）〜（ｅ）に矢印（イ）
〜（ホ）で示すように、内外輪２，３の回転に伴って回
転荷重方向が移動する際に、前述した仮想内接円Ｃの円
周長と実際の内輪３の軌道面３ａの円周長の差異によっ
て、徐々に、実際の内輪３の軌道面３ａとの接触位置が
図で反時計方向にずれていく。
転０の状態で回転しても、予めラジアル方向の軸受有効
隙間を正に設定しているため、図３に示すように、転動
体４は、内外輪２の回転に応じて、実際の内輪３の軌道
面３ａ上でなく、図３に破線で示す仮想内接円Ｃ上を変
位する形態となり、図３の（ａ）〜（ｅ）に矢印（イ）
〜（ホ）で示すように、内外輪２，３の回転に伴って回
転荷重方向が移動する際に、前述した仮想内接円Ｃの円
周長と実際の内輪３の軌道面３ａの円周長の差異によっ
て、徐々に、実際の内輪３の軌道面３ａとの接触位置が
図で反時計方向にずれていく。
【００３３】したがって、このように、クラッチＯＮの
状態で、軸受の内外輪２が相対回転０で回転駆動される
場合にも、内輪３又は外輪２の軌道面の同一箇所で転動
体４が衝突を繰り返すフレッチングが生じない。
状態で、軸受の内外輪２が相対回転０で回転駆動される
場合にも、内輪３又は外輪２の軌道面の同一箇所で転動
体４が衝突を繰り返すフレッチングが生じない。
【００３４】しかも、初期ラジアル隙間の設定によって
フレッチングの発生を防止する構成で、フレッチングの
防止のために転動体４の表面等に被膜を形成していた従
来の物と比較すると、転がり軸受１の構成部品の製造工
程の複雑化を招く恐れも無い。
フレッチングの発生を防止する構成で、フレッチングの
防止のために転動体４の表面等に被膜を形成していた従
来の物と比較すると、転がり軸受１の構成部品の製造工
程の複雑化を招く恐れも無い。
【００３５】すなわち、上記の構成であれば、内外輪
２，３間の相対回転が０で、且つ回転荷重を受けて使用
される転がり軸受１において、転がり軸受１の構成部品
の製造工程の複雑化を招く恐れが無く、安価に、且つ確
実に、フレッチングを防止することができて、フレッチ
ングを原因とする局部摩耗による異音の発生や軸受寿命
の低下を防止でき、また、局部摩耗の摩耗粉によるグリ
ース寿命の低下を防止することができる。
２，３間の相対回転が０で、且つ回転荷重を受けて使用
される転がり軸受１において、転がり軸受１の構成部品
の製造工程の複雑化を招く恐れが無く、安価に、且つ確
実に、フレッチングを防止することができて、フレッチ
ングを原因とする局部摩耗による異音の発生や軸受寿命
の低下を防止でき、また、局部摩耗の摩耗粉によるグリ
ース寿命の低下を防止することができる。
【００３６】本願発明者は、軸受有効隙間による上記の
作用効果を確認するべく、予め定めた軸受有効隙間に対
する軌道面上の転動体（保持器）の移動の有無を比較調
査した。図４は、その調査結果である。
作用効果を確認するべく、予め定めた軸受有効隙間に対
する軌道面上の転動体（保持器）の移動の有無を比較調
査した。図４は、その調査結果である。
【００３７】軸受有効隙間は、０．０１ｍｍ、０．０２
３ｍｍ、０．０４２ｍｍ、０．０６０ｍｍの４種類で、
それぞれの軸受有効隙間に対して、転動体４の移動の有
無をサンプリングした。
３ｍｍ、０．０４２ｍｍ、０．０６０ｍｍの４種類で、
それぞれの軸受有効隙間に対して、転動体４の移動の有
無をサンプリングした。
【００３８】この調査によれば、理論的には、内外輪
２，３の回転速度が大きくなるほど、転動体４は軌道面
３ａ上で移動し易くなるが、実際には、図４でも明かな
ように、内外輪２，３の回転速度が２８００程度で、転
動体４は移動し易くなり、それ以上では、逆に徐々に移
動し難くなることが判明した。また、軸受有効隙間が
０．０２０ｍｍ以上であれば、転動体４が移動し易くな
ることが判明した。特に、０．０４０ｍｍ以上の範囲で
顕著となる。
２，３の回転速度が大きくなるほど、転動体４は軌道面
３ａ上で移動し易くなるが、実際には、図４でも明かな
ように、内外輪２，３の回転速度が２８００程度で、転
動体４は移動し易くなり、それ以上では、逆に徐々に移
動し難くなることが判明した。また、軸受有効隙間が
０．０２０ｍｍ以上であれば、転動体４が移動し易くな
ることが判明した。特に、０．０４０ｍｍ以上の範囲で
顕著となる。
【００３９】これは、図６に示すように、内外輪２，３
の回転速度が大きくなると、転動体４に作用する遠心力
Ｔの影響が大きくなって、この遠心力によって転動体４
が外輪２の軌道面２ａに強く押圧されるようになり、遠
心力による押圧で、転動体４の移動が規制されるためと
考えられる。
の回転速度が大きくなると、転動体４に作用する遠心力
Ｔの影響が大きくなって、この遠心力によって転動体４
が外輪２の軌道面２ａに強く押圧されるようになり、遠
心力による押圧で、転動体４の移動が規制されるためと
考えられる。
【００４０】また、上記は、図５の（ａ）に示すよう
に、内外輪２，３が傾斜無く取り付けられた時のラジア
ル隙間Ｒｓで説明しているが、実際の軸受の取り付けで
は、図５の（ｂ）に示すように、取り付け誤差によって
内外輪２，３間に傾きαが生じる場合がある。
に、内外輪２，３が傾斜無く取り付けられた時のラジア
ル隙間Ｒｓで説明しているが、実際の軸受の取り付けで
は、図５の（ｂ）に示すように、取り付け誤差によって
内外輪２，３間に傾きαが生じる場合がある。
【００４１】このような場合は、（ａ）に示した外輪２
の軌道面２ａの径Ｄ2、転動体４の外径ｄ4、内輪３の軌
道面３ａの径Ｄ3が、（ｂ）に示すように、Ｄ2α，ｄ
4α、Ｄ3αに変わるため、有効な軸受有効隙間がΔＲｓ
に狭まる。
の軌道面２ａの径Ｄ2、転動体４の外径ｄ4、内輪３の軌
道面３ａの径Ｄ3が、（ｂ）に示すように、Ｄ2α，ｄ
4α、Ｄ3αに変わるため、有効な軸受有効隙間がΔＲｓ
に狭まる。
【００４２】したがって、当初に設定するラジアル隙間
があまり小さいと、実際には、ラジアル隙間が小さく成
り過ぎて、ラジアル隙間の装備による転動体４の回転作
用が半減してしまう可能性がある。
があまり小さいと、実際には、ラジアル隙間が小さく成
り過ぎて、ラジアル隙間の装備による転動体４の回転作
用が半減してしまう可能性がある。
【００４３】しかし、前述したように、軸受有効隙間が
０．０２０ｍｍ以上になるように初期ラジアル隙間を設
定しておけば、前述した仮想内接円の円周長と実際の内
輪３の軌道面の円周長の差異によって転動体４と軌道面
との接触位置が徐々にずれるという作用効果は、必要十
分に確保できる。
０．０２０ｍｍ以上になるように初期ラジアル隙間を設
定しておけば、前述した仮想内接円の円周長と実際の内
輪３の軌道面の円周長の差異によって転動体４と軌道面
との接触位置が徐々にずれるという作用効果は、必要十
分に確保できる。
【００４４】その際、内輪３の軌道面３ａ及び外輪２の
軌道面２ａの曲率半径を、転動体４の直径の５０．５〜
５６％、好ましくは５１〜５４％の範囲に設定すること
により、上記の接触位置の移行がより円滑に進行する。
軌道面２ａの曲率半径を、転動体４の直径の５０．５〜
５６％、好ましくは５１〜５４％の範囲に設定すること
により、上記の接触位置の移行がより円滑に進行する。
【００４５】また、上記構成において、内輪３の軌道面
３ａ及び外輪２の軌道面２ａの各溝深さを、転動体４の
直径の１７％以上となるように設計することが好まし
い。本発明の転がり軸受は、軸受有効隙間が０．０２０
ｍｍ以上と規定したことにより、軸受のガタが大きく、
乗り上げ性の低下が懸念される。そこで、内外輪の各軌
道面３ａ，２ａの溝深さを転動体４の直径の１７％以上
となるように深く設定して、この乗り上げ性の低下を抑
える。
３ａ及び外輪２の軌道面２ａの各溝深さを、転動体４の
直径の１７％以上となるように設計することが好まし
い。本発明の転がり軸受は、軸受有効隙間が０．０２０
ｍｍ以上と規定したことにより、軸受のガタが大きく、
乗り上げ性の低下が懸念される。そこで、内外輪の各軌
道面３ａ，２ａの溝深さを転動体４の直径の１７％以上
となるように深く設定して、この乗り上げ性の低下を抑
える。
【００４６】同じく、軸受有効隙間が０．０２０ｍｍ以
上と規定したことにより、接触シールを用いた場合に、
グリースの漏洩が起こるおそれが出てくる。そこで、図
９にシール２０の周辺部分を拡大して示すが、シール２
０のシールリップ２２のしめ代Ａをアキシアル隙間の６
０％以上とし、グリース（図示せず）の漏洩を確実に防
止することが好ましい。尚、図９において、符号２１は
シール２０を構成する金属製の基材であり、符号１０は
保持器である。
上と規定したことにより、接触シールを用いた場合に、
グリースの漏洩が起こるおそれが出てくる。そこで、図
９にシール２０の周辺部分を拡大して示すが、シール２
０のシールリップ２２のしめ代Ａをアキシアル隙間の６
０％以上とし、グリース（図示せず）の漏洩を確実に防
止することが好ましい。尚、図９において、符号２１は
シール２０を構成する金属製の基材であり、符号１０は
保持器である。
【００４７】上記の如く構成される転がり軸受１では、
封入グリースは特に制限されるものではないが、４０℃
における動粘度が８０ｍｍ2／ｓ以上の基油を用いるこ
とが好ましい。粘度の高い基油ほど油膜の強度が高ま
り、フレッチング摩耗を抑える上で有利となる。基油の
動粘度の違いによる耐フレッチング性を検証するために
以下の試験を行った。
封入グリースは特に制限されるものではないが、４０℃
における動粘度が８０ｍｍ2／ｓ以上の基油を用いるこ
とが好ましい。粘度の高い基油ほど油膜の強度が高ま
り、フレッチング摩耗を抑える上で有利となる。基油の
動粘度の違いによる耐フレッチング性を検証するために
以下の試験を行った。
【００４８】すなわち、表１に示すように、４０℃にお
ける動粘度が異なる合成油（ポリαオレフィン油）にリ
チウム石けんを同量ずつ配合してグリースを調製し、試
験軸受（型番：６２０２、有効隙間：０ｍｍ（アキシャ
ル荷重により隙間を無くす）に軸受空間の３５体積％を
占めるように充填し、シールにより封止した。そして、
各試験軸受を静止状態で加振試験をして試験前後におけ
るアンデロン値を測定した。アンデロン値が大きいほ
ど、フレッチング摩耗に起因する異音の発生が顕著であ
ることを意味する。結果を図１０に示すが、４０℃にお
ける動粘度が８０ｍｍ2／ｓ以上の基油を用いることに
より、アンデロン値の上昇が小さくなっており、フレッ
チング摩耗を抑える上で有効であることが判明した。
ける動粘度が異なる合成油（ポリαオレフィン油）にリ
チウム石けんを同量ずつ配合してグリースを調製し、試
験軸受（型番：６２０２、有効隙間：０ｍｍ（アキシャ
ル荷重により隙間を無くす）に軸受空間の３５体積％を
占めるように充填し、シールにより封止した。そして、
各試験軸受を静止状態で加振試験をして試験前後におけ
るアンデロン値を測定した。アンデロン値が大きいほ
ど、フレッチング摩耗に起因する異音の発生が顕著であ
ることを意味する。結果を図１０に示すが、４０℃にお
ける動粘度が８０ｍｍ2／ｓ以上の基油を用いることに
より、アンデロン値の上昇が小さくなっており、フレッ
チング摩耗を抑える上で有効であることが判明した。
【００４９】
【表１】
【００５０】また、乗り上げ性を評価した。即ち、内径
φ５０ｍｍ、外径φ７２ｍｍ、幅１２ｍｍ、有効隙間
０．０６ｍｍで、溝深さの異なる試験軸受を用意し、ポ
リαオレフィン油にリチウム石けんを配合したグリース
を軸受空間の３５体積％を占めるように充填してシール
で封止した。そして、各試験軸受をアキシャル荷重４９
００Ｎの下で回転させ、玉の乗り上げの有無を調べた。
接触楕円の端が溝肩に乗り上げている場合を「＋」、接
触楕円と溝肩に乗り上げていない場合を「−」として結
果を図１１に示した。
φ５０ｍｍ、外径φ７２ｍｍ、幅１２ｍｍ、有効隙間
０．０６ｍｍで、溝深さの異なる試験軸受を用意し、ポ
リαオレフィン油にリチウム石けんを配合したグリース
を軸受空間の３５体積％を占めるように充填してシール
で封止した。そして、各試験軸受をアキシャル荷重４９
００Ｎの下で回転させ、玉の乗り上げの有無を調べた。
接触楕円の端が溝肩に乗り上げている場合を「＋」、接
触楕円と溝肩に乗り上げていない場合を「−」として結
果を図１１に示した。
【００５１】図１１に示すように、溝深さ（玉径比）が
１７％以上の範囲では玉の乗り上げ余裕率が「−」にな
っている。
１７％以上の範囲では玉の乗り上げ余裕率が「−」にな
っている。
【００５２】なお、上記実施形態は、例えばスーパーチ
ャージャーに用いられる転がり軸受の使用形態であり、
電磁クラッチがＯＮのときに、ベルトを介して回転体６
が回転され更にその回転が軸８へ伝達され、電磁クラッ
チがＯＦＦのときにベルトを介して回転体６が回転され
るが軸８は停止している構成であるが、使用形態として
は、回転力の入力側と出力側がこの逆であってもよい。
ャージャーに用いられる転がり軸受の使用形態であり、
電磁クラッチがＯＮのときに、ベルトを介して回転体６
が回転され更にその回転が軸８へ伝達され、電磁クラッ
チがＯＦＦのときにベルトを介して回転体６が回転され
るが軸８は停止している構成であるが、使用形態として
は、回転力の入力側と出力側がこの逆であってもよい。
【００５３】すなわち、本発明は、例えばクランクシャ
フトに用いられる転がり軸受のように、電磁クラッチが
ＯＮのときに軸８が駆動側となり回転体６が相対回転が
０で回転し、電磁クラッチがＯＦＦのときにベルトを介
して回転体６が回転され、軸８は停止している構成に適
用してもよい。
フトに用いられる転がり軸受のように、電磁クラッチが
ＯＮのときに軸８が駆動側となり回転体６が相対回転が
０で回転し、電磁クラッチがＯＦＦのときにベルトを介
して回転体６が回転され、軸８は停止している構成に適
用してもよい。
【００５４】
【発明の効果】本発明の転がり軸受によれば、内外輪間
の相対回転が０で、且つ回転荷重を受けて使用される転
がり軸受において、転がり軸受の構成部品の製造工程の
複雑化を招く恐れが無く、安価に、且つ確実に、フレッ
チングを防止することができて、フレッチングを原因と
する局部摩耗による異音の発生や軸受寿命の低下を防止
でき、また、局部摩耗の摩耗粉によるグリース寿命の低
下を防止することができる。
の相対回転が０で、且つ回転荷重を受けて使用される転
がり軸受において、転がり軸受の構成部品の製造工程の
複雑化を招く恐れが無く、安価に、且つ確実に、フレッ
チングを防止することができて、フレッチングを原因と
する局部摩耗による異音の発生や軸受寿命の低下を防止
でき、また、局部摩耗の摩耗粉によるグリース寿命の低
下を防止することができる。
【００５５】また、この効果は、組合せ玉軸受だけでな
く、複列玉軸受、単列玉軸受を使用した場合でも、同様
に得られる。
く、複列玉軸受、単列玉軸受を使用した場合でも、同様
に得られる。
【図１】本発明に係る転がり軸受の一実施形態の縦断面
図で、クラッチ機構がＯＦＦのために転がり軸受の内外
輪が相対回転可能な時の縦断面図である。
図で、クラッチ機構がＯＦＦのために転がり軸受の内外
輪が相対回転可能な時の縦断面図である。
【図２】本発明に係る転がり軸受の一実施形態の縦断面
図で、クラッチ機構がＯＮのために転がり軸受の内外輪
が相対回転不可になった時の縦断面図である。
図で、クラッチ機構がＯＮのために転がり軸受の内外輪
が相対回転不可になった時の縦断面図である。
【図３】図２に示したクラッチ機構がＯＮの状態で、内
外輪が一体に回転駆動された時の荷重方向の変位の説明
図である。
外輪が一体に回転駆動された時の荷重方向の変位の説明
図である。
【図４】図２に示したクラッチ機構がＯＮの状態で、軸
受有効隙間を変更した際の内外輪の回転数と保持器（転
動体）の挙動の相関図である。
受有効隙間を変更した際の内外輪の回転数と保持器（転
動体）の挙動の相関図である。
【図５】内外輪の傾きに相応する軸受有効隙間の低減を
示す断面図である。
示す断面図である。
【図６】内外輪が一体に高速回転した時の各転動体への
遠心力の作用説明図である。
遠心力の作用説明図である。
【図７】内外輪が一体に回転駆動された時の荷重方向の
変位の説明図である。
変位の説明図である。
【図８】（ａ）は荷重方向の真下及び反対側の位置にお
ける転動体と内輪の軌道面との接触状態を示す断面図
で、（ｂ）は荷重方向の真下及び反対側の位置における
転動体と内輪の軌道面との接触面積Ｓ１，Ｓ２の説明図
である。
ける転動体と内輪の軌道面との接触状態を示す断面図
で、（ｂ）は荷重方向の真下及び反対側の位置における
転動体と内輪の軌道面との接触面積Ｓ１，Ｓ２の説明図
である。
【図９】シールリップのしめ代を説明するための断面図
である。
である。
【図１０】基油動粘度の異なるグリースを用いて軸受の
アンデンロン値を測定した結果を示すグラフである。
アンデンロン値を測定した結果を示すグラフである。
【図１１】溝深さを変えて玉乗り上げ余裕率を測定した
結果を示すグラフである。
結果を示すグラフである。
１ 転がり軸受 ２ 外輪 ２ａ 軌道面 ３ 内輪 ３ａ 軌道面 ４ 転動体 ６ 回転体 ８ 軸 １０ 保持器 １２ クラッチ機構 ２０ シール ２２ リールリップ
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 福田 直樹 神奈川県藤沢市鵠沼神明１丁目５番50号 日本精工株式会社内 (72)発明者 大畑 俊久 神奈川県藤沢市鵠沼神明１丁目５番50号 日本精工株式会社内 Ｆターム(参考） 3J016 AA01 BB03 3J101 AA02 AA42 AA62 BA53 BA54 FA01 FA35 FA46 GA16
Claims (5)
- 【請求項１】 内輪と外輪との間に複数の転動体を保持
器により保持し、シールによりグリースを封入してな
り、且つ外輪が嵌着した回転体と内輪が嵌着した軸とが
クラッチ機構により連結可能に構成され、前記クラッチ
機構による回転体と軸との連結時に、内外輪間の相対回
転が０で、回転荷重を受けて使用される転がり軸受にお
いて、 前記回転体と軸との間に組み込まれた際の軸受有効隙間
が正の値となるように、内外輪間における初期ラジアル
隙間を設定したことを特徴とする転がり軸受。 - 【請求項２】 軸受有効隙間が０．０２０ｍｍ以上であ
ることを特徴とする請求項１記載の転がり軸受。 - 【請求項３】 内輪及び外輪の各溝深さが、転動体直径
の１７％以上であることを特徴とする請求項１または２
記載の転がり軸受。 - 【請求項４】 シールのシールリップのしめ代が、アキ
シアル隙間の６０％以上であることを特徴とする請求項
１〜３の何れか１項に記載の転がり軸受。 - 【請求項５】 グリースの基油の４０℃における動粘度
が８０ｍｍ2／ｓ以上であることを特徴とする請求項１
〜４の何れか１項に記載の転がり軸受。
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| JP2001242387A JP2002122151A (ja) | 2000-08-09 | 2001-08-09 | 転がり軸受 |
Applications Claiming Priority (3)
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|---|---|---|---|
| JP2000241409 | 2000-08-09 | ||
| JP2000-241409 | 2000-08-09 | ||
| JP2001242387A JP2002122151A (ja) | 2000-08-09 | 2001-08-09 | 転がり軸受 |
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| JP2002122151A true JP2002122151A (ja) | 2002-04-26 |
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ID=26597641
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|---|---|---|---|
| JP2001242387A Pending JP2002122151A (ja) | 2000-08-09 | 2001-08-09 | 転がり軸受 |
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