(57)【要約】      （修正有）【課題】寸法の増大を抑えつつ軌道輪の変形抑制およびさらなる損失低減を図ることが可能な３点接触玉軸受、自動車用差動装置、および自動車用トランスミッションを提供する。【解決手段】３点接触玉軸受１３０は、内輪１３４と、外輪１３６と、内輪１３４に１点で接触し外輪１３６に２点で接触する玉１３８とを備える。軸受１３０は、玉１３８の半径をｒとし、玉１３８の中心Ｃ１と外輪１３６の外径面１３７との間のラジアル距離をｈとし、基本動定格荷重をＣｒとし、動等価荷重をＰｒとしたとき、外輪１３６の玉１３８との寸法比率である外輪断面比（ｒ／ｈ）が、ｒ／ｈ≦−０．２５×Ｐｒ／Ｃｒ＋０．７５の関係を満たすことを特徴とする。【選択図】図１
2019124295.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
内輪と、外輪と、該内輪に１点で接触し該外輪に２点で接触する玉とを備える３点接触玉軸受において、
前記玉の半径をｒとし、
前記玉の中心と前記外輪の外径面との間のラジアル距離をｈとし、
基本動定格荷重をＣｒとし、
動等価荷重をＰｒとしたとき、
前記外輪の前記玉との寸法比率である外輪断面比（ｒ／ｈ）が、
ｒ／ｈ≦−０．２５×Ｐｒ／Ｃｒ＋０．７５
の関係を満たすことを特徴とする３点接触玉軸受。
【請求項２】
自動車用差動装置において、
駆動輪へとつながる動力伝達軸の両側またはその片側に３点接触玉軸受を備え、
前記３点接触玉軸受は、
内輪と、外輪と、該外輪に２点で接触し該内輪に１点で接触する玉とを有し、
前記玉の半径をｒとし、
前記玉の中心と前記外輪の外径面との間のラジアル距離をｈとし、
基本動定格荷重をＣｒとし、
動等価荷重をＰｒとしたとき、
前記外輪の前記玉との寸法比率である外輪断面比（ｒ／ｈ）が、
ｒ／ｈ≦−０．２５×Ｐｒ／Ｃｒ＋０．７５
の関係を満たすことを特徴とする自動車用差動装置。
【請求項３】
自動車用トランスミッションにおいて、
駆動輪へとつながる動力伝達軸の両側またはその片側に３点接触玉軸受を備え、
前記３点接触玉軸受は、
内輪と、外輪と、該外輪に２点で接触し該内輪に１点で接触する玉とを有し、
前記玉の半径をｒとし、
前記玉の中心と前記外輪の外径面との間のラジアル距離をｈとし、
基本動定格荷重をＣｒとし、
動等価荷重をＰｒとしたとき、
前記外輪の前記玉との寸法比率である外輪断面比（ｒ／ｈ）が、
ｒ／ｈ≦−０．２５×Ｐｒ／Ｃｒ＋０．７５
の関係を満たすことを特徴とする自動車用トランスミッション。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、３点接触玉軸受、自動車用差動装置、自動車用トランスミッションに関するものである。
【背景技術】
【０００２】
差動装置およびトランスミッションは、共にエンジンの回転運動を駆動輪へと伝える、自動車にとって重要な構成要素である。差動装置およびトランスミッションは、複数のギアと軸とが複雑に組み合わされ、各所に軸受を備えている。このような軸受としては、従来は剛性の高い円すいころ軸受を採用することが多かった。一方で、円すいころ軸受は、玉軸受と比べると、剛性は高いもののトルクの損失も大きいという点に懸念がある。そこで、近年では、損失低減を目的として、剛性を工夫した玉軸受で代用する場合も多くなっている。例えば特許文献１では、自動車のトランスミッションに、外輪の肉厚を所定の値に設定した４点接触玉軸受を使用している。
【０００３】
玉軸受は、円すいころ軸受に比べて、軌道輪と転動体との接触面積が小さいため、軌道輪が弾性変形しやすい傾向がある。ここで、例えば外輪に弾性変形が生じることで起こる現象として、クリープと呼ばれる現象が知られている。クリープとは、外輪をハウジングに挿入して内輪を回転させた場合に、外輪のうち玉になぞられて変形する位置が連続的に移動することにより、ハウジング内で外輪が回転してしまう現象である。このようなクリープは、ハウジングの摩耗を招き、摩耗粉を生じさせて軸受の早期破損を引き起こしたり、ガタを増加させてノイズや振動の要因となったりするおそれがある。
【０００４】
上述した特許文献１では、主な目的として、外輪と機器のハウジングとの間のクリープを防ぐことを掲げている。特許文献１の技術では、外輪の肉厚を所定の値に設定することで、外輪の波打ち変形を抑制し、クリープを防いでいる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開２０１５−２１８７８７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
しかしながら、特許文献１に例示される４点接触玉軸受は、その接触点の多さから、剛性は補えるものの、損失低減を図るうえでは改善の余地を残している。また、４点接触玉軸受は、ハウジングや軸に対しての許容できる取付誤差（許容できる傾き角度）が狭いため、この点にもさらなる配慮が求められている。
【０００７】
本発明は、このような課題に鑑み、寸法の増大を抑えつつ軌道輪の変形抑制およびさらなる損失低減を図ることが可能な３点接触玉軸受、自動車用差動装置、および自動車用トランスミッションを提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上記課題を解決するために、本発明にかかる３点接触玉軸受の代表的な構成は、内輪と、外輪と、内輪に１点で接触し外輪に２点で接触する玉とを備える３点接触玉軸受において、玉の半径をｒとし、玉の中心と外輪の外径面との間のラジアル距離をｈとし、基本動定格荷重をＣｒとし、動等価荷重をＰｒとしたとき、外輪の玉との寸法比率である外輪断面比（ｒ／ｈ）が、ｒ／ｈ≦−０．２５×Ｐｒ／Ｃｒ＋０．７５の関係を満たすことを特徴とする。
【０００９】
上記構成の３点接触玉軸受によれば、外輪の過度の厚肉化を避けつつその変形を抑制し、クリープを防ぐことが可能になる。特に、３点接触であるため、円すいころ軸受や４点接触玉軸受に比べてトルクのさらなる損失低減を図ることが可能になり、許容傾き角も大きくなる。したがって、上記構成であれば、剛性や寿命を確保したうえでトルクを下げ、自動車の燃費向上などにも役立てることが可能である。
【００１０】
上記課題を解決するために、本発明にかかる自動車用差動装置の代表的な構成は、駆動輪へとつながる動力伝達軸の両側またはその片側に３点接触玉軸受を備え、３点接触玉軸受は、内輪と、外輪と、外輪に２点で接触し内輪に１点で接触する玉とを有し、玉の半径をｒとし、玉の中心と外輪の外径面との間のラジアル距離をｈとし、基本動定格荷重をＣｒとし、動等価荷重をＰｒとしたとき、外輪の玉との寸法比率である外輪断面比（ｒ／ｈ）が、ｒ／ｈ≦−０．２５×Ｐｒ／Ｃｒ＋０．７５の関係を満たすことを特徴とする。
【００１１】
上述した３点接触玉軸受における技術的思想に対応する説明は、当該自動車用差動装置にも適用可能である。したがって、上記構成においても、外輪の過度の厚肉化を避けつつその変形を抑制し、クリープを防ぐことが可能になる。そのため、ハウジング側や軸側の寸法の変更もなるべく抑えたうえで、軸受の剛性や寿命を確保してトルクも下げ、燃費向上を図ることが可能になっている。
【００１２】
上記課題を解決するために、本発明にかかる自動車用トランスミッションの代表的な構成は、駆動輪へとつながる動力伝達軸の両側またはその片側に３点接触玉軸受を備え、３点接触玉軸受は、内輪と、外輪と、外輪に２点で接触し内輪に１点で接触する玉とを有し、玉の半径をｒとし、玉の中心と外輪の外径面との間のラジアル距離をｈとし、基本動定格荷重をＣｒとし、動等価荷重をＰｒとしたとき、外輪の玉との寸法比率である外輪断面比（ｒ／ｈ）が、ｒ／ｈ≦−０．２５×Ｐｒ／Ｃｒ＋０．７５の関係を満たすことを特徴とする。
【００１３】
上述した３点接触玉軸受における技術的思想に対応する説明は、当該自動車用トランスミッションにも適用可能である。したがって、上記構成においても、外輪の過度の厚肉化を避けつつその変形を抑制し、クリープを防ぐことが可能になる。そのため、ハウジング側や軸側の寸法の変更もなるべく抑えたうえで、軸受の剛性や寿命を確保してトルクも下げ、燃費向上を図ることが可能になっている。
【発明の効果】
【００１４】
本発明によれば、寸法の増大を抑えつつ軌道輪の変形抑制およびさらなる損失低減を図ることが可能な３点接触玉軸受、自動車用差動装置、および自動車用トランスミッションを提供することが可能になる。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【図１】本発明の実施形態にかかる自動車用差動装置の概要を示す図である。
【図２】本発明の実施形態にかかる自動車用トランスミッションの概要を示す図である。
【図３】クリープ解析の概要を示す図である。
【図４】クリープ解析の結果を示す図である。
【図５】図４（ａ）の各試験体の軸受形式と角すきまの関係を示す図である。
【図６】クリープ発生確認試験の結果である。
【図７】図６（ｂ）の各試験体におけるＰｒ／Ｃｒと外輪断面比との関係を示すグラフである。
【発明を実施するための形態】
【００１６】
以下に添付図面を参照しながら、本発明の好適な実施形態について詳細に説明する。かかる実施形態に示す寸法、材料、その他具体的な数値などは、発明の理解を容易とするための例示に過ぎず、特に断る場合を除き、本発明を限定するものではない。なお、本明細書及び図面において、実質的に同一の機能、構成を有する要素については、同一の符号を付することにより重複説明を省略し、また本発明に直接関係のない要素は図示または説明を省略する。
【００１７】
（自動車用差動装置）
図１は、本発明の実施形態にかかる自動車用差動装置（以下、差動装置１００）の概要を示す図である。図１（ａ）に示す差動装置１００は、駆動輪に動力を伝達し、さらには左右の駆動輪の速度差を吸収する装置である。差動装置１００は、ハウジング１０２の内側にドライブピニオンギア１０４およびリングギア１０６を備えている。ドライブピニオンギア１０４は、エンジンからの動力をプロペラシャフト（図示省略）およびピニオン軸１０８で受け、リングギア１０６を回転させる。リングギア１０６は、ディファレンシャルケース１１０と一体になっていて、ディファレンシャルケース１１０ごと回転する。この回転力がシャフト（後述するファイナル軸１２０、１２２）を通じて駆動輪へと伝えられる。
【００１８】
本実施形態では、中央のリングギア１０６側から左右の駆動輪側に向かって延びるシャフトを、ファイナル軸１２０、１２２と称する。ファイナル軸１２０、１２２は、サイドギア１１６、１１８に直接つながっているサイドギアシャフトや、駆動輪に直接つながっているドライブシャフトなどを含む、動力伝達軸の総称とする。
【００１９】
差動装置１００は、ファイナル軸１２０、１２２をリングギア１１６、１１８側にてそれぞれ軸受１３０、１３２で支えている。軸受１３０、１３２は、ハウジング１０２に対して、ディファレンシャルケース１１０およびファイナル軸１２０、１２２を回転可能に支えている。特に、従来では寿命、剛性等の観点からこの箇所には円すいころ軸受を配置するのが一般的であったところ、本実施形態では３点接触の軸受１３０、１３２を配置していることに特徴がある。なお、本実施形態ではファイナル軸１２０、１２２の両方に軸受１３０、１３２を取り付けているが、片方のファイナル軸のみに当該軸受を取り付ける構成とすることも可能である。
【００２０】
図１（ｂ）は、図１（ａ）の３点接触玉軸受（軸受１３０）の拡大図である。軸受１３０、１３２は同じ構成であるため、以下では軸受１３０を例に挙げて説明を行う。図１（ｂ）に示すように、３点接触玉軸受である軸受１３０は、内輪１３４と外輪１３６との間に、玉１３８を有している。玉１３８は、３点接触であって、内輪１３４に１点で接触し外輪１３６に２点で接触する。
【００２１】
一般に、転動体と軌道輪とが点接触する玉軸受は、転動体と軌道輪とが線接触する円すいころ軸受と比べて、トルクが低い。当該差動装置１００では、軸受１３０として３点接触玉軸受を配置することで、従来の円すいころ軸受を配置していた場合と比較して、トルクを下げ、車両の燃費向上を図ることが可能になっている。
【００２２】
当該３点接触玉軸受（軸受１３０）には、全体的な寸法の増大をなるべく抑えながら、外輪１３６の変形を抑制する対策を施している。具体的には、軸受１３０は、外輪１３６を機器のハウジング１０２に挿入して使用される。その場合、外輪１３６が弾性変形するような薄い肉厚であると、クリープ現象を招きかねない。しかし、外輪１３６の肉厚をむやみに増やすと、ハウジング１０２の大幅な設計変更も必要になってしまう。そこで、当該玉軸受１３０では、外輪１３６の過度の肉厚化を避けつつも、荷重が適切に受けられるよう、外輪の肉厚について、外輪１３６と玉１３８との寸法比率である外輪断面比ｒ／ｈを基にした独自の設定を行っている。
【００２３】
軸受１３０の外輪断面比ｒ／ｈを決定する詳しい条件について説明する。まず、図１（ｂ）中に示す符号ｒは、玉１３８の半径である。符号ｈは、玉１３８の中心Ｃ１と外輪１３６の外径面１３７とのラジアル距離である。半径ｒとラジアル距離ｈとによって、外輪１３６の玉１３８との断面の寸法比率は外輪断面比ｒ／ｈと示すことができる。以下、この外輪断面比ｒ／ｈの条件を数式で表現する。
【００２４】
本実施形態では、外輪断面比ｒ／ｈを決定するにあたって、軸受自体の基本動定格荷重Ｃｒと動等価荷重Ｐｒを利用している。
【００２５】
基本動定格荷重Ｃｒとは、１００万回転の基本定格寿命が得られるような、大きさと方向が一定の静止荷重のことである。一般に、基本動定格荷重（Ｃｒ）は、いわゆるカタログ値として仕様書にて公表される。ここで、基本定格寿命とは、一群の同じ軸受を同じ条件で個々に運転したとき、そのうちの９０％の軸受が、転がり疲れによる損傷を起こさずに回転できる総回転数のこと、すなわち信頼度９０％の寿命のことである。基本定格寿命は、一定速度で運転する場合、総回転時間で表されることもある。
【００２６】
動等価荷重Ｐｒとは、軸受の疲れ寿命を計算する際に用いられる仮想荷重のことである。通常、実際に軸受に作用する荷重は、ラジアル荷重とアキシアル荷重とが同時にかかる合成荷重であり、大きさや方向が変動することもある。そのため、実際の荷重は、疲れ寿命の計算にはそのまま用いることができない。そこで、軸受の疲れ寿命と等しい寿命を与えられる、大きさが一定で軸受中心に作用する仮想的な荷重（動等価荷重Ｐｒ）が計算に用いられる。動等価荷重Ｐｒは、軸受にかかるラジアル荷重およびアキシアル荷重と、玉の列の数やその接触角等から算出される所定の系数（カタログ値）とを利用して計算することができる。
【００２７】
本実施形態では、上記の基本動定格荷重Ｃｒおよび動等価荷重Ｐｒを利用し、軸受の外輪断面比ｒ／ｈを、以下の式１で表す条件によって決定している。
【００２８】
ｒ／ｈ≦−０．２５×Ｐｒ／Ｃｒ＋０．７５…（式１）
【００２９】
上記式１のうち、系数（−０．２５）および定数は（０．７５）は、後述する本願発明者らによる実験から得た一次関数ｙ＝−０．２５ｘ＋０．７５（図７参照）から得た値である。
【００３０】
上記式１の関係を満たす３点接触の軸受１３０によれば、外輪１３６の過度の厚肉化を避けつつその変形を抑制し、クリープを防ぐことが可能になることが分かっている。この軸受１３０であれば、適用するにあたって差動装置１００のハウジング１０２やファイナル軸１２０軸などの寸法の変更をなるべく抑えることができるため、汎用性やコストの面で有益である。また、軸受１３０は３点接触であるため、円すいころ軸受や４点接触玉軸受の場合に比べて、トルクのさらなる損失低減を図ることができ、許容傾き角も大きくなる。すなわち、上記構成の軸受１３０および差動装置１００であれば、軸受１３０の剛性や寿命を確保したうえでトルクを下げることができるため、自動車の燃費向上に役立てることが可能である。
【００３１】
（自動車用トランスミッション）
図２は、本発明の実施形態にかかる自動車用トランスミッション（以下、トランスミッション１５０）の概要を示す図である。トランスミッション１５０は、例えば前輪駆動車（ＦＦ車）に用いられるトランスミッションとディファレンシャルギアとを一体化したトランスアクスルなどを想定した機構である。トランスミッション１５０は、エンジンの動力をトルクや回転数、回転方向などを変えて駆動輪に伝達する。トランスミッション１５０は、複数のギアや軸を備えている。概要として、クラッチを介してエンジンの動力を受け取るインプットシャフト１５２、インプットシャフト１５２から各ギアを介して動力を受け取るアウトプットシャフト１５４、およびアウトプットシャフト１５４からファイナルギア１５６を介して駆動輪へと動力を伝えるディファレンシャルシャフト１５８などを備えている。また、後退を操作するリバースアイドルギア１６０なども備えられている。
【００３２】
当該トランスミッション１５０では、駆動輪へとつながる動力伝達軸であるディファレンシャルシャフト１５８において、ファイナルギア１５６の両側に軸受１６２、１６４として３点接触玉軸受が配置されている。これら軸受１６２、１６４は、上記で図１（ｂ）を参照して説明した３点接触玉軸受である軸受１３０と同じ構成である。当該トランスミッション１５０においても、従来では円すいころ軸受を配置していた箇所に、３点接触の軸受１６２、１６４を配置していることに特徴がある。なお、当該軸受は、ディファレンシャルシャフト１５８の片側のみに設ける構成とすることも可能である。また、当該軸受は、インプットシャフト１５２やアウトプットシャフト１５４など、ディファレンシャルシャフト１５８以外の他の動力伝達軸に適用することも可能である。
【００３３】
図１を参照して説明した差動装置１００および軸受１３０それぞれの技術的思想に対応する説明は、当該自動車用トランスミッション１５０にも適用可能である。したがって、トランスミッション１５０においても、前述した式１（ｒ／ｈ≦−０．２５×Ｐｒ／Ｃｒ＋０．７５）の関係を満たす３点接触の軸受１６２、１６４によって、外輪の過度の厚肉化を避けつつその変形を抑制し、クリープを防ぐことが可能になることが分かっている。また、軸受１６２、１６４を適用するにあたって、トランスミッション１５０のハウジングや動力伝達軸の寸法の変更をなるべく抑えることができ、汎用性やコストの面で有益となっている。そして、３点接触の軸受１６２、１６４によって、従来の円すいころ軸受や４点接触玉軸受に比べて、トルクのさらなる損失低減を図ることができ、許容傾き角も大きくなる。すなわち、本実施形態のトランスミッション１５０によっても、軸受１６２、１６４の剛性や寿命を確保したうえでトルクを下げ、自動車の燃費向上に役立てることが可能になっている。
【００３４】
（外輪断面比ｒ／ｈ）
以下、本発明の実施形態にかかる３点接触玉軸受の性能について、コンピュータ上で行ったクリープ解析（シミュレーション解析）、および実際に試験装置を使用して行ったクリープ発生確認試験（実機試験）の結果を交えて説明する。
【００３５】
図３は、クリープ解析の概要を示す図である。図３（ａ）は本実施形態にかかる３点接触玉軸受の３Ｄモデル（軸受１８０）の側面を示した図であり、図３（ｂ）は軸受１８０の外輪１８２の外径面１８４を示した斜視図である。外輪１８２のクリープは、歪クリープ（ひずみクリープ）とも呼ばれ、外輪１８２の連続的な弾性変形に由来して生じる、外輪１８２がハウジングに対して回転してしまう現象である。クリープ解析では、外輪１８２のクリープを、内輪１８６の１回転あたりにおける移動量として算出する。
【００３６】
図３（ａ）に示すように、クリープ解析では、所定の玉１８８がＡ地点から隣の玉１９０のＢ地点まで移動する範囲について解析を行う。まず、玉がＡ地点からＢ地点まで移動したときにおいて、その間の範囲における外輪１８２の外径面１８４の点Ｃの移動量ｘを算出する。図３（ｂ）に示すように、点Ｃは、外輪１８２の外径面１８４のうち、その内側を玉１８８になぞられる点である。
【００３７】
点Ｃの移動量ｘ（図３（ａ）参照）を得た後、その移動量ｘを玉の数で整数倍して、玉の１公転あたりの移動量に換算する。そして、その値をさらに内輪１回転あたりの移動量に換算することで、「内輪１回転あたりのクリープ量（μｍ／ｒｅｖ）」を得ることができる。
【００３８】
図４は、クリープ解析（シミュレーション解析）の結果を示す図である。図４（ａ）は、各試験体の条件とその測定結果の表である。試験体の内訳は、名称および軸受形式の欄に記載している通り、左から順に、比較例１が単列の深溝玉軸受、比較例２が４点接触玉軸受、実施例１が本願の実施形態にかかる外輪２点の３点接触玉軸受、比較例３が内輪２点の３点接触玉軸受である。その下には、概略図とサイズを記載している。サイズは、左から内径、外径、幅である。
【００３９】
解析条件として、荷重は、１３，０００Ｎのラジアル荷重（Ｆｒ）をかけて行った。各試験体のＰｒ／Ｃｒは、仕様書にて公表される基本動定格荷重Ｃｒと、接触角等から設定される係数とＦｒ（１３，０００Ｎ）とから得られる動等価荷重Ｐｒとを用いて算出した。解析は外輪の歪クリープに関するものであり、外輪の構成に着目すると比較例１と比較例３は共に外輪１点接触の同じ構成であるため、これらはＰｒ／Ｃｒも同じ値となっている。同様に、比較例２と実施例１においても、共に外輪２点接触の同じ構成であるため、Ｐｒ／Ｃｒは同じ値となっている。外輪断面比（ｒ／ｈ）は、各試験体とも、すべて同じ値に設定した。
【００４０】
図４（ａ）のうち、前述した式１（ｒ／ｈ≦−０．２５×Ｐｒ／Ｃｒ＋０．７５）の条件を満たすのは、比較例２と実施例１であった。一方、式１の条件を満たさないのは、比較例１と比較例３であった。最下段の判定（ＯＫ／ＮＧ）は、後述する図６（ａ）の比較例６のシミュレーション解析時のクリープ量を閾値とし、その値を超えるクリープ量が測定された場合をＮＧ、超えない場合をＯＫとした場合の判定結果である。
【００４１】
図４（ｂ）は、図４（ａ）のＰｒ／Ｃｒとクリープ量の関係を示すグラフである。横軸がＰｒ／Ｃｒ（比）であり、縦軸が内輪１公転あたりのクリープ量（μｍ／ｒｅｖ）である。このグラフは、式１の条件を満たす比較例２および実施例１が、式１の条件を満たさない比較例１、３に比べて、クリープ量が少ないことを表わしている。
【００４２】
図５は、図４（ａ）の各試験体の軸受形式と角すきまの関係を示す図である。図５では、縦軸は各試験体の角すきまの比率（deg比）であり、比較例１を１とした比率で示している。角すきまとは、内外のどちらか一方の軌道輪を固定し、非固定側の軌道輪を左右に傾けたときの、自由に傾き得る角度の事である。実際に装置に軸受を使用したとき、荷重による軸のたわみやハウジングの円筒度などによって、軸受は傾きをもって使用されることがある。このときの傾きが、各々の軸受形式によって定まる許容角すきまを超えると、内外の軌道輪と玉との間には異常なモーメント荷重が発生し、発熱や寿命低下の原因となる。
【００４３】
図５に示すように、角すきまは、４点接触の比較例２がもっとも小さい（約０．２０）。次いで、外輪２点の実施例１（約０．５４）および内輪２点の比較例３（約０．６６）の順に大きくなり、単純な深溝玉軸受である比較例１が最も大きくなっている。
【００４４】
図５の結果と、図４（ｂ）の結果とを照らし合わせると、共にクリープ量の少なかった比較例２と実施例１とでは、より角すきまの大きい実施例１のほうが、比較例２よりも許容できる傾きが大きいことが分かる。そのため、実施例１のほうが、比較例２よりも傾きが負荷された条件下であっても寿命を長く保つことができると予想される。
【００４５】
図６は、クリープ発生確認試験（実機試験）の結果である。図６（ａ）は、各試験体の条件とその測定結果の表である。試験体の内訳は、名称および軸受形式の欄に記載している通り、左から順に、比較例４が４点接触玉軸受、比較例５〜８が単列の深溝玉軸受である。軸受形式の下にはサイズ、Ｐｒ／Ｃｒ等の各条件を記載している。
【００４６】
図６（ａ）のうち、前述した式１（ｒ／ｈ≦−０．２５×Ｐｒ／Ｃｒ＋０．７５）の条件を満たすのは、比較例６〜８であり、それら試験体にはクリープは確認されなかった。一方、式１の条件を満たさない比較例４、５には、クリープが発生した。その下に記載する判定結果は、コンピュータ上で行ったシミュレーション解析（図４（ａ）と同じ条件での解析）に関するものである。この解析では、各試験体の内輪１公転あたりのクリープ量を測定したところ、そのクリープ量の大小関係に、実機試験におけるクリープの発生の有無との関連がみられた。そこで、実機試験でクリープの発生しなかった試験体のうち、シミュレーション解析におけるクリープ量が最も大きかった比較例６を基準とし、クリープ量が比較例６以下のものをＯＫと判定し、超えるものをＮＧと判定している。
【００４７】
図６（ｂ）は、図６（ａ）の各試験体のクリープ解析におけるＰｒ／Ｃｒとクリープ量の関係を示すグラフである。横軸がＰｒ／Ｃｒ（比）であり、縦軸が内輪１公転あたりのクリープ量（μｍ／ｒｅｖ）である。上述したように、実機試験においてクリープの発生しなかった試験体のうち、シミュレーション解析時のクリープ量が最も大きかったのは比較例６であった。そこで、図６（ｂ）では、比較例６を判定ＯＫの上限ラインに定めている。そして、上限ライン以下、すなわち判定ＯＫであった比較例６〜８は〇で示し、判定ＮＧであった比較例４、５は×で示している。その他、深溝玉軸受および４点接触玉軸受についてシミュレーション解析のみを行った他の試験体も●（ＯＫの範囲内のもの）および■（ＮＧの範囲内のもの）でプロットしてある。
【００４８】
図７は、図６（ｂ）の各試験体におけるＰｒ／Ｃｒと外輪断面比との関係を示すグラフである。横軸がＰｒ／Ｃｒ（比）であり、縦軸が外輪断面比ｒ／ｈである。図７に破線で示す直線は、図６（ｂ）の判定ＯＫのプロットと判定ＮＧのプロットとの境界線であり、図７のグラフにおける判定ＯＫの上限ラインでもある。この上限ラインは、右下がりの一次関数（ｙ＝−０．２５ｘ＋０．７５）として得ることができた。このｙとｘを外輪断面比ｒ／ｈおよびＰｒ／Ｃｒで表現した式が（ｒ／ｈ＝−０．２５×Ｐｒ／Ｃｒ＋０．７５）である。すなわち、外輪断面比ｒ／ｈが、この上限ラインより下の範囲内（ｒ／ｈ≦−０．２５×Ｐｒ／Ｃｒ＋０．７５）に収まる試験体であれば、シミュレーション解析において判定ＯＫとなり、実機試験においてもクリープを抑えることができると予想される。
【００４９】
以上説明した図４（ｂ）、図５、および図７の結果によって、図１（ｂ）の３点接触玉軸受（軸受１３０）は、外輪断面比ｒ／ｈを式１（ｒ／ｈ≦−０．２５×Ｐｒ／Ｃｒ＋０．７５）の条件に設定することで、外輪のむやみな肉厚化に頼らずにクリープを防ぐことが可能になる。
【００５０】
以上、添付図面を参照しながら本発明の好適な実施例について説明したが、本発明は係る例に限定されないことは言うまでもない。当業者であれば、特許請求の範囲に記載された範疇内において、各種の変更例または修正例に想到し得ることは明らかであり、それらについても当然に本発明の技術的範囲に属するものと了解される。
【産業上の利用可能性】
【００５１】
本発明は、３点接触玉軸受、自動車用差動装置、自動車用トランスミッションに利用することができる。
【符号の説明】
【００５２】
Ｃ１…玉の中心、１００…差動装置、１０２…ハウジング、１０４…ドライブピニオンギア、１０６…リングギア、１０８…ピニオン軸、１１０…ディファレンシャルケース、１１６…左側のサイドギア、１１８…右側のサイドギア、１２０…左側のファイナル軸、１２２…右側のファイナル軸、１３０…左側の軸受、１３４…内輪、１３６…外輪、１３７…外径面、１３８…玉、１５０…トランスミッション、１５２…インプットシャフト、１５４…アウトプットシャフト、１５６…ファイナルギア、１５８…ディファレンシャルシャフト、１６０…リバースアイドルギア、１６２…左側の軸受、１６４…右側の軸受、１８０…３Ｄモデルの軸受、１８２…外輪、１８４…外径面、１８６…内輪、１８８…玉、１９０…玉
【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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