(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
それぞれの外周面に内輪軌道を有する１対の内輪素子の軸方向端面同士を対向させて成る内輪と、内周面に複列の外輪軌道を有する外輪と、上記各内輪軌道と各外輪軌道との間に、それぞれ複数個ずつ転動自在に設けられた同じ外径を有する玉とを備え、上記内輪を懸架装置に支持し、上記外輪に車輪を支持する状態で使用される、次の（Ａ）〜（Ｃ）の条件を同時に満たす車輪用複列アンギュラ型玉軸受。
（Ａ）上記懸架装置への組み付け時、車両の幅方向内側となる側をインナー側、同じく幅方向外側となる側をアウター側とした場合に、次の（ａ）（ｂ）の少なくとも一方を満たす。
（ａ）アウター側の内輪軌道の溝半径が、インナー側の内輪軌道の溝半径よりも大きい。
（ｂ）アウター側の外輪軌道の溝半径が、インナー側の外輪軌道の溝半径よりも大きい。
（Ｂ）上記玉の外径をｄとした場合に、インナー側の内輪軌道の溝半径は０．５１ｄ〜０．５３ｄ、アウター側の内輪軌道の溝半径は０．５１ｄ〜０．５６ｄ、インナー側の外輪軌道の溝半径は０．５１５ｄ〜０．５４５ｄ、アウター側の外輪軌道の溝半径は０．５３ｄ〜０．５６５ｄである。
（Ｃ）アウター側の内輪軌道の溝半径が、インナー側の内輪軌道の溝半径よりも小さくなる事はなく、アウター側の外輪軌道の溝半径が、インナー側の外輪軌道の溝半径より小さくなる事もない。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受は、自動車の懸架装置に車輪を回転自在に支持するのに利用する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車の懸架装置に車輪を回転自在に支持する為に従来から、例えば特開昭６４−３０９２４号公報、特開平３−９６７１７号公報（米国特許第５０５１００４号明細書もほぼ同じ内容）に記載されている様に、複列アンギュラ型玉軸受が使用されている。この車輪用複列アンギュラ型玉軸受は、例えば図６に示す様に、互いに同心に配置された内輪１及び外輪２と、これら内輪１と外輪２との間に転動自在に配置された複数個の玉３、３とから構成される。この内の内輪１は、１対の内輪素子４、４の軸方向端面同士を対向させて成り、その外周面に複列の内輪軌道５、５を有する。又、上記外輪２の内周面に形成した複列の外輪軌道６、６を、上記各内輪軌道５、５に対向させている。そして、これら内輪軌道５、５と外輪軌道６、６との間に、保持器７、７に転動自在に保持された上記複数個の玉３、３を設けている。尚、上記外輪２の外周面には、図示しない車輪を固定する為のフランジ８を設けている。
【０００３】
上記複数個の玉３、３は、上記内輪軌道５、５と外輪軌道６、６との間に、所定の接触角を持って挟持されている。従って、図６に示す様な車輪用複列アンギュラ型玉軸受は、ラジアル方向の荷重だけでなく、アキシャル方向の荷重も支承できる。
【０００４】
上述の様な車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合には、内輪１と外輪２との相対回転が円滑に、がたつきなく行なわれる様にする為に、複数個の玉３、３を内輪軌道５、５と外輪軌道６、６との間で押圧する、初期予圧付与を行なう。例えば、図６に示した構造で初期予圧付与を行なう場合には、上記内輪１を構成する内輪素子４、４を図示しない回転しない車軸に締まりばめにより嵌めて、上記内輪軌道５、５の外径を広げ、上記複列アンギュラ型玉軸受のアキシャル方向のがたを少なくする。更に、上記車軸の端部に螺合したナットの締め付けによって、上記内輪素子４、４を軸方向両側から抑え付け、上記アキシャル方向のがたを取り除き、上記初期予圧付与を行なう。尚、内輪と車軸とが隙間ばめとなる構造の場合もあるが、この様な構造では、上記初期予圧付与は、上記ナットの締め付けのみで行なう。
【０００５】
上記車輪用複列アンギュラ型玉軸受に長期間に亙って良好な性能を発揮させる為には、この様にして各玉３、３に付与する予圧を、適正範囲に納める事が必要である。この為従来から、上記各内輪素子４、４の内径並びに上記車軸の外径を所望値に規制したり、更にはこれら各内輪素子４、４を車軸に外嵌固定する場合にこれら各内輪素子４、４の押圧量を調節し、上記予圧が適正範囲に納まる様にしていた。
【０００６】
尚、予圧が不足した場合には、上記内輪１と外輪２との相対回転に伴ってがたつきを生じ、複列アンギュラ型玉軸受を組み込んだ車両の直進安定性が悪化する。又、車両の旋回時に遠心力に基づいて発生するモーメント荷重により、上記玉軸受の負荷圏（荷重を支承する玉の数）が減少し、１個の玉に過大な荷重が加わる様になって、この玉軸受の寿命を低下させる原因となる。
【０００７】
反対に、予圧が過大になった場合には、複列アンギュラ型玉軸受を回転させる為に要するトルクが増大し、この玉軸受を組み込んだ車両の燃費を悪化させる原因となる。又、上記モーメント荷重により、玉３、３が各軌道５、６の肩部に乗り上げ易くなる。玉３、３が肩部に乗り上げた場合には玉３、３の転動面が傷つき易く、上記玉軸受の寿命を低下させる原因となる。更に、上記複数個の玉３、３の転動面と上記内輪軌道５、５及び外輪軌道６、６との接触面圧の増大に伴って、上記玉軸受の転がり疲れ寿命が短くなる。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、上述の様に構成される従来の車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合、構成各部品の寸法誤差に基づく予圧の変化量が大きいだけでなく、使用に伴う予圧の変化量も大きかった。
【０００９】
即ち、例えば図６に示す様な車輪用複列アンギュラ型玉軸受に付与される初期予圧は、内輪１を構成する内輪素子４、４の内径と、これら各内輪素子４、４を締まりばめで外嵌する車軸の外径との差によって変化する。この為従来から、上記内径及び外径を所定寸法に納めるべく、上記各部品を製造しているが、不可避的な製造誤差により、上記差の値が或る程度ばらつく事が避けられない。この様に予圧付与に影響する部分の寸法がばらつくと、得られた複列アンギュラ型玉軸受に付与された初期予圧の値もばらつき、これを組み込んだ車両の性能もばらつく事が避けられない。
【００１０】
一方、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の使用時には、例えば車両の急旋回等に起因してモーメント荷重が働き、このモーメント荷重の内のアキシャル方向の分力によって、しばしば上記玉軸受の構成各部品を軸方向に変位させる。車輪用複列アンギュラ型玉軸受の耐久性を確保する為には、上記変位に対する予圧の変化量が小さい事が好ましい。例えば、図６に示した従来構造の場合には、１対の内輪素子４、４の端面同士の距離が多少変化した場合でも、上記予圧の変化量を少なく抑える事が好ましい。
【００１１】
この様に、構成各部品の寸法誤差や使用時に加わるモーメント荷重に基づく軸受変位に対する予圧変化量を少なく抑える（使用時の予圧範囲を狭くする）為の方法として従来から、内輪軌道５、５或は外輪軌道６、６の溝半径（内輪１、外輪２の中心軸を通る平面で各軌道５、６を切断した場合に得られる断面形状の曲率半径）を玉３、３の外径に比べて大きくする事が、一般的に知られている。ところが、この様に溝半径を大きくした場合には、当該軌道面と玉３、３の転動面との接触部分である、所謂接触楕円の面積が狭くなり、接触部分に大きな面圧が作用する。この結果、予圧を過大にした場合と同様に、上記玉軸受の転がり疲れ寿命が短くなる。
【００１２】
特に、上記図６に示した構造の様に、内輪１を懸架装置に支持して使用時にも回転しない静止輪とし、外輪２を車輪を支持固定して使用時に回転する回転輪とした、外輪回転型の車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合には、上記内輪軌道５、５の転がり疲れ寿命の低下が著しくなる。この理由に就いて、図７〜８により説明する。
先ず、図７は、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の使用時に内輪１に加わる荷重の分布を示している。この内輪１には、車両の重量に基づいて下方に荷重Ｆが加わり、この結果、負荷圏である下側に存在する玉３、３の転動面と内輪軌道５との接触部分の面圧が、図７に実線αで示す様に高くなる。この様に内輪軌道５のうちで面圧が高くなる部分は、上記各玉３、３の公転に伴って絶えず移動するが、上記内輪１が回転しない為、上記内輪軌道５のうちで負荷圏に位置する部分は変わる事はない。従ってこの内輪軌道５は、負荷圏に位置する限られた部分のみが、頻繁に高面圧に曝される状態となって、転がり疲れ寿命確保の面からは厳しい条件となる。これに対して上記外輪２の場合には、車輪と共に回転する為、この外輪２の内周面に形成した外輪軌道６のうちで負荷圏に位置する部分は、絶えず変化する。従って、この外輪軌道６に関しては、全周に亙って均等に、上記各玉３、３から伝わる荷重を受ける事になる。従って、外輪回転型の車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合、上記外輪軌道６の転がり疲れ寿命を確保する事は、上記内輪軌道５の転がり疲れ寿命を確保するよりも容易となる。
しかも、内輪軌道５と外輪軌道６との円周方向に関する形状の相違によっても、この内輪軌道５の転がり疲れ寿命を確保する事は、上記外輪軌道６の転がり疲れ寿命を確保する事よりも難しくなる。この点に就いて、図８により説明する。円周方向に関して見た場合、上記外輪軌道６の形状は凹円弧であるのに対して、上記内輪軌道５の形状は凸円弧である。又、これら各軌道６、５と転がり接触する玉３の転動面は球状凸面である。従って、円周方向に関する形状に関しては、上記外輪軌道６と上記転動面とは同じ方向に湾曲している為、これら外輪軌道６と転動面との接触面積は広くなり、接触部の面圧は低くなる。これに対して、上記内輪軌道５と上記転動面とは逆方向に湾曲している為、これら内輪軌道５と転動面との接触面積は狭くなり、接触部の面圧は高くなる。この結果、この内輪軌道５と上記外輪軌道６との溝半径を同じとした場合には、仮にこれら内輪軌道５及び外輪軌道６が、上記玉３の転動面と同じ様に転がり接触したとしても、内輪軌道５の転がり疲れ寿命が短くなる傾向になる。
以上の説明から明らかな様に、外輪回転型の車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合には、内輪軌道の転がり疲れ寿命の低下が著しくなる為、この車輪用複列アンギュラ型玉軸受の耐久性を確保しつつ予圧の変化量を抑える為には、何らかの対策が必要になる。
本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受は、上述の様な事情に鑑みて発明したものである。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受は、前述した従来構造の場合と同様、例えば図１（Ａ）に示す様に、それぞれの外周面に内輪軌道５ａ、５ｂを有する１対の内輪素子４、４の軸方向端面同士を対向させて成る内輪１と、内周面に複列の外輪軌道６ａ、６ｂを有する外輪２と、上記各内輪軌道５ａ、５ｂと各外輪軌道６ａ、６ｂとの間に、それぞれ複数個ずつ転動自在に設けられた同じ外径を有する玉３、３とを備える。そして、上記内輪１を懸架装置に支持し、上記外輪２に車輪を支持する状態で使用される。
【００１４】
特に、本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合には、次の（Ａ）〜（Ｃ）の条件を同時に満たす。
【００１５】
（Ａ）上記懸架装置への組み付け時、車両の幅方向内側となる側をインナー側、同じく幅方向外側となる側をアウター側とした場合に、次の（ａ）（ｂ）の少なくとも一方を満たす。
（ａ）アウター側の内輪軌道５ａの溝半径ｒ5aが、インナー側の内輪軌道５ｂの溝半径ｒ5bよりも大きい（ｒ5a＞ｒ5b）。
（ｂ）アウター側の外輪軌道６ａの溝半径ｒ6aが、インナー側の外輪軌道６ｂの溝半径ｒ6bよりも大きい（ｒ6a＞ｒ6b）。
【００１６】
（Ｂ）上記玉３の外径をｄとした場合に、インナー側の内輪軌道５ｂの溝半径ｒ5bは０．５１ｄ〜０．５３ｄ、アウター側の内輪軌道５ａの溝半径ｒ5aは０．５１ｄ〜０．５６ｄ、インナー側の外輪軌道６ｂの溝半径ｒ6bは０．５１５ｄ〜０．５４５ｄ、アウター側の外輪軌道６ａの溝半径ｒ6aは０．５３ｄ〜０．５６５ｄである。
【００１７】
（Ｃ）アウター側の内輪軌道５ａの溝半径ｒ5aが、インナー側の内輪軌道５ｂの溝半径ｒ5bよりも小さくなる事はなく、アウター側の外輪軌道６ａの溝半径ｒ6aが、インナー側の外輪軌道６ｂの溝半径ｒ6bより小さくなる事もない。
【００１８】
明瞭化の為、上記（Ａ）〜（Ｃ）に示した本発明の限定条件を列挙する。
ｒ5a＞ｒ5b−−−（１）
ｒ6a＞ｒ6b−−−（２）
（これら（１）（２）は一方又は双方を満足する事。）
ｒ5b＝０．５１ｄ〜０．５３ｄ
ｒ5a＝０．５１ｄ〜０．５６ｄ（更に好ましくは、０．５３ｄ〜０．５６ｄ）
ｒ6b＝０．５１５ｄ〜０．５４５ｄ
ｒ6a＝０．５３ｄ〜０．５６５ｄ（更に好ましくは、０．５３５ｄ〜０．５６５ｄ）
ｒ5a≧ｒ5b−−−（３）
ｒ6a≧ｒ6b−−−（４）
（これら（３）（４）は双方を同時に満足する事。）
【００１９】
【作用】
上述の様に構成される本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合には、アウター側の内輪軌道５ａと外輪軌道６ａとの少なくとも一方の溝半径ｒ5a、ｒ6aを、玉３の半径ｄ／２よりも十分に大きくしている為、軸受変位に対する予圧変化量を少なく抑える事ができる。
【００２０】
即ち、図１（Ｂ）に示した様に、各内輪軌道５、５の溝半径ｒ5 、ｒ5 同士、各外輪軌道６、６の溝半径ｒ6 、ｒ6 同士を互いに等しくした従来構造の場合には、構成各部品の寸法誤差や組み立て誤差、或はモーメント荷重中のアキシャル方向の分力に基づく軸受変位に対応して予圧が、図２に破線イで示す様に変化する。これに対して、図１（Ａ）に示した本発明構造の場合には、軸受変位に対応して予圧が、図２に実線ロで示す様に変化する。
【００２１】
例えば、ｙ1 なる軸受変位があった場合、軸受変位の絶対値が小さい場合には、何れの構造の場合も予圧変化量はｘ1 でほぼ等しくなる。これに対して軸受変位の絶対値が大きくなると、同じ軸受変位ｙ1 に対し、従来構造の予圧変化量ｘ2 に比べて本発明構造の予圧変化量ｘ3 は小さくなる。従って、構成各部品の寸法誤差や組み立て誤差、或はモーメント荷重の変動に伴って軸受変位が生じた場合でも、予圧変動は小さくて済む。
【００２２】
又、インナー側の内輪軌道５ｂ及び外輪軌道６ｂの溝半径ｒ5b、ｒ6bを、アウター側の内輪軌道５ａ及び外輪軌道６ａの溝半径ｒ5a、ｒ6aよりも玉３の半径ｄ／２に近くしている為、これらインナー側の内輪軌道５ｂ及び外輪軌道６ｂと玉３との接触楕円の面積が大きくなる。この結果、当該接触部分に作用する面圧が小さくなり、この部分に於ける転がり疲れ寿命を確保できる。
【００２３】
アウター側の内輪軌道５ａと外輪軌道６ａとの少なくとも一方の溝半径ｒ5a、ｒ6aをインナー側の軌道の溝半径よりも大きくした事に伴い、当該軌道５ａ、６ａと玉３の転動面との接触楕円の面積は小さくなる。従って、これら両軌道５ａ、６ａ並びに転動面に作用する面圧が大きくなり、当該部分に於ける転がり疲れ寿命は短くなる。しかしながら、本発明の対象である、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合には、インナー側に加わる荷重がアウター側に加わる荷重に比べて大きい。この荷重の差により、図１（Ｂ）に示した従来構造の場合には、複列アンギュラ型玉軸受の構成各部品の内、アウター側部品の寿命がインナー側部品の寿命に比べて余裕があった。
【００２４】
従って、本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合、アウター側、インナー側の各内輪軌道５ａ、５ｂ及び外輪軌道６ａ、６ｂの溝半径ｒ5a、ｒ5b、ｒ6a、ｒ6bを、前記（Ａ）〜（Ｃ）の条件を満たす範囲で適切に定めれば、インナー側部品の寿命とアウター側部品の寿命とをほぼ一致させる事ができる。この様に、インナー側、アウター側、各部品の寿命を一致させれば、車輪用アンギュラ型玉軸受全体としての寿命を確保しつつ、軸受変位に対する予圧変化量を少なく抑える事ができる。
【００２５】
この結果、構成各部品の寸法精度や組み付け精度を従来と同等にしたまま、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の耐久性向上を図れると同時に、モーメント荷重が加わる様な使用状況下での、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の耐久性向上を図れる。又、アウター側とインナー側とで玉の外径を同じにしている為、コスト増大を抑えられる。即ち、玉の外径が同じである為、部品製作、部品管理、組み付け作業を容易にできて、その分、コスト上昇を抑えられる。インナー側とアウター側とで軌道の溝半径を変える事は、鍛造加工用の金型及び仕上加工の為の砥石の形状を変える事で容易に行なえ、コスト上昇も僅かで済む。
【００２６】
【実施例】
図３〜５は本発明の実施例として、外輪２の内周面に形成する複列の外輪軌道６ａ、６ｂの断面形状を、本発明に対応させるべく加工した状態を示している。上記各外輪軌道６ａ、６ｂの溝半径ｒ6a、ｒ6bは、アウター側の外輪軌道６ａの溝半径ｒ6aを、インナー側の外輪軌道６ｂの溝半径ｒ6bよりも大きく（ｒ6a＞ｒ6b）している。又、上記各外輪軌道６ａ、６ｂに、その転動面を当接させる玉３（図１、６参照）の外径をｄとした場合に、インナー側の外輪軌道６ｂの溝半径ｒ6bを０．５１５ｄ〜０．５４５ｄ、アウター側の外輪軌道６ａの溝半径ｒ6aを０．５３５ｄ〜０．５６５ｄとしている。
【００２７】
インナー側の外輪軌道６ｂの溝半径ｒ6bとアウター側の外輪軌道６ａの溝半径ｒ6aとを上述の様に規制する事により、モーメント荷重が加わる様な使用状況下での、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の耐久性向上を図れる事は、上述の通りである。
【００２８】
更に、本実施例では、上記アウター側、インナー側の両外輪軌道６ａ、６ｂの肩部に、この外輪軌道６ａ、６ｂの主部９とは反対方向に湾曲した副部１０（図示の例に於いては、アウター側の外輪軌道６ａ部分にのみ描いている。）を形成している。即ち、アウター側の外輪軌道６ａの主部９は、上述の様に０．５３５ｄ〜０．５６５ｄなる曲率半径ｒ6aで、上記外輪軌道６ａの内面側が凹面となる方向に湾曲しているのに対して、上記副部１０は、上記外輪軌道６ａの内面側が凸面となる方向に、ｒ10なる曲率半径で湾曲している。これら主部９と副部１０とは、上記外輪軌道６ａの最底部（溝底）からの距離がｈである部分に存在する変曲点Ａで、滑らかに連続している。
【００２９】
尚、上記溝底位置からこの変曲点Ａまでの距離ｈは、上記玉３の外径ｄの０．３倍以上（ｈ≧０．３ｄ）とする事が好ましい。これは、上記主部９の高さ寸法でもあるｈ寸法を十分に確保し、車輪用複列アンギュラ型玉軸受に多少のモーメント荷重が加えられた場合にも、上記玉３の転動面がこの主部９から外れない（転動面と副部１０とが当接しない）様にする為である。
【００３０】
又、上記副部１０の曲率半径ｒ10は、上記玉３の外径ｄの０．１〜０．５倍（ｒ10＝（０．１〜０．５）ｄ）とする事が好ましい。即ち、車両の急激な進路変更等に起因して、車輪用複列アンギュラ型玉軸受に大きなモーメント荷重が加わると、上記玉３が上記外輪軌道６ａの肩部に乗り上げ、この玉３の転動面が上記主部９から外れて副部１０に当接する。この様な場合にも、当接部に大きな面圧が作用するのを防止する為、上記曲率半径ｒ10を上述の様に規制する。
【００３１】
この曲率半径ｒ10が０．５ｄを越えると、上記玉３が肩部に乗り上げ易くなる。そして、玉３が肩部に乗り上げると、この肩部並びに玉３が大きく弾性変形し、当接部の接触面圧が過大になって、この当接部に剥離等の損傷が生じ易くなる。反対に、上記曲率半径ｒ10が０．１ｄに達しない場合には、上記玉３と副部１０との接触楕円の面積が小さくなり、やはり当接部の接触面圧が過大になって、この当接部に剥離等の損傷が生じ易くなる。そこで、曲率半径ｒ10の好ましい範囲を０．１ｄ〜０．５ｄとした。
【００３２】
上記アウター側の外輪軌道６ａの肩部に、上述の様な副部１０を形成する事により、モーメント荷重が加わった場合に於ける、損傷防止も図れる。即ち、図３に示した外輪２の場合、アウター側の外輪軌道６ａの溝半径ｒ6aを大きくしている為、この外輪２を車輪用複列アンギュラ型玉軸受に組み込んだ場合、大きなモーメント荷重が加わると、上記玉３が上記アウター側の外輪軌道６ａの肩部に乗り上げ難く、反対にインナー側の外輪軌道６ｂの肩部に乗り上げ易くなる。
【００３３】
従来の一般的な玉軸受の場合、上記肩部の縁には、図５に一点鎖線で示す様に、平面的な面取り１１を施しただけであった。この為、玉３が、同図に二点鎖線で示す状態にまで、上記肩部に乗り上げると、外輪２と玉３との当接部には、同図に一点鎖線αでその分布を示す様な、局部的な面圧ピークが発生する。即ち、上記面取り１１と外輪軌道６ａとの連続部に大きな面圧が発生する。この結果、上記当接部に於いて玉３に傷が生じ、早期剥離等の損傷が発生し易くなる。
【００３４】
これに対して、上記肩部に上述の様な条件を満たす副部１０を、少なくともインナー側の外輪軌道６ｂ（図示の例ではアウター側、インナー側の両外輪軌道６ａ、６ｂ、更にはアウター側、インナー側の両内輪軌道５ａ、５ｂ）の肩部に形成すると、やはり玉３が図５に二点鎖線で示す状態にまで肩部に乗り上げた状態で、上記当接部には、同図に実線βでその分布を示す様な面圧が発生する。この実線βと上記一点鎖線αとを比較すれば明らかな通り、上記副部１０を形成する事により、玉３が肩部に乗り上げた際に発生する面圧を低くできる。この結果、上記当接部に於いて玉３に傷が生じ難くなり、早期剥離等の損傷を発生しにくくできる。
【００３５】
尚、前記特開平３−９６７１７号公報には、図３〜４に示した形状と同様に、外輪軌道の肩部に、主部とは逆方向に湾曲した副部を形成する事で、玉の乗り上げ時に於ける面圧分布の改良を図る技術が記載されている。ところが、この公報に記載された技術の場合には、副部の曲率半径を主部の曲率半径以上、好ましくは主部の曲率半径の５倍以上にするとしている。この様に副部の曲率半径を大きくした場合には、副部の開始点が主部側に近付き、玉が肩部に乗り上げ易くなる。玉が副部に乗り上げた際には、肩部並びに玉の弾性変形量が多くなり、当接部の接触面圧が過大になって、玉に傷が生じ、この当接部に早期剥離等の損傷が生じ易くなる事は、前述の通りである。
【００３６】
【発明の効果】
以上に述べた様に、本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受は、軸受変位に対する予圧変化量を少なく抑え、構成各部品の寸法誤差や組み付け誤差、或はモーメント荷重に基づく構成各部品の変位に拘らず、軌道面と転動面との接触楕円の面積の大きさの変化を少なく抑える事ができる。この結果、内輪軌道の転がり疲れ寿命が特に厳しくなる、外輪回転型の車輪用複列アンギュラ型玉軸受で、内輪軌道と転動面との接触面圧が過度に上昇する事がなくなって、剥離等の損傷を防止でき、耐久性の向上を図れる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の対象となる車輪用複列アンギュラ型玉軸受の要部断面図で、（Ａ）は本発明品を、（Ｂ）は従来品を、それぞれ示している。
【図２】軸受変位に対する予圧変化量を示す線図。
【図３】本発明の実施例を示す、外輪の部分断面図。
【図４】図３のＸ部拡大断面図。
【図５】外輪軌道に玉が乗り上げた状態で、図４に示した部分の面圧分布を示す、図３のＸ部拡大断面図。
【図６】本発明の対象となる車輪用複列アンギュラ型玉軸受の１例を示す断面図。
【図７】この車輪用複列アンギュラ型玉軸受の使用時に加わる荷重の分布を説明する為の、図６の略Ｙ−Ｙ断面に相当する図。
【図８】内輪軌道の寿命が外輪軌道に比べて短くなり易い事を説明する為の、図７のＺ部に相当する略断面図。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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