(57)【要約】【課題】  低トルクを実現すると共に、十分な基本動定格荷重を確保することが可能な深溝玉軸受およびその設計方法を提供する。【解決手段】  次式のａ，ｂにａ＜ｂの条件下で任意の値を与えて、次式を満たすように内外輪２，３の軌道溝２ａ，３ａ、溝肩高さＨ２ａ，Ｈ３ａ、玉の直径、玉数、および玉のピッチ円直径を設計する。【数１０】2010249241.tif 000012 【選択図】      図１
2010249241.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
内輪と外輪の間に玉を介在させた深溝玉軸受の設計方法であって、
次式のａ，ｂにａ＜ｂの条件下で任意の値を与えて、次式を満たすように内外輪の軌道溝、溝肩高さ、玉の直径、玉数、および玉のピッチ円直径を設計する深溝玉軸受の設計方法。
【数８】
2010249241.tif 000010
【請求項２】
請求項１において、前記内輪および外輪の溝肩高さが各々玉の直径の０．２倍であり、かつａ＝１，ｂ＝１．１とする深溝玉軸受の設計方法。
【請求項３】
請求項２において、０．８ｄｍ＜ｄｐ＜ｄｍ
とする深溝玉軸受の設計方法。
【請求項４】
請求項１ないし請求項３のいずれか１項において、潤滑油、グリース、および固体潤滑剤のうちのいずれか１つによって潤滑される深溝玉軸受の設計方法。
【請求項５】
請求項１ないし請求項４のいずれか１項において、前記半径方向断面は、内外輪の軌道溝に玉を接触させた部分をアキシアル平面に沿って切断して見た断面とした深溝玉軸受の設計方法。
【請求項６】
内輪と外輪の間に玉を介在させた深溝玉軸受において、
前記内輪および外輪の溝肩高さが各々玉の直径の０．２倍であり、内外輪の軌道溝、溝肩高さ、玉の直径、玉数、および玉のピッチ円直径を次式の範囲に設定したことを特徴とする深溝玉軸受。
【数９】
2010249241.tif 000011
【請求項７】
請求項６において、潤滑油によって潤滑された深溝玉軸受。
【請求項８】
請求項６において、グリースによって潤滑された深溝玉軸受。
【請求項９】
請求項６において、固体潤滑剤によって潤滑された深溝玉軸受。
【請求項１０】
請求項６ないし請求項９のいずれか１項において、内外輪間に介在させた複数の玉を保持する保持器を備えた深溝玉軸受。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、深溝玉軸受およびその設計方法に関し、各種機器の回転部を支承する深溝玉軸受の設計に適用される技術に関する。
【背景技術】
【０００２】
転がり軸受のうち、深溝玉軸受は最も汎用的に使用される軸受形式であり、低コストと同時に低トルク化が強く要求される。この低トルクを実現するために、保持器設計や、グリース潤滑であればグリース組成、密封式であればシール設計等の改良がなされている。また、軌道輪軌道面と玉の設計についても種々の発明がなされている（特許文献１、２）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００３−７４５４５号公報
【特許文献２】米国特許第６６３４７９２号明細書
【非特許文献】
【０００４】
【非特許文献１】ルンドベルグ−パルムグレン（Lundberg- Palmgren）の理論：T.Harris and M.Kotzalas, Rolling Bearing Analysis, Fifth Edition, Essential Concepts of Bearing Technology, CRC Press(2007), p.221.）
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
特許文献１、２のいずれの発明も軸受の軌道部の設計パラメータの一部にのみ着目した発明であり、あらゆるパラメータが考慮されているとは言い難い。また、通常、低トルクとなるように軸受設計を行うと基本動定格荷重が低下し、したがって、短寿命となる。前記「基本動定格荷重」とは、内輪を回転させ外輪を静止させた条件で、一群の同じ軸受を個々に運転したとき、基本定格寿命が１００万回転になるような、方向と大きさとが変動しない荷重をいう。深溝玉軸受等のラジアル軸受では、方向と大きさとが一定のラジアル荷重をとる。
【０００６】
この発明の目的は、低トルクを実現すると共に、十分な基本動定格荷重を確保することが可能な深溝玉軸受およびその設計方法を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
この発明の深溝玉軸受の設計方法は、内輪と外輪の間に玉を介在させた深溝玉軸受の設計方法であって、次式のａ，ｂにａ＜ｂの条件下で任意の値を与えて、次式を満たすように内外輪の軌道溝、溝肩高さ、玉の直径、玉数、および玉のピッチ円直径を設計する深溝玉軸受の設計方法。
【数１】
2010249241.tif 000003
【０００８】
この構成によると、深溝玉軸受をアキシアル平面に沿って切断して見た半径方向断面における、内輪の軌道溝と玉とのすきまをなす面積、および、前記半径方向断面における、外輪の軌道溝と玉とのすきまをなす面積を、設計パラメータとする。これら面積を設計パラメータとすれば、同面積が大きい程低トルクとなる。
したがって、（Si＋So）／dpDa Zが大のとき、低トルクとなる。この関数は、軸受の寸法や直径系列に依存し、このままでは扱いにくい。そこで、次のように各設計パラメータを無次元化する。前記直径系列とは、それぞれ標準の軸受内径に対して軸受外径を持っている軸受外径の段階的な系列をいう。
【０００９】
【数２】
2010249241.tif 000004
【００１０】
上記 f がトルクを考慮したある値より大きく、かつ基本動定格荷重を考慮した適切な値より小さくなるように、内外輪の軌道溝、溝肩高さ、玉の直径、玉数、および玉のピッチ円直径を設計すれば、十分な基本動定格荷重を有しつつ低トルクの深溝玉軸受を実現できる。
【００１１】
前記内輪および外輪の溝肩高さが各々玉の直径の０．２倍であり、かつａ＝１，ｂ＝１．１としても良い。この溝肩高さにすると、軸受に所定のアキシアル荷重が作用したときに、玉と軌道輪の接触楕円が軌道溝からはみ出さないようにでき、且つ、軸受を組み立てることが可能となる。内外輪の軌道溝曲率比が変化すれば、基本動定格荷重が変化する。ここでは、この規格の基となったルンドベルグ−パルムグレン（Lundberg- Palmgren）の理論（非特許文献１）により、基本動定格荷重を求める。同理論により求めた基本動定格荷重に対し０．９倍以上の基本動定格荷重を確保しようとすると、上記関数 f は「１．１」以下でなければならない。つまりａ＝１，ｂ＝１．１とし
１＜ f ＜１．１を満足することによって、十分な基本動定格荷重を確保しつつ、低トルクの設計が可能となる。
【００１２】
前記設計は、関数 f のいずれの変数を変更して実現しても良く、二以上の変数を同時に変更しても良い。例えば、玉のピッチ円直径dpのみを変更して低トルク化を実現しようとすると、０．８ｄｍ＜ｄｐ＜ｄｍとすれば、１＜ f ＜１．１を満足する。よって、低トルクを実現すると共に、十分な基本動定格荷重を確保することが可能な深溝玉軸受を設計することができる。
この発明における深溝玉軸受は、潤滑油、グリース、および固体潤滑剤のうちのいずれか１つによって潤滑されるものであっても良い。
前記半径方向断面は、内外輪の軌道溝に玉を接触させた部分をアキシアル平面に沿って切断して見た断面としたものである。この場合、深溝玉軸受のラジアル隙間の大小に拘わらず、半径方向断面を一義的に得ることができる。
【００１３】
この発明の深溝玉軸受は、内輪と外輪の間に玉を介在させた深溝玉軸受において、前記内輪および外輪の溝肩高さが各々玉の直径の０．２倍であり、内外輪の軌道溝、溝肩高さ、玉の直径、玉数、および玉のピッチ円直径を次式の範囲に設定したことを特徴とするものである。
【数３】
2010249241.tif 000005
この構成によると、十分な基本動定格荷重を有しつつ低トルクの深溝玉軸受を実現できる。
この深溝玉軸受は、潤滑油、グリース、固体潤滑剤によって潤滑されるものであっても良い。内外輪間に介在させた複数の玉を保持する保持器を備えたものであっても良い。
【発明の効果】
【００１４】
この発明の深溝玉軸受の設計方法は、内輪と外輪の間に玉を介在させた深溝玉軸受の設計方法であって、次式のａ，ｂにａ＜ｂの条件下で任意の値を与えて、次式を満たすように内外輪の軌道溝、溝肩高さ、玉の直径、玉数、および玉のピッチ円直径を設計する。
【数４】
2010249241.tif 000006
この式に従って設計すれば、低トルクを実現すると共に、十分な基本動定格荷重を確保することが可能な深溝玉軸受を実現することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【図１】この発明の一実施形態に係る深溝玉軸受の断面図である。
【図２】玉径とトルクとの関係を表す図である。
【図３】玉数とトルクとの関係を表す図である。
【図４】玉のピッチ円直径とトルクとの関係を表す図である。
【図５】内輪溝曲率比とトルクとの関係を表す図である。
【図６】外輪溝曲率比とトルクとの関係を表す図である。
【図７】深溝玉軸受品番と f との関係を表す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１６】
この発明の一実施形態を図１ないし図７と共に説明する。この実施形態に係る深溝玉軸受は、例えば、自動車、電動機、家庭電機、計器類、内燃機関、建設機械、鉄道車両、運搬機械、農業機械、産業機械、ロボット等、各種機器の回転部を支承するために設けられる。この深溝玉軸受は、ラジアル荷重、両方向のアキシアル荷重およびその合成荷重を負荷可能である。
【００１７】
図１に示すように、深溝玉軸受１は、内輪２と、外輪３と、複数の玉４と、保持器５とを有する。内外輪２，３の軌道溝２ａ，３ａ間に、複数の玉４を介在させ、保持器５はこれら玉４を保持する。この実施形態の深溝玉軸受１は、シール部材が設けられていない開放形のものが示されているが、必ずしもこの開放形のものに限定されるものではない。例えば、両側面または一側面に軸受空間を密封する非接触形または接触形のシール部材を設けてもよい。軸受内部には、潤滑油、グリース、固体潤滑剤等が設けられ、潤滑に寄与する。
保持器５は、例えば、鉄系金属材料から成る板材いわゆる鉄板をプレスにより打ち抜きおよび成形加工して製作された２枚の環状部材から成る。この保持器５の材料としては、特に鉄系金属材料だけに限定されるものではなく、銅系金属材料、アルミニウム系金属材料、あるいは樹脂材料等を使用することができる。上記保持器５に代えて、環状体の一側面部に一部が開放されて内部に玉４を保持するポケットを、前記環状体の円周方向複数箇所に有する冠形状の保持器を適用することも可能である。玉４としては例えば鋼球またはセラミックス球が適用される。
【００１８】
深溝玉軸受の設計方法について説明する。
深溝玉軸受１の主要寸法つまり内径、外径、幅、および面取寸法は、国際標準化機構、略称ＩＳＯで標準化されている。日本工業規格のＪＩＳ Ｂ １５１２に規定される転がり軸受の主要寸法もこのＩＳＯに準拠して定められている。
深溝玉軸受１の軌道部の形状は、玉４の直径Ｄａ、ピッチ円直径ｄｐ、軌道溝２ａ，３ａの直径ｄ２ａ，ｄ３ａ（溝径と称す）、溝肩高さＨ２ａ，Ｈ３ａ、玉数Ｚによって決定できる。内輪２における前記溝肩高さＨ２ａとは、内輪２の軌道溝２ａのうち最小径を成す軌道溝底から内輪外径までの径方向寸法をいう。外輪３における前記溝肩高さＨ３ａとは、外輪３の軌道溝３ａのうち最大径を成す軌道溝底から外輪内径までの径方向寸法をいう。
【００１９】
ここで、深溝玉軸受１の玉４と軌道輪間の摩擦トルクが、潤滑油のトラクションと転がり粘性抵抗によって発生していると考える。内径３０ｍｍ、外径６２ｍｍ、幅１６ｍｍの軸受品番「６２０６」の深溝玉軸受１について検討すると、玉４と軌道輪の設計の変更によって、摩擦トルクは図２〜図６のように変化する。この傾向は、玉４と軌道輪間に潤滑油が介在しない固体接触の場合でも変わらない。
【００２０】
すなわち、定性的には、玉４の直径Ｄａ小、玉数Ｚ小、ピッチ円直径ｄｐ小、内輪２の軌道溝曲率比大、外輪３の軌道溝曲率比大とすれば、低トルクになることがわかる。前記内輪２の軌道溝曲率比は、内輪２の外周面に形成した断面円弧状の軌道溝２ａの曲率半径を、玉４の直径Ｄａで除した値、つまり内輪２の軌道溝曲率比＝（軌道溝２ａの曲率半径／玉４の直径Ｄａ）で求められる値である。前記外輪３の軌道溝曲率比は、外輪３の内周面に形成した断面円弧状の軌道溝３ａの曲率半径を、玉４の半径Ｄａ／２で除した値である。
溝肩高さＨ２ａ，Ｈ３ａは、軸受に所定のアキシアル荷重が作用したときに、玉４と軌道輪の接触楕円が軌道溝２ａ，３ａからはみ出さないように定める。ただし、溝肩高さＨ２ａ，Ｈ３ａが過大であると、軸受を組み立てることができなくなる。溝肩高さＨ２ａ，Ｈ３ａの玉直径Ｄａに対する比は０．２程度である。軌道溝２ａ，３ａの大きさについては、半径方向断面における軌道溝２ａ，３ａと玉４とのすきまに着目する。図１に示すように、半径方向断面における、内外輪２，３の軌道溝２ａ，３ａと玉４とのすきまをなす面積Si, Soを、設計パラメータとすれば、これら面積Si, Soが大きい程低トルクとなる。したがって、（Si＋So）／dpDa Zが大のとき、低トルクとなる。この関数は、軸受の寸法や直径系列に依存し、このままでは扱いにくい。そこで、次のように各設計パラメータを無次元化する。前記半径方向断面は、内外輪２，３の軌道溝２ａ，３ａに玉４を接触させた部分をアキシアル平面に沿って切断して見た断面としている。
【００２１】
【数５】
2010249241.tif 000007
【００２２】
上記 f がトルクを考慮したある値より大きく、かつ基本動定格荷重を考慮した適切な値より小さくなるように、内外輪２，３の軌道溝２ａ，３ａ、溝肩高さＨ２ａ，Ｈ３ａ、玉４の直径Ｄａ、玉数Ｚ、および玉４のピッチ円直径ｄｐを設計すれば、十分な基本動定格荷重を有しつつ低トルクの深溝玉軸受を実現できる。
【００２３】
【数６】
2010249241.tif 000008
について、溝肩高さＨ２ａ，Ｈ３ａの玉４の直径Ｄａに対する比を「０．２」、軌道溝曲率比を内外輪２，３共に「１．０４」、ピッチ円直径ｄｐを軸受の内外径の平均径つまり内輪内径に外輪外径を加えて２で除した値とする。上記 f について、さらに玉４の直径Ｄａ、玉数Ｚを一般的な市販されている軸受の値とすると、上記 f は図７のように求められる。軌道溝曲率比は、メーカーや品番によってまちまちであるが、一般化して議論するために、本実施形態では、日本工業規格のＪＩＳ Ｂ １５１８に規定される基本動定格荷重の計算に用いられてる値とした。この場合、ごく一般的な設計では概ね
０．９＜ f  ＜１
が成り立つ。上記 f は大きい程低トルクになるのであるが、同時に基本動定格荷重が減少し、短寿命となる。
【００２４】
ところで、転がり軸受の基本動定格荷重の計算方法は、日本工業規格のＪＩＳ Ｂ １５１８に規定されているが、これは、内外輪の軌道溝曲率比がともに「１．０４」であることを前提として構成されている。しかし、内外輪の軌道溝曲率比が変化すれば、基本動定格荷重が変化するため、ここでは、この規格の基となったルンドベルグ−パルムグレン（Lundberg- Palmgren）の理論（非特許文献１）により、基本動定格荷重を求める。すなわち、玉４の直径Ｄａが２５．４ｍｍ以下の深溝玉軸受の場合、基本動定格荷重Crは次の式で求めることができる。
【数７】
2010249241.tif 000009
【００２５】
上記の内外輪２，３の軌道溝曲率比mi，moの変化を考慮した設計条件で得られる基本動定格荷重に対し、０．９倍以上の基本定格荷重を確保しようとすると、関数 f は「１．１」以下でなければならない。すなわち、
１＜ f  ＜１．１
とすることによって、十分な基本動定格荷重を確保しつつ、低トルクの深溝玉軸受を設計することが可能となる。前記設計は、関数 f のいずれの変数を変更して実現しても良く、二以上の変数を同時に変更しても良い。例えば、玉のピッチ円直径dpのみを変更して低トルク化を実現しようとすると、０．８ｄｍ＜ｄｐ＜ｄｍとすれば、１＜ f ＜１．１を満足する。よって、低トルクを実現すると共に、十分な基本動定格荷重を確保することが可能な深溝玉軸受を設計することができる。１＜ f ＜１．１を満足する深溝玉軸受とすると、内外輪２，３の軌道溝曲率比mi，moを種々変化させたときであっても、十分な基本動定格荷重を確保すると共に、低トルク化を図った深溝玉軸受を得ることが可能となる。
【符号の説明】
【００２６】
１…深溝玉軸受
２…内輪
２ａ…軌道溝
３…外輪
３ａ…軌道溝
４…玉
５…保持器
【図１】
2010249241.tif 000013
【図２】
2010249241.tif 000014
【図３】
2010249241.tif 000015
【図４】
2010249241.tif 000016
【図５】
2010249241.tif 000017
【図６】
2010249241.tif 000018
【図７】
2010249241.tif 000019