(57)【要約】【課題】  外輪の鍔部に異常が発生しにくい自動調心軸受を提供する。【解決手段】  本発明による自動調心軸受は、内周面１ａが球面状である調心輪１と、外周面が調心輪１の内周面１ａに嵌合する球面で、軸方向両端に径方向内向きの鍔部５，５を有する外輪２と、内輪３と、複数の円筒ころ４とを備えており、外輪２の幅Ｔに対する外輪２の軌道面２ｂの幅Ａの比（Ａ／Ｔ）が０．６５以上、０．７５以下であり、かつ、外輪軌道面２ｂと鍔部５の内面との隅角点Ｘから外輪２の外周面と調心輪１の内周面１ａとの摺接内径点Ｙまでの断面長さＨと、外輪軌道面２ｂの幅Ａとの比（Ｈ／Ａ）が０．１６以上である。【選択図】  図１
2006125460.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
内周面が球面状である調心輪と、外周面が上記調心輪の内周面に嵌合する球面で、軸方向両端に径方向内向きの鍔部を有する外輪と、内輪と、この内輪と上記外輪との間の環状空間に介装される複数の円筒ころとを備えた自動調心軸受であって、
外輪の幅Ｔに対する外輪の軌道面の幅Ａの比（Ａ／Ｔ）が、
０．６５≦（Ａ／Ｔ）≦０．７５
であり、かつ、外輪の軌道面と鍔部の内面との隅角点から外輪の外周面と調心輪の内周面との摺接内径点までの断面長さＨと、外輪の軌道面の幅Ａとの比（Ｈ／Ａ）が、０．１６≦（Ｈ／Ａ）
である、ことを特徴とする自動調心軸受。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、主として、連続鋳造設備のガイドロールやピンチロール等の回転軸の端部を支持するのに使用される自動調心軸受に関する。
【背景技術】
【０００２】
上記ガイドロール等の回転軸は、高温のスラブ等のワークの通過に伴い撓むので、その撓みを吸収するために、回転軸の両端部は、自動調心軸受により傾斜自在に支持されている。
【０００３】
この自動調心軸受としては、保持器を有しない総ころ型であって、外輪とその外周側の調心輪（調心座ともいう）とが球面を介して摺接する調心輪付き円筒ころ軸受等が用いられている（特許文献１参照）。
【０００４】
上記の自動調心軸受は、軸受の寿命に関係する動定格荷重に重点をおいて設計されるのが一般的である。その場合、自動調心軸受の外形寸法、すなわち、軸受の幅や、調心輪の外径、内輪の内径を変えないで、動定格荷重を大きくするには、（ａ）軸方向長さが長い円筒ころを使用する、（ｂ）ころ配列のピッチ円直径を大径にして多くの円筒ころが配置されるようにする、（ｃ）ころの径を大きくする等のことが挙げられる。従来は、上記（ａ）（ｂ）（ｃ）のいずれか、あるいはこれらの組み合わせにより、所要値以上の動定格荷重が得られるような設計をしている。
【特許文献１】特開平１１−８２４９５号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
ところで、従来の自動調心軸受を使用しているユーザーからは、外輪の両端に設けられている鍔部の強度に問題があるという指摘があり、長期間使用するうちに、外輪の鍔部に破損、ひび割れ等の異常が発生するおそれがあった。
【０００６】
また、上記自動調心軸受は、極低速・重荷重で、かつスラブ冷却水や蒸気が浸入してくる潤滑条件の悪い環境で使用されるため、その損傷は、一般的な転がり疲労による損傷ではなく、摩耗からの表面起点剥離であることがわかっている。この損傷形態に対しては、静定格荷重に重点をおいて設計することが望ましい。その場合、自動調心軸受の外形寸法、すなわち、軸受の幅や、調心輪の外径、内輪の内径を変えないで、静定格荷重を大きくするには、ころの径を小さくする等のことが挙げられる。
【０００７】
ところが、外輪の鍔部の強度を上げるには、鍔部の根元部に相当する外輪の両端部の肉厚を厚くすることが考えられるが、そうするには、円筒ころの軸方向長さ等、他の寸法を変更する必要が生じ、今度は、静定格荷重が減少する事態となる。そのため、外輪鍔部の強度を考慮に入れて自動調心軸受を設計するのには困難を伴う。
【０００８】
本発明は、外輪の鍔部に破損等の異常が発生しにくい、強度的に優れた自動調心軸受を提供するとともに、そのような自動調心軸受の設計を容易にすることを課題とする。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
本発明による自動調心軸受は、内周面が球面状である調心輪と、外周面が上記調心輪の内周面に嵌合する球面で、軸方向両端に径方向内向きの鍔部を有する外輪と、内輪と、この内輪と上記外輪との間の環状空間に介装される複数の円筒ころとを備えた自動調心軸受であって、外輪の幅Ｔに対する外輪の軌道面の幅Ａの比（Ａ／Ｔ）が、０．６５≦（Ａ／Ｔ）≦０．７５であり、かつ、外輪の軌道面と鍔部の内面との隅角点から外輪の外周面と調心輪の内周面との摺接内径点までの断面長さＨと、外輪の軌道面の幅Ａとの比（Ｈ／Ａ）が、０．１６≦（Ｈ／Ａ）であることを特徴とするものである。
【００１０】
上記構成によれば、外輪の鍔部の根元部分は、充分な肉厚を有することになり、過去の事例からすると、長期間使用しても、破損やひび割れ等の異常が発生するおそれがない。
【００１１】
また、外輪の幅Ｔと外輪の軌道面の幅Ａとの比（Ａ／Ｔ）が０．６５以上であるから、外輪の軸方向の全幅に対し外輪の軌道面の幅が広くて、円筒ころが軸方向に充分の長さを有することになり、そのため、円筒ころの軸方向長さが減少して、静定格荷重が減少するようなことがない。
【００１２】
設計の段階では、一旦決定した外輪の軌道面の幅等の数値から、（Ａ／Ｔ）、（Ｈ／Ａ）の数値が所定の範囲に含まれるか否かを判定すればよく、面倒な計算を行う必要がない。
【発明の効果】
【００１３】
本発明によれば、外輪の鍔部の強度に問題がない自動調心軸受が得られる。また、そのような自動調心軸受の設計に面倒な計算が不要で、設計を容易にすることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１４】
図１および図２を参照して、本発明の最良の実施形態を説明すると、図１は、最良の実施形態に係る自動調心軸受の断面図、図２は、図１の要部の拡大断面図である。
【００１５】
これらの図において、本実施形態に係る自動調心軸受は、保持器を有しない総ころ型の調心輪付き円筒ころ軸受であって、調心輪１と、外輪２と、内輪３と、円筒ころ４とを備えている。調心輪１は、球面状の内周面１ａを有する。外輪２は、調心輪１の内径側に設けられるもので、外周面が上記調心輪１の内周面１ａに嵌合する球面となっている。外輪２は、また、軸方向両端に径方向内向きの鍔部５，５を有する。円筒ころ４は、保持器を介さずに、外輪２の軌道面２ｂと内輪３との間の環状空間内に介装されている。
【００１６】
図において、φＦは調心輪１の最小内径（直径）を、φＧは調心輪１の内周面である球面１ａの直径を、それぞれ示している。また、Ｔは外輪２の軸方向の幅を、Ａは外輪２の軌道面２ｂの軸方向の幅を、φＢは外輪２の軌道面２ｂの直径を、それぞれ示している。
【００１７】
本発明では、、外輪２の幅Ｔに対する外輪軌道面１ｂの幅Ａの比（Ａ／Ｔ）が、下記条件式１の通り、
０．６５≦（Ａ／Ｔ）≦０．７５          ………………（条件式１）
に設定されている。
【００１８】
また、外輪２の軌道面２ｂと鍔部５の内面との隅角点をＸ、外輪２の外周面と調心輪１の内周面１ａとの摺接内径点をＹとして、外輪隅角点Ｘから摺接内径点Ｙまでの断面長さＨと、外輪軌道面２ｂの幅Ａとの比（Ｈ／Ａ）が、下記条件式２の通り、
０．１６≦（Ｈ／Ａ）                    ………………（条件式２）
に設定されている。
【００１９】
上記断面長さＨは、調心輪１の内径球面１ａの軸方向幅の１／２をＩとすると、このＩと、調心輪１の内径（直径）φＦと、外輪軌道面２ｂの直径φＢと、外輪軌道面２ｂの幅Ａとから求められるもので、その算式は、
【００２０】
【数１】
2006125460.tif 000003
【００２１】
の通りである。
【００２２】
また、上記した調心輪１の内径球面１ａの軸方向幅の１／２であるＩは、調心輪１の内周面（球面）の直径φＧと、調心輪１の内径φＦとから求められるもので、その算式は、
【００２３】
【数２】
2006125460.tif 000004
【００２４】
の通りである。
【００２５】
次に、外輪２の幅Ｔと外輪軌道面２ｂの幅Ａとの比（Ａ／Ｔ）と、外輪隅角点Ｘから摺接内径点Ｙまでの断面長さＨと、外輪軌道面２ｂの幅Ａとの比（Ｈ／Ａ）とを、上記の条件式１、条件式２の通りに設定した理由を述べる。
【００２６】
本件発明者は、自動調心軸受の過去、現在の使用事例を数多く調べ、その結果、多くの場合、破損やひび割れが、外輪２の軌道面２ｂと鍔部５の内面との隅角点Ｘから、外輪２の外周面と調心輪１の内周面１ａとの摺接内径点Ｙにかけての部分で発生しているので、このような破損、ひび割れが生じるには、外輪２の鍔部５の軸方向幅や、外輪１の隅角点Ｘから摺接内径点Ｙまでの断面長さＨが関係する、と考えるに至った。
【００２７】
そこで、発明者は、これらの値に着目し、外輪２の幅Ｔに対する外輪軌道面２ｂの幅Ａの比（Ａ／Ｔ）や、外輪隅角点Ｘから摺接内径点Ｙまでの断面長さＨと、外輪軌道面２ｂの幅Ａとの比（Ｈ／Ａ）といった比率を項目として設定し、各事例毎にこれら比率を算出し、リストアップしたところ、表１に示すような結果を得た。
【００２８】
【表１】
2006125460.tif 000005
【００２９】
なお、事例は複数のユーザーから採取したものである。異常のない自動調心軸受は、実際には、破損、ひび割れ等の異常が生じたものに比べ格段に多いが、ここでは、異常発生の事情を明確化するために、異常発生の事例を多数挙げており、ここに取り上げた異常発生の事例の比率が、実際の発生率を示すものでない。
【００３０】
表１を見ると、外輪２の幅Ｔに対する外輪軌道面２ｂの幅Ａの比（Ａ／Ｔ）が０．７５超では、破損、ひび割れ等の事故が発生していることが分かる。また、同比（Ａ／Ｔ）が０．７５以下では、外輪軌道面２ｂの幅Ａに対する断面長さＨの比（Ｈ／Ａ）が０．１６未満であるときに、異常が生じていることが分かる。
【００３１】
このことから、比（Ａ／Ｔ）が０．７５以下で、比（Ｈ／Ａ）が０．１６以上であれば、外輪鍔部５に破損、ひび割れ等の異常が生じていないことが分かる。これにより、外輪２の幅Ｔと外輪軌道面２ｂの幅Ａとの比（Ａ／Ｔ）を０．７５以下に設定し、外輪隅角点Ｘから摺接内径点Ｙまでの断面長さＨと、外輪軌道面２ｂの幅Ａとの比（Ｈ／Ａ）を、０．１６以上に設定した。
【００３２】
ところで、外輪２の幅に対するその軌道面２ｂの幅の比（Ａ／Ｔ）が０．６５未満では、外輪２の鍔部５に破損、ひび割れ等の異常は発生しないものの、外輪２の幅Ａに対して相対的に円筒ころ４の軸方向長さが短くなり、負荷しうるラジアル荷重が減少し、充分に大きな静定格荷重が得られなくなる。そこで、本発明では、外輪２の幅Ｔに対する外輪軌道面２ｂの幅Ａの比（Ａ／Ｔ）の下限を、０．６５としている。
【００３３】
自動調心軸受において、上記のように、外輪２の幅Ｔと外輪軌道面２ｂの幅Ａとの比（Ａ／Ｔ）が０．７５以下で、かつ、外輪軌道面２ｂの幅Ａと断面長さＨとの比（Ｈ／Ａ）が０．１６以上であると、過去の事例からすると、長期間使用しても、鍔部５に破損やひび割れ等の異常が発生するおそれがない。
【００３４】
これは、外輪鍔部の根元部分の肉厚が充分に厚くなり、静定格荷重における該部分の主応力が１０００〜１２００ＭＰａ以下の値に収まるため、と考えられる。なお、主応力が上記のような比較的低い値になることは、シミュレーションや、種々の応力計算によっても、確かめられる。
【００３５】
また、外輪２の幅Ｔと外輪軌道面２ｂの幅Ａとの比（Ａ／Ｔ）が０．６５以上であると、外輪２の軸方向の全幅に対して、外輪２の軌道面２ｂの幅が広く、円筒ころ４が軸方向に充分の長さを有することになり、そのため、円筒ころ４の軸方向長さが減少して、静定格荷重が減少するようなことがない。
【００３６】
設計の段階では、一旦決定した外輪２の軌道面２ｂの幅Ａ等の数値から、（Ａ／Ｔ）、（Ｈ／Ａ）の数値が所定の範囲に含まれるか否かを判定すればよく、面倒な計算を行う必要がない。
【図面の簡単な説明】
【００３７】
【図１】本発明の最良の実施形態に係る自動調心軸受の断面図
【図２】図１の自動調心軸受の要部の拡大断面図。
【符号の説明】
【００３８】
１      調心輪
１ａ    内径球面
２      外輪
２ｂ    軌道面
３      内輪
４      円筒ころ
５      鍔部
Ｔ      外輪の幅
Ａ      外輪の軌道面の幅
Ｘ      外輪の軌道面と鍔部の内面との隅角点
Ｙ      外輪の外周面と調心輪の内周面との摺接内径点
Ｈ      外輪の隅角点Ｘから摺接内径点Ｙまでの断面長さ
【図１】
2006125460.tif 000006
【図２】
2006125460.tif 000007