JPH11247848A - 複列円すいころ軸受装置 - Google Patents
複列円すいころ軸受装置Info
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- JPH11247848A JPH11247848A JP10046592A JP4659298A JPH11247848A JP H11247848 A JPH11247848 A JP H11247848A JP 10046592 A JP10046592 A JP 10046592A JP 4659298 A JP4659298 A JP 4659298A JP H11247848 A JPH11247848 A JP H11247848A
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16C19/54—Systems consisting of a plurality of bearings with rolling friction
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- F16C19/22—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings
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- F16C2240/34—Contact angles
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16H48/38—Constructional details
- F16H48/42—Constructional details characterised by features of the input shafts, e.g. mounting of drive gears thereon
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Abstract
(57)【要約】
【課題】 耐久性、伝達効率等の性能を確保しつつ、小
型・軽量化を図る。 【解決手段】 １対の円すいころ軸受３ａ、３ｂによ
り、端部にピニオンギヤ４を固定したピニオン軸２を支
持する。上記ピニオンギヤ４寄りの円すいころ軸受３ａ
の接触角βよりも、ピニオンギヤ４と反対側の円すいこ
ろ軸受３ｂの接触角αを、５度以上大きくする。リング
ギヤ５と噛合する上記ピニオンギヤ４から加わる大きな
ラジアル荷重を受ける、上記円すいころ軸受３ａのラジ
アル剛性が高くなる。又、両円すいころ軸受３ａ、３ｂ
内で発生するアキシアル荷重のアンバランス量を小さく
抑える事ができる。
型・軽量化を図る。 【解決手段】 １対の円すいころ軸受３ａ、３ｂによ
り、端部にピニオンギヤ４を固定したピニオン軸２を支
持する。上記ピニオンギヤ４寄りの円すいころ軸受３ａ
の接触角βよりも、ピニオンギヤ４と反対側の円すいこ
ろ軸受３ｂの接触角αを、５度以上大きくする。リング
ギヤ５と噛合する上記ピニオンギヤ４から加わる大きな
ラジアル荷重を受ける、上記円すいころ軸受３ａのラジ
アル剛性が高くなる。又、両円すいころ軸受３ａ、３ｂ
内で発生するアキシアル荷重のアンバランス量を小さく
抑える事ができる。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】この発明は、自動車の駆動系
に設けられるデファレンシャルギヤを構成するピニオン
軸をケーシング内に回転自在に支持する、複列円すいこ
ろ軸受装置の改良に関する。
に設けられるデファレンシャルギヤを構成するピニオン
軸をケーシング内に回転自在に支持する、複列円すいこ
ろ軸受装置の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】自動車のプロペラシャフトと車輪の駆動
軸（アクセル軸）との間には、デファレンシャルギヤを
設ける事により、プロペラシャフトと駆動軸との間での
動力伝達を行なうと共に、進路変更に伴う左右の駆動輪
の回転速度差を吸収し、更に動力の向きを変え、最終的
な減速を行なう様にしている。この様なデファレンシャ
ルギヤとして従来から、例えば特開平９−２８７６１７
号公報、実公平４−５１２３９号公報に記載された様な
構造が知られている。図３は、これら公報等に記載され
て従来から一般的に知られているデファレンシャルギヤ
の１例を示している。
軸（アクセル軸）との間には、デファレンシャルギヤを
設ける事により、プロペラシャフトと駆動軸との間での
動力伝達を行なうと共に、進路変更に伴う左右の駆動輪
の回転速度差を吸収し、更に動力の向きを変え、最終的
な減速を行なう様にしている。この様なデファレンシャ
ルギヤとして従来から、例えば特開平９−２８７６１７
号公報、実公平４−５１２３９号公報に記載された様な
構造が知られている。図３は、これら公報等に記載され
て従来から一般的に知られているデファレンシャルギヤ
の１例を示している。
【０００３】このデファレンシャルギヤでは、ギヤケー
ス１の一端部内側にピニオン軸２を、本発明の対象とな
る複列円すいころ軸受装置を構成する１対の円すいころ
軸受３ａ、３ｂにより、回転自在に支持している。そし
て、このピニオン軸２の内端部（上記ギヤケース１の中
心寄り端部で、図３の左端部）でインナー側（次述する
リングギヤ５側で、図３の左側）の円すいころ軸受３ａ
よりも突出した部分に固設したピニオンギヤ４と、上記
ギヤケース１内に回転自在に支承したリングギヤ５と
を、互いに噛合させている。この様な構成により、上記
ピニオン軸２の外端部（図３の右端部）に結合固定し
た、図示しないドライブシャフトの回転力を、上記ピニ
オンギヤ４を介して、上記リングギヤ５に伝達自在とし
ている。更に、このリングギヤ５の回転を、図示しない
別の円すいころ軸受により上記ギヤケース１に支承し
た、図示しない左右１対の駆動軸に伝達自在としてい
る。
ス１の一端部内側にピニオン軸２を、本発明の対象とな
る複列円すいころ軸受装置を構成する１対の円すいころ
軸受３ａ、３ｂにより、回転自在に支持している。そし
て、このピニオン軸２の内端部（上記ギヤケース１の中
心寄り端部で、図３の左端部）でインナー側（次述する
リングギヤ５側で、図３の左側）の円すいころ軸受３ａ
よりも突出した部分に固設したピニオンギヤ４と、上記
ギヤケース１内に回転自在に支承したリングギヤ５と
を、互いに噛合させている。この様な構成により、上記
ピニオン軸２の外端部（図３の右端部）に結合固定し
た、図示しないドライブシャフトの回転力を、上記ピニ
オンギヤ４を介して、上記リングギヤ５に伝達自在とし
ている。更に、このリングギヤ５の回転を、図示しない
別の円すいころ軸受により上記ギヤケース１に支承し
た、図示しない左右１対の駆動軸に伝達自在としてい
る。
【０００４】上述の様なデファレンシャルギヤの運転時
には、上記ピニオンギヤ４とリングギヤ５との噛合に基
づいて、上記ピニオン軸２の内端部にラジアル荷重が加
わる。この様なラジアル荷重は、上記１対の円すいころ
軸受３ａ、３ｂに加わり、これら各円すいころ軸受３
ａ、３ｂ部分でアキシアル荷重を発生させる。即ち、こ
れら各円すいころ軸受３ａ、３ｂを構成する外輪６ａ、
６ｂの内周面には円すい凹面状の外輪軌道７ａ、７ｂを
設けており、同じく内輪８ａ、８ｂの外周面には円すい
凸面状の内輪軌道９ａ、９ｂを設けている。そして、こ
れら各外輪軌道７ａ、７ｂと各内輪軌道９ａ、９ｂとの
間に、それぞれ複数個ずつの円すいころ１０、１０を転
動自在に設けている。上記各円すいころ軸受３ａ、３ｂ
にラジアル荷重が加わると、上記各円すいころ１０、１
０の転動面と、上記各外輪軌道７ａ、７ｂ及び各内輪軌
道９ａ、９ｂとの係合に基づいて、上記各円すいころ軸
受３ａ、３ｂを構成する各外輪軌道７ａ、７ｂと各内輪
軌道９ａ、９ｂとを軸方向に離す方向のスラスト荷重が
加わる。
には、上記ピニオンギヤ４とリングギヤ５との噛合に基
づいて、上記ピニオン軸２の内端部にラジアル荷重が加
わる。この様なラジアル荷重は、上記１対の円すいころ
軸受３ａ、３ｂに加わり、これら各円すいころ軸受３
ａ、３ｂ部分でアキシアル荷重を発生させる。即ち、こ
れら各円すいころ軸受３ａ、３ｂを構成する外輪６ａ、
６ｂの内周面には円すい凹面状の外輪軌道７ａ、７ｂを
設けており、同じく内輪８ａ、８ｂの外周面には円すい
凸面状の内輪軌道９ａ、９ｂを設けている。そして、こ
れら各外輪軌道７ａ、７ｂと各内輪軌道９ａ、９ｂとの
間に、それぞれ複数個ずつの円すいころ１０、１０を転
動自在に設けている。上記各円すいころ軸受３ａ、３ｂ
にラジアル荷重が加わると、上記各円すいころ１０、１
０の転動面と、上記各外輪軌道７ａ、７ｂ及び各内輪軌
道９ａ、９ｂとの係合に基づいて、上記各円すいころ軸
受３ａ、３ｂを構成する各外輪軌道７ａ、７ｂと各内輪
軌道９ａ、９ｂとを軸方向に離す方向のスラスト荷重が
加わる。
【０００５】この様にして発生するスラスト荷重に拘ら
ず、上記各内輪８ａ、８ｂを外嵌固定した前記ピニオン
軸２が軸方向にずれ動く事を防止する為、図３に鎖線
ａ、ｂで示す様に、上記各円すいころ軸受３ａ、３ｂの
接触角の方向を互いに逆にしている。従って、上記ラジ
アル荷重に基づいてこれら各円すいころ軸受３ａ、３ｂ
内で発生するアキシアル荷重の作用方向は互いに逆にな
り、上記ピニオン軸２内で相殺されるか、相殺されない
場合でも何れかの円すいころ軸受３ａ、３ｂがこのアキ
シアル荷重を支承する為、このピニオン軸２が軸方向に
変位する事はない。
ず、上記各内輪８ａ、８ｂを外嵌固定した前記ピニオン
軸２が軸方向にずれ動く事を防止する為、図３に鎖線
ａ、ｂで示す様に、上記各円すいころ軸受３ａ、３ｂの
接触角の方向を互いに逆にしている。従って、上記ラジ
アル荷重に基づいてこれら各円すいころ軸受３ａ、３ｂ
内で発生するアキシアル荷重の作用方向は互いに逆にな
り、上記ピニオン軸２内で相殺されるか、相殺されない
場合でも何れかの円すいころ軸受３ａ、３ｂがこのアキ
シアル荷重を支承する為、このピニオン軸２が軸方向に
変位する事はない。
【０００６】この様な、上記ピニオン軸２を支承する１
対の円すいころ軸受３ａ、３ｂとして従来は、接触角が
ほぼ同じものを使用していた。この理由は、上記ラジア
ル荷重に基づいてこれら各円すいころ軸受３ａ、３ｂ内
で発生するアキシアル荷重の大きさをほぼ同じにし、こ
れら各円すいころ軸受３ａ、３ｂ内で発生したアキシア
ル荷重を上記ピニオン軸２内でできるだけ相殺する事を
意図した為である。又、上記アキシアル荷重を相殺し切
れない場合でも、何れかの円すいころ軸受３ａ、３ｂが
十分にこのアキシアル荷重を支承できる様にすべく、こ
れら各円すいころ軸受３ａ、３ｂの接触角を或る程度大
きくしていた。又、上記ラジアル荷重が、上記ピニオン
ギヤ４から上記ピニオン軸２の内端部に加わった場合で
も、このピニオン軸２の支持剛性を確保してこのピニオ
ン軸２の中心軸がずれる事を防止すべく、上記１対の円
すいころ軸受３ａ、３ｂ同士の間隔を広くあけて、支持
スパンを大きくしていた。
対の円すいころ軸受３ａ、３ｂとして従来は、接触角が
ほぼ同じものを使用していた。この理由は、上記ラジア
ル荷重に基づいてこれら各円すいころ軸受３ａ、３ｂ内
で発生するアキシアル荷重の大きさをほぼ同じにし、こ
れら各円すいころ軸受３ａ、３ｂ内で発生したアキシア
ル荷重を上記ピニオン軸２内でできるだけ相殺する事を
意図した為である。又、上記アキシアル荷重を相殺し切
れない場合でも、何れかの円すいころ軸受３ａ、３ｂが
十分にこのアキシアル荷重を支承できる様にすべく、こ
れら各円すいころ軸受３ａ、３ｂの接触角を或る程度大
きくしていた。又、上記ラジアル荷重が、上記ピニオン
ギヤ４から上記ピニオン軸２の内端部に加わった場合で
も、このピニオン軸２の支持剛性を確保してこのピニオ
ン軸２の中心軸がずれる事を防止すべく、上記１対の円
すいころ軸受３ａ、３ｂ同士の間隔を広くあけて、支持
スパンを大きくしていた。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】図３に示した様な従来
構造の場合、デファレンシャルギヤを通じて伝達するト
ルクの増大に拘らず、十分な耐久性を確保しようとした
場合には、ピニオン軸２を支持する為の複列円すいころ
軸受及びこの複列円すいころ軸受を組み込んだデファレ
ンシャルギヤが大型化する。即ち、エンジンの高出力化
等により、上記トルクが増大すると、ピニオンギヤ４か
らピニオン軸２の内端部に加わるラジアル荷重が大きく
なる。図３に示した従来構造のまま、このラジアル荷重
に対する支持剛性を確保しようとした場合には、少なく
とも上記ピニオンギヤ４に近い、インナー側の円すいこ
ろ軸受３ａを大型化する必要がある。
構造の場合、デファレンシャルギヤを通じて伝達するト
ルクの増大に拘らず、十分な耐久性を確保しようとした
場合には、ピニオン軸２を支持する為の複列円すいころ
軸受及びこの複列円すいころ軸受を組み込んだデファレ
ンシャルギヤが大型化する。即ち、エンジンの高出力化
等により、上記トルクが増大すると、ピニオンギヤ４か
らピニオン軸２の内端部に加わるラジアル荷重が大きく
なる。図３に示した従来構造のまま、このラジアル荷重
に対する支持剛性を確保しようとした場合には、少なく
とも上記ピニオンギヤ４に近い、インナー側の円すいこ
ろ軸受３ａを大型化する必要がある。
【０００８】この様な円すいころ軸受３ａの大型化は、
上記複列円すいころ軸受及びこの複列円すいころ軸受を
組み込んだデファレンシャルギヤの大型化に結び付き、
この大型化は自動車の重量増大及び燃費性能の悪化に結
び付く為、好ましくない。この様な事情に鑑みて本発明
者が、上記複列円すいころ軸受の構成各部の挙動に就い
て考察したところ、１対の円すいころ軸受３ａ、３ｂ内
で発生するアキシアル荷重を相殺する為には、これら両
円すいころ軸受３ａ、３ｂの接触角を同じにする必要が
ない事に気付いた。即ち、上記ラジアル荷重の入力部で
ある上記ピニオンギヤ４に近い、インナー側の円すいこ
ろ軸受３ａには大きなラジアル荷重が作用し、この円す
いころ軸受３ａ内で発生するアキシアル荷重もその分大
きくなる。これに対して、上記ピニオンギヤ４から遠
い、アウター側の円すいころ軸受３ｂに作用するラジア
ル荷重は小さくなり、この円すいころ軸受３ｂ内で発生
するアキシアル荷重もその分だけ小さくなる。
上記複列円すいころ軸受及びこの複列円すいころ軸受を
組み込んだデファレンシャルギヤの大型化に結び付き、
この大型化は自動車の重量増大及び燃費性能の悪化に結
び付く為、好ましくない。この様な事情に鑑みて本発明
者が、上記複列円すいころ軸受の構成各部の挙動に就い
て考察したところ、１対の円すいころ軸受３ａ、３ｂ内
で発生するアキシアル荷重を相殺する為には、これら両
円すいころ軸受３ａ、３ｂの接触角を同じにする必要が
ない事に気付いた。即ち、上記ラジアル荷重の入力部で
ある上記ピニオンギヤ４に近い、インナー側の円すいこ
ろ軸受３ａには大きなラジアル荷重が作用し、この円す
いころ軸受３ａ内で発生するアキシアル荷重もその分大
きくなる。これに対して、上記ピニオンギヤ４から遠
い、アウター側の円すいころ軸受３ｂに作用するラジア
ル荷重は小さくなり、この円すいころ軸受３ｂ内で発生
するアキシアル荷重もその分だけ小さくなる。
【０００９】従って、上記インナー側の円すいころ軸受
３ａの接触角をアウター側の円すいころ軸受３ｂの接触
角より小さくしても、デファレンシャルギヤの運転時に
これら両円すいころ軸受３ａ、３ｂ内で発生するアキシ
アル荷重の大きさにあまり大きな差を生じさせる事はな
い。一方、円すいころ軸受のラジアル剛性を高くし、当
該円すいころ軸受の近傍に支持したギヤと相手ギヤとの
噛合状態を正規の状態に維持する為には、当該円すいこ
ろ軸受の接触角を小さくする事が好ましい。本発明の複
列円すいころ軸受装置は、この様な事情に鑑みて発明し
たものである。
３ａの接触角をアウター側の円すいころ軸受３ｂの接触
角より小さくしても、デファレンシャルギヤの運転時に
これら両円すいころ軸受３ａ、３ｂ内で発生するアキシ
アル荷重の大きさにあまり大きな差を生じさせる事はな
い。一方、円すいころ軸受のラジアル剛性を高くし、当
該円すいころ軸受の近傍に支持したギヤと相手ギヤとの
噛合状態を正規の状態に維持する為には、当該円すいこ
ろ軸受の接触角を小さくする事が好ましい。本発明の複
列円すいころ軸受装置は、この様な事情に鑑みて発明し
たものである。
【００１０】
【課題を解決するための手段】本発明の複列円すいころ
軸受装置は、前述したデファレンシャルギヤに組み込ま
れて従来から知られている複列円すいころ軸受装置と同
様に、接触角の方向を互いに逆方向とすると共に、それ
ぞれの外輪を固定部分に内嵌固定した第一、第二の円す
いころ軸受と、これら両円すいころ軸受の内輪に内嵌固
定する事により、上記固定部分に回転自在に支持した回
転軸とを備える。そして、この回転軸の一端部で上記第
一の円すいころ軸受から上記第二の円すいころ軸受と反
対側に突出した部分に固定したギヤを他のギヤと噛合さ
せた状態で使用する。
軸受装置は、前述したデファレンシャルギヤに組み込ま
れて従来から知られている複列円すいころ軸受装置と同
様に、接触角の方向を互いに逆方向とすると共に、それ
ぞれの外輪を固定部分に内嵌固定した第一、第二の円す
いころ軸受と、これら両円すいころ軸受の内輪に内嵌固
定する事により、上記固定部分に回転自在に支持した回
転軸とを備える。そして、この回転軸の一端部で上記第
一の円すいころ軸受から上記第二の円すいころ軸受と反
対側に突出した部分に固定したギヤを他のギヤと噛合さ
せた状態で使用する。
【００１１】特に、本発明の複列円すいころ軸受装置に
於いては、上記第二の円すいころ軸受の接触角αを上記
第一の円すいころ軸受の接触角βよりも５度以上大きく
する。これと共に、上記両円すいころ軸受の内輪の両端
面のうち、互いに反対側の外端面同士の間隔を、上記第
二の円すいころ軸受の内輪の内径の２．８倍以下にして
いる。
於いては、上記第二の円すいころ軸受の接触角αを上記
第一の円すいころ軸受の接触角βよりも５度以上大きく
する。これと共に、上記両円すいころ軸受の内輪の両端
面のうち、互いに反対側の外端面同士の間隔を、上記第
二の円すいころ軸受の内輪の内径の２．８倍以下にして
いる。
【００１２】
【作用】上述の様に構成する本発明の複列円すいころ軸
受装置によれば、第一の円すいころ軸受の接触角を小さ
くする事により、この第一の円すいころ軸受のラジアル
剛性を十分に高くできる。この為、回転軸の端部に固定
したギヤから受ける大きなラジアル荷重に拘らず、この
ギヤのラジアル方向に亙る変位を抑えて、このギヤと他
のギヤとの噛合状態を正規状態に維持できる。第一の円
すいころ軸受の接触角を第二の円すいころ軸受の接触角
よりも小さくした事に伴い、これら両円すいころ軸受に
同じ大きさのラジアル荷重が作用したと仮定した場合に
は、第二の円すいころ軸受内で発生するアキシアル荷重
が、第一の円すいころ軸受内で発生するアキシアル荷重
よりも大きくなる。但し、実際には、ギヤに近い第一の
円すいころ軸受に作用するラジアル荷重が、ギヤから遠
い第二の円すいころ軸受に作用するラジアル荷重よりも
大きくなる。従って、上記第一、第二の円すいころ軸受
の内部でそれぞれ発生するアキシアル荷重に、大きな差
が生じる事はない。
受装置によれば、第一の円すいころ軸受の接触角を小さ
くする事により、この第一の円すいころ軸受のラジアル
剛性を十分に高くできる。この為、回転軸の端部に固定
したギヤから受ける大きなラジアル荷重に拘らず、この
ギヤのラジアル方向に亙る変位を抑えて、このギヤと他
のギヤとの噛合状態を正規状態に維持できる。第一の円
すいころ軸受の接触角を第二の円すいころ軸受の接触角
よりも小さくした事に伴い、これら両円すいころ軸受に
同じ大きさのラジアル荷重が作用したと仮定した場合に
は、第二の円すいころ軸受内で発生するアキシアル荷重
が、第一の円すいころ軸受内で発生するアキシアル荷重
よりも大きくなる。但し、実際には、ギヤに近い第一の
円すいころ軸受に作用するラジアル荷重が、ギヤから遠
い第二の円すいころ軸受に作用するラジアル荷重よりも
大きくなる。従って、上記第一、第二の円すいころ軸受
の内部でそれぞれ発生するアキシアル荷重に、大きな差
が生じる事はない。
【００１３】
【発明の実施の形態】図１〜２は、本発明の実施の形態
の１例を示している。尚、本発明の特徴は、第二の円す
いころ軸受であるアウター側（運転時にラジアル荷重を
受けるピニオンギヤ４から遠い側で、図１〜２の右側）
の円すいころ軸受３ｂの接触角αを、第一の円すいころ
軸受であるインナー側（ピニオンギヤ４に近い側で、図
１〜２の左側）の円すいころ軸受３ａの接触角βよりも
大きくする事により、必要とする剛性を確保しつつ、上
記両円すいころ軸受３ａ、３ｂの間隔を狭めて小型・軽
量化を可能にした点にある。その他の部分の構造及び作
用は、前述の図３に示した従来構造と同様であるから、
同等部分には同一符号を付して重複する説明を省略若し
くは簡略にし、以下、本発明の特徴部分を中心に説明す
る。
の１例を示している。尚、本発明の特徴は、第二の円す
いころ軸受であるアウター側（運転時にラジアル荷重を
受けるピニオンギヤ４から遠い側で、図１〜２の右側）
の円すいころ軸受３ｂの接触角αを、第一の円すいころ
軸受であるインナー側（ピニオンギヤ４に近い側で、図
１〜２の左側）の円すいころ軸受３ａの接触角βよりも
大きくする事により、必要とする剛性を確保しつつ、上
記両円すいころ軸受３ａ、３ｂの間隔を狭めて小型・軽
量化を可能にした点にある。その他の部分の構造及び作
用は、前述の図３に示した従来構造と同様であるから、
同等部分には同一符号を付して重複する説明を省略若し
くは簡略にし、以下、本発明の特徴部分を中心に説明す
る。
【００１４】上記アウター側の円すいころ軸受３ｂの接
触角αを、上記インナー側の円すいころ軸受３ａの接触
角βよりも５度以上大きくしている（α≧β＋５°）。
この場合に、好ましくは、上記アウター側の円すいころ
軸受３ｂの接触角αを３４度以下とし、上記インナー側
の円すいころ軸受３ａの接触角βを１２度以上とする
（１２°≦β、β＋５°≦α≦３４°）。上記インナー
側の円すいころ軸受３ａの接触角βを１２度以上とする
理由は、この円すいころ軸受３ａのラジアル剛性を高く
する反面、必要とするアキシアル剛性を確保する為であ
る。又、アウター側、インナー側両円すいころ軸受３
ｂ、３ａの接触角α、βの差を５度以上にする理由は、
アウター側の円すいころ軸受３ｂのアキシアル剛性を高
くして、リングギヤ５と噛合するピニオンギヤ４から加
わる大きなラジアル荷重に基づいて、上記インナー側の
円すいころ軸受３ａ内で発生するアキシアル荷重を、十
分に支承可能にする為である。更に、上記アウター側の
円すいころ軸受３ｂの接触角αを３４度以下にする理由
は、この円すいころ軸受３ｂのアキシアル剛性を高くす
る反面、必要とするラジアル剛性を確保する為である。
触角αを、上記インナー側の円すいころ軸受３ａの接触
角βよりも５度以上大きくしている（α≧β＋５°）。
この場合に、好ましくは、上記アウター側の円すいころ
軸受３ｂの接触角αを３４度以下とし、上記インナー側
の円すいころ軸受３ａの接触角βを１２度以上とする
（１２°≦β、β＋５°≦α≦３４°）。上記インナー
側の円すいころ軸受３ａの接触角βを１２度以上とする
理由は、この円すいころ軸受３ａのラジアル剛性を高く
する反面、必要とするアキシアル剛性を確保する為であ
る。又、アウター側、インナー側両円すいころ軸受３
ｂ、３ａの接触角α、βの差を５度以上にする理由は、
アウター側の円すいころ軸受３ｂのアキシアル剛性を高
くして、リングギヤ５と噛合するピニオンギヤ４から加
わる大きなラジアル荷重に基づいて、上記インナー側の
円すいころ軸受３ａ内で発生するアキシアル荷重を、十
分に支承可能にする為である。更に、上記アウター側の
円すいころ軸受３ｂの接触角αを３４度以下にする理由
は、この円すいころ軸受３ｂのアキシアル剛性を高くす
る反面、必要とするラジアル剛性を確保する為である。
【００１５】又、ピニオン軸２の長さを小さくすると共
に、上記両円すいころ軸受３ａ、３ｂを構成する内輪８
ａ、８ｂの内端面（互いに対向する端面）同士の間に挟
持する円筒状のスペーサ１１の軸方向寸法を小さくして
いる。そして、上記内輪８ａ、８ｂの両端面のうち、互
いに反対側の外端面同士の間隔Ｄ8 を、上記アウター側
の円すいころ軸受３ｂを構成する内輪８ｂの内径Ｒ8bの
２．８倍以下（Ｄ8 ≦２．８Ｒ8b）にしている。この様
に、上記外端面同士の間隔Ｄ8 を上記内輪８ｂの内径Ｒ
8bの２．８倍以下にする理由は、上記両円すいころ軸受
３ａ、３ｂの接触角α、βを上記範囲に規制した事に伴
い、これら両円すいころ軸受３ａ、３ｂに加わるラジア
ル荷重及びアキシアル荷重をバランスさせつつ、複列円
すいころ軸受装置の小型化を図る為である。尚、上記外
端面同士の間隔Ｄ8 の最小値は、上記内輪８ｂの内径Ｒ
8bの１．５倍程度必要である。
に、上記両円すいころ軸受３ａ、３ｂを構成する内輪８
ａ、８ｂの内端面（互いに対向する端面）同士の間に挟
持する円筒状のスペーサ１１の軸方向寸法を小さくして
いる。そして、上記内輪８ａ、８ｂの両端面のうち、互
いに反対側の外端面同士の間隔Ｄ8 を、上記アウター側
の円すいころ軸受３ｂを構成する内輪８ｂの内径Ｒ8bの
２．８倍以下（Ｄ8 ≦２．８Ｒ8b）にしている。この様
に、上記外端面同士の間隔Ｄ8 を上記内輪８ｂの内径Ｒ
8bの２．８倍以下にする理由は、上記両円すいころ軸受
３ａ、３ｂの接触角α、βを上記範囲に規制した事に伴
い、これら両円すいころ軸受３ａ、３ｂに加わるラジア
ル荷重及びアキシアル荷重をバランスさせつつ、複列円
すいころ軸受装置の小型化を図る為である。尚、上記外
端面同士の間隔Ｄ8 の最小値は、上記内輪８ｂの内径Ｒ
8bの１．５倍程度必要である。
【００１６】上述の様に構成する本発明の複列円すいこ
ろ軸受装置によれば、インナー側の円すいころ軸受３ａ
の接触角βを小さくする事により、このインナー側の円
すいころ軸受３ａのラジアル剛性を十分に高くできる。
従って、回転軸であるピニオン軸２の内端部に固定した
ピニオンギヤ４から受ける大きなラジアル荷重に拘ら
ず、このピニオンギヤ４のラジアル方向に亙る変位を抑
えて、このピニオンギヤ４と、他のギヤであるリングギ
ヤ５との噛合状態を正規状態に維持できる。この為、こ
れらピニオンギヤ４とリングギヤ５との噛合部の伝達効
率を確保すると共に、この噛合部で異音が発生したり、
この噛合部の摩耗が著しくなる事を防止できる。
ろ軸受装置によれば、インナー側の円すいころ軸受３ａ
の接触角βを小さくする事により、このインナー側の円
すいころ軸受３ａのラジアル剛性を十分に高くできる。
従って、回転軸であるピニオン軸２の内端部に固定した
ピニオンギヤ４から受ける大きなラジアル荷重に拘ら
ず、このピニオンギヤ４のラジアル方向に亙る変位を抑
えて、このピニオンギヤ４と、他のギヤであるリングギ
ヤ５との噛合状態を正規状態に維持できる。この為、こ
れらピニオンギヤ４とリングギヤ５との噛合部の伝達効
率を確保すると共に、この噛合部で異音が発生したり、
この噛合部の摩耗が著しくなる事を防止できる。
【００１７】尚、上記インナー側の円すいころ軸受３ａ
の接触角βをアウター側の円すいころ軸受３ｂの接触角
αよりも５度以上小さくした事に伴い、これら両円すい
ころ軸受３ａ、３ｂに同じ大きさのラジアル荷重が作用
したと仮定した場合には、アウター側の円すいころ軸受
３ｂ内で発生するアキシアル荷重が、インナー側の円す
いころ軸受３ａ内で発生するアキシアル荷重よりも大き
くなる。但し、実際には、上記ピニオンギヤ４に近いイ
ンナー側の円すいころ軸受３ａに作用するラジアル荷重
が、上記ピニオンギヤ４から遠いアウター側の円すいこ
ろ軸受３ｂに作用するラジアル荷重よりも大きくなる。
従って、上記インナー側、アウター側、両円すいころ軸
受３ａ、３ｂの内部でそれぞれ発生するアキシアル荷重
に、大きな差が生じる事はない。この為、これら両円す
いころ軸受３ａ、３ｂの内部でそれぞれ発生するアキシ
アル荷重にアンバランスが生じても、その大きさは小さ
く、何れの円すいころ軸受３ａ、３ｂによっても、この
アンバランス量を十分に支承できる。
の接触角βをアウター側の円すいころ軸受３ｂの接触角
αよりも５度以上小さくした事に伴い、これら両円すい
ころ軸受３ａ、３ｂに同じ大きさのラジアル荷重が作用
したと仮定した場合には、アウター側の円すいころ軸受
３ｂ内で発生するアキシアル荷重が、インナー側の円す
いころ軸受３ａ内で発生するアキシアル荷重よりも大き
くなる。但し、実際には、上記ピニオンギヤ４に近いイ
ンナー側の円すいころ軸受３ａに作用するラジアル荷重
が、上記ピニオンギヤ４から遠いアウター側の円すいこ
ろ軸受３ｂに作用するラジアル荷重よりも大きくなる。
従って、上記インナー側、アウター側、両円すいころ軸
受３ａ、３ｂの内部でそれぞれ発生するアキシアル荷重
に、大きな差が生じる事はない。この為、これら両円す
いころ軸受３ａ、３ｂの内部でそれぞれ発生するアキシ
アル荷重にアンバランスが生じても、その大きさは小さ
く、何れの円すいころ軸受３ａ、３ｂによっても、この
アンバランス量を十分に支承できる。
【００１８】
【発明の効果】本発明の複列円すいころ軸受装置は、以
上に述べた通り構成され作用するので、例えばデファレ
ンシャルギヤの耐久性及び伝達効率を確保しつつ、小型
・軽量化を図れる。この為、デファレンシャルギヤを組
み込んだ自動車の軽量化により性能向上を図る等、各種
機械装置の性能向上に寄与できる。
上に述べた通り構成され作用するので、例えばデファレ
ンシャルギヤの耐久性及び伝達効率を確保しつつ、小型
・軽量化を図れる。この為、デファレンシャルギヤを組
み込んだ自動車の軽量化により性能向上を図る等、各種
機械装置の性能向上に寄与できる。
【図１】本発明の実施の形態の１例を示す、デファレン
シャルギヤの部分断面図。
シャルギヤの部分断面図。
【図２】１対の円すいころ軸受のみを取り出して、図１
と同方向から見た断面図。
と同方向から見た断面図。
【図３】従来構造の１例を示す、デファレンシャルギヤ
の部分断面図。
の部分断面図。
１ ギヤケース ２ ピニオン軸 ３ａ、３ｂ 円すいころ軸受 ４ ピニオンギヤ ５ リングギヤ ６ａ、６ｂ 外輪 ７ａ、７ｂ 外輪軌道 ８ａ、８ｂ 内輪 ９ａ、９ｂ 内輪軌道 １０ 円すいころ １１ スぺーサ
Claims (2)
- 【請求項１】 接触角の方向を互いに逆方向とすると共
に、それぞれの外輪を固定部分に内嵌固定した第一、第
二の円すいころ軸受と、これら両円すいころ軸受の内輪
に内嵌固定する事により、上記固定部分に回転自在に支
持した回転軸とを備え、この回転軸の一端部で上記第一
の円すいころ軸受から上記第二の円すいころ軸受と反対
側に突出した部分に固定したギヤを他のギヤと噛合させ
た状態で使用する複列円すいころ軸受装置に於いて、上
記第二の円すいころ軸受の接触角αを上記第一の円すい
ころ軸受の接触角βよりも５度以上大きくすると共に、
上記両円すいころ軸受の内輪の両端面のうち、互いに反
対側の外端面同士の間隔を、上記第二の円すいころ軸受
の内輪の内径の２．８倍以下にした事を特徴とする複列
円すいころ軸受装置。 - 【請求項２】 第二の円すいころ軸受の接触角αを３４
度以下とし、第一の円すいころ軸受の接触角βを１２度
以上とした、請求項１に記載した複列円すいころ軸受装
置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP04659298A JP3937556B2 (ja) | 1998-02-27 | 1998-02-27 | 複列円すいころ軸受装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP04659298A JP3937556B2 (ja) | 1998-02-27 | 1998-02-27 | 複列円すいころ軸受装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH11247848A true JPH11247848A (ja) | 1999-09-14 |
| JP3937556B2 JP3937556B2 (ja) | 2007-06-27 |
Family
ID=12751578
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP04659298A Expired - Lifetime JP3937556B2 (ja) | 1998-02-27 | 1998-02-27 | 複列円すいころ軸受装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3937556B2 (ja) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP1321687B2 (en) † | 2001-12-07 | 2014-07-09 | JTEKT Corporation | Bearing assembly for axle shaft pinion and final reduction gear for vehicle |
| US20160091018A1 (en) * | 2014-09-29 | 2016-03-31 | Aktiebolaget Skf | Bearing unit for pinions |
| CN120832779A (zh) * | 2025-09-16 | 2025-10-24 | 洛阳轴承集团股份有限公司 | 一种新能源汽车电驱减速箱锥轴承预紧量计算方法 |
-
1998
- 1998-02-27 JP JP04659298A patent/JP3937556B2/ja not_active Expired - Lifetime
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP1321687B2 (en) † | 2001-12-07 | 2014-07-09 | JTEKT Corporation | Bearing assembly for axle shaft pinion and final reduction gear for vehicle |
| US20160091018A1 (en) * | 2014-09-29 | 2016-03-31 | Aktiebolaget Skf | Bearing unit for pinions |
| CN120832779A (zh) * | 2025-09-16 | 2025-10-24 | 洛阳轴承集团股份有限公司 | 一种新能源汽车电驱减速箱锥轴承预紧量计算方法 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP3937556B2 (ja) | 2007-06-27 |
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