(57)【要約】【課題】狭隘な場所に取り付けられる転がり軸受装置において、装置の大型化を避けつつ高剛性化を図り、その長寿命化を図ることを目的とする。【解決手段】転がり軸受装置１００は、外輪１のフランジ１４とハブ軸２のフランジ１５との間の自由空間１１を活用して、車両アウタ側の玉群４のピッチ円直径を車両インナ側の玉群５に比べて大きく設定している。これにより、転がり軸受装置１００の大型化を避けつつ各列の玉群４，５の軸受負荷中心間距離を増大させることができる。その結果、転がり軸受装置１００の剛性が向上し、その長寿命化を図ることができる。【選択図】図１
2008292001.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
軸方向一方側の外周面にフランジを有し、軸方向他方側の外周面に軸方向二列の第１、第２内輪軌道面を有する内輪部材と、
内周面に前記内輪部材の二列の第１、第２内輪軌道面と径方向でそれぞれ対向する軸方向二列の第１、第２外輪軌道面を有し、前記第１外輪軌道面より軸方向他方側における外周面にフランジを有する外輪部材と、
前記外輪部材の第１、第２外輪軌道面と前記内輪部材の第１、第２内輪軌道面との間に介装される軸方向二列の第１、第２転動体群とを含み、
前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間において、前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1と、前記第２転動体群のピッチ円直径Ｄ2との関係が、Ｄ1＞Ｄ2に設定され、
前記Ｄ1と前記Ｄ2との関係が、Ｄ1≦１．４９×Ｄ2に設定されている転がり軸受装置。
【請求項２】
請求項１の転がり軸受装置において、
前記Ｄ1の増大にともない、前記第１転動体群の転動体数が増大されている転がり軸受装置。
【請求項３】
請求項１の転がり軸受装置において、
前記第１転動体群の各転動体の直径が小さく設定されているとともに、前記第１転動体群の転動体数が増大されている転がり軸受装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両用や各種産業機器等に適用する転がり軸受装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
図１０を参照してこの種の転がり軸受装置を複列外向きのアンギュラ玉軸受装置に適用して説明する（例えば特許文献１参照）。この複列外向きのアンギュラ玉軸受装置５００は、外輪１と、ハブ軸２と、内輪３と、玉群４、５とを有する。外輪１は、不図示の車体に固定され、内周面に軸方向二列の軌道面１２，１３を有するとともに、車両アウタ側の軌道面の車両インナ側における外周面に前記車体に固定するためのフランジ１４を有する。ハブ軸２は、車両アウタ側の外周面に車輪を取り付けるためのフランジ１５を有するとともに、軸方向中間の外周面に車両アウタ側の軌道面１６を有する。内輪３は、ハブ軸２の車両インナー側の外周面に一体回転可能に嵌合装着され、外周面に車両インナー側の軌道面１７を有する。玉群４，５は、外輪１とハブ軸２と内輪３それぞれの軌道面間において設けられる。
【特許文献１】特開２０００−３８００４号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
上記転がり軸受装置５００の場合、設計の容易さや生産コスト低減の観点から、両列の玉群４，５同士が互いの軸方向中間点に対して軸方向左右対称の構造に作られている。このように軸方向左右対称の構造を有する転がり軸受装置５００において、その長寿命化を図る手段の一つとして各列の玉群４，５の軸方向距離やピッチ円直径を大きくすることにより各列の玉群４，５の軸受負荷中心間距離を大きくし、その高剛性化を図ることが考えられる。しかしながら、このような高剛性化構造では、転がり軸受装置全体の寸法が大型化せざるを得なくなる一方、転がり軸受装置５００それ自体が狭隘な車体の一部に取り付けられる構造となっているから、装置を大型化する余地はほとんどない。そのため、従来の転がり軸受装置では、その高剛性化を図ることは困難である。
【０００４】
したがって、本発明は、狭隘な車体に対して、装置を大型化させることなく高剛性化を図れる構造でもって、転がり軸受装置の長寿命化を図れるようにすることを解決課題とする。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
本発明の転がり軸受装置は、軸方向一方側の外周面にフランジを有し、軸方向他方側の外周面に軸方向二列の第１、第２内輪軌道面を有する内輪部材と、内周面に前記内輪部材の二列の第１、第２内輪軌道面と径方向でそれぞれ対向する軸方向二列の第１、第２外輪軌道面を有し、前記第１外輪軌道面より軸方向他方側における外周面にフランジを有する外輪部材と、前記外輪部材の第１、第２外輪軌道面と前記内輪部材の第１、第２内輪軌道面との間に介装される軸方向二列の第１、第２転動体群とを含み、前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間において、前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1と、前記第２転動体群のピッチ円直径Ｄ2との関係が、Ｄ1＞Ｄ2に設定され、前記Ｄ1と前記Ｄ2との関係が、Ｄ1≦１．４９×Ｄ2に設定されている。
【０００６】
ここで、Ｄ1＞Ｄ2の関係は、Ｄ1を大きく設定することにより実現し、Ｄ2は一定とする。
【０００７】
本発明の転がり軸受装置では、内輪部材のフランジと外輪部材のフランジとの間にできる自由空間を有効利用して軸方向一方側の転動体群のピッチ円直径を、軸方向他方側に比べて大きく設定している。そのため、各列の転動体群同士の軸受負荷中心間距離を増大させることができる。その結果、装置の大型化を避けつつ、転がり軸受装置の高剛性化および長寿命化を図ることができる。
【０００８】
このような構成とした場合、Ｄ1をＤ2よりも大きくしつつ、Ｄ1をＤ2の１４９％以下にとどめている。そのため、拡径スペースを超過して転がり軸受装置が大型化したり、転がり軸受装置の重量や製造コストが上昇するのを最小限度に抑えつつ、転がり軸受装置の高剛性化および長寿命化を図ることができる。なお、前記Ｄ1と前記Ｄ2との関係を１．１０×Ｄ2≦Ｄ1≦１．４９×Ｄ2とすれば、上記作用・効果がより顕著となり好ましい。
【０００９】
また、本発明の転がり軸受装置は、前記Ｄ1の増大にともない、前記第１転動体群の転動体数が増大されている。
【００１０】
このような構成とした場合、上記作用、効果に加えて、転動体群の介装数を多くしているので、各転動体群の１個あたりの荷重を分散することができる。その結果、転がり軸受装置の剛性をさらに向上させることができる。
【００１１】
さらに、本発明の転がり軸受装置は、前記第１転動体群の各転動体の直径が小さく設定されているとともに、前記第１転動体群の転動体数が増大されている。
【００１２】
このような構成とした場合、上記作用、効果に加えて、転動体群の直径が小さく設定されており、それに伴い、転動体の周方向の介装数が多く設定されている。その結果、転がり軸受装置の剛性をさらに向上させることができる。
【発明の効果】
【００１３】
以上説明したように、本発明の転がり軸受装置によれば、車輪が取り付けられる内輪部材のフランジと、車体に固定される外輪部材のフランジとの間にできる自由空間を有効利用して車両アウタ側の転動体のピッチ円直径を大きく設定している。これにより、装置の大型化を避けつつ各列の転動体の軸受負荷中心間距離を増大させると同時に、転動体の介装数を多くすることができる。その結果、転がり軸受装置の剛性が向上し、その長寿命化を図ることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１４】
以下、本発明の実施形態に係る転がり軸受装置を、図面を参照して詳細に説明する。この転がり軸受装置は、車両用車軸の軸受用に適用して説明する。この転がり軸受装置は、従動輪側を例にとっている。図１は本発明の一実施形態に係る転がり軸受装置の全体構成を示す断面図、図２は、図１の転がり軸受装置の上半分断面図である。図１で軸方向左側は車両アウタ側（軸方向一方側）を、軸方向右側は車両インナ側（軸方向他方側）を示す。
【００１５】
図例の転がり軸受装置１００は、複列外向きアンギュラ玉軸受装置として、外輪１と、ハブ軸２と、内輪３と、一対の玉群４，５と、一対の保持器６，７と、一対のシール部材８，９とを有する。
【００１６】
外輪１は、外輪部材として、内周面に軸方向二列の軌道面１２，１３を有するとともに、車両アウタ側の軌道面１２の車両インナ側における外周面に車両（不図示）に固定するためのフランジ１４を有する。
【００１７】
ハブ軸２は、内輪部材の一部分として、車両アウタ側の外周面に車輪（不図示）を取り付けるためのフランジ１５を有するとともに、軸方向中間の外周面に外輪１の車両アウタ側の軌道面１２と対向する一列の軌道面１６を有する。内輪３は、内輪部材の一部分として、ハブ軸２における車両インナ側の外周面に該ハブ軸２と一体回転可能に嵌合装着され、外周面に外輪１の車両インナ側の軌道面１３と対向する一列の軌道面１７を有する。
【００１８】
玉群４，５は、転動体として、外輪１の軌道面１２，１３とハブ軸２および内輪３の各軌道面１６，１７との間において軸方向に二列介装される。
【００１９】
一対の保持器６，７それぞれは、各列の玉群４，５を保持する。
【００２０】
各列のシール部材８，９は、外輪１の内周の軸方向両側において、外輪１とハブ軸２との間、外輪１と内輪３との間それぞれの環状空間を軸方向で仕切っており、当該環状空間内にグリースを密封している。
【００２１】
ハブ軸２の車両インナ側端部は、内輪３の外端面に対してかしめられており、かしめ部１０を形成する。このかしめによりハブ軸２と内輪３は一体回転可能になるとともに、転がり軸受装置１００に対して所要の予圧が付与される。
【００２２】
本実施形態では、次の構成を有することを特徴とする。すなわち、上述した構成を有する転がり軸受装置１００の場合、外輪１のフランジ１４の車両インナ側が車両の一部であるナックル（不図示）に固定され、ハブ軸２のフランジ１５の車両アウタ側に車輪（不図示）が取り付けられる。このとき、外輪１のフランジ１４とハブ軸２のフランジ１５との間には環状の自由空間１１が存在する。本実施形態では、この環状の自由空間１１に着目して、図１に示すように、車両アウタ側の玉群４のピッチ円直径Ｄ1と、車両インナ側の玉群５のピッチ円直径Ｄ2との関係をＤ1＞Ｄ2に設定している。但し、このＤ1＞Ｄ2の関係は、Ｄ1を大きく設定することにより実現し、Ｄ2は一定とする。これに伴い、ハブ軸２の軌道面１６を内輪３の軌道面１７よりも拡径し、あわせて外輪１の車両アウタ側の軌道面１２を車両インナ側の軌道面１３よりも拡径している。
【００２３】
このように、Ｄ1＞Ｄ2に設定することにより、転がり軸受装置１００の剛性が向上する。以下、Ｄ1＞Ｄ2に設定することと、転がり軸受装置１００の剛性向上との因果関係を説明する。
【００２４】
図２において、Ｄ1＝Ｄ2としたとき（図中の点線）の各列の玉群４，５の中心からハブ軸２および内輪３の各軌道面１６，１７に加わる力の作用方向を示す作用線をそれぞれＦ1，Ｆ2とし、これらと転がり軸受装置１００の中心軸線Ｏとの交点をそれぞれＯ1，Ｏ2とする。一方、Ｄ1＞Ｄ2としたときの車両アウタ側の玉群４の中心からハブ軸２の軌道面１６に加わる力の作用方向を示す作用線をＦ3とし、これと転がり軸受装置１００の中心軸線Ｏとの交点をＯ3とする。このとき、交点Ｏ1，Ｏ2間の距離をＬ1とし、交点Ｏ1，Ｏ3間の距離をＬ2とすると、Ｌ2＞Ｌ1の関係となる。
【００２５】
これらの距離Ｌ1，Ｌ2は、軸受負荷中心間距離を示しており、これらＬ1，Ｌ2が大きいほど、転がり軸受装置１００の剛性が大きくなる。したがって、Ｄ1＞Ｄ2に設定することにより、軸受負荷中心間距離が増大し、転がり軸受装置１００の剛性を向上させることができ、ひいては転がり軸受装置１００の長寿命化につながる。
【００２６】
ところで、Ｄ1＞Ｄ2に設定すると、当該玉群４の周方向における介装スペースが増大する。その分、玉群４の介装数を増やすことにより、玉４の一個当たりの荷重を分散することができるので、転がり軸受装置１００の剛性および寿命をさらに向上させることができる。
【００２７】
以下、Ｄ1および玉群４の介装数の最適な設定について試験により検証しているので、説明する。
【００２８】
この試験に用いた転がり軸受装置１００は、車両インナ側の玉５について、Ｄ2＝４９ｍｍ、直径は１２．７ｍｍ、介装数は１１個とし、車両アウタ側の玉４については、その直径を玉５と同じ１２．７ｍｍとした。この試験では、車両アウタ側の玉４について、Ｄ1および介装数をいろいろ変化させて転がり軸受装置１００の剛性および寿命を確認した。従来例としては、玉４，５について、Ｄ1＝Ｄ2＝４９ｍｍ、直径は共に１２．７ｍｍ、介装数は共に１１個に設定した。
【００２９】
転がり軸受装置１００の剛性は、転がり軸受装置１００に径方向に一定の荷重をかけたときの転がり軸受装置１００の傾きを計測して確認し、寿命は、転がり軸受装置１００を回転させ寿命に至るまでの走行距離を計測して確認する。なお、転がり軸受装置１００の剛性を示す傾き（単位：分）は、その値が小さいほど転がり軸受装置１００の剛性が高いことを示しており、転がり軸受装置１００の寿命を示す走行距離（単位：万ｋｍ）は、その値が大きいほど転がり軸受装置１００の寿命が長いことを示す。
【００３０】
【表１】
2008292001.tif 000003
【００３１】
表１において、試料１では、Ｄ1をＤ2の１１０％とし、玉４の介装数を玉５と同じ１１個としている。この場合、転がり軸受装置１００は、従来例との比較において、剛性が９８％と向上しており、寿命も玉４側が１０８％、玉５側が１０７％と向上している。
【００３２】
試料２では、Ｄ1をＤ2の１４９％とし、玉４の介装数を１６個としている。この場合、転がり軸受装置１００は、従来例との比較において、剛性が８４％と向上しており、寿命も玉４側が２５７％、玉５側が１２１％と向上している。しかも、試料１との比較においても、剛性、寿命ともに向上している。
【００３３】
ただし、Ｄ1をＤ2の１４９％より大きく設定すると、転がり軸受装置１００の大型化、重量化の問題があるため、Ｄ1はＤ2の１４９％以下に設定するのが好ましい。
【００３４】
以上より、１．１０×Ｄ2≦Ｄ1≦１．４９×Ｄ2に設定するのが好ましく、さらには、Ｄ1＝１．４９×Ｄ2、つまりＤ1＝７３ｍｍに設定すれば、剛性、寿命ともに優れた転がり軸受装置１００とすることができる。
【００３５】
以上のように、本実施形態では、車両アウタ側の玉群４のピッチ円直径を大きく設定している。そのため、外輪１のフランジ１４と内輪３のフランジ１５との間に生じるスペースを有効に活用して転がり軸受装置１００における玉群４，５の互いの軸受負荷中心間距離を増大させることができ、転がり軸受装置１００の剛性を向上させることができる。しかも、車両アウタ側の玉群４の周方向における介装スペースも増大するため、その分、玉群４の介装数を増やすことができ、転がり軸受装置１００の剛性をさらに向上させることができる。
【００３６】
なお、本発明は、上述の実施形態に限定されるものではなく、以下に述べる実施形態にも適用可能である。
【００３７】
（１）図３は、本発明の他の実施形態に係る転がり軸受装置の全体構成を示す断面図、図４は、図３の転がり軸受装置の上半分断面図、図５は、車両アウタ側の玉の配列を示す説明図である。図３で軸方向左側は車両アウタ側（軸方向一方側）を、軸方向右側は車両インナー側（軸方向他方側）を示す。
【００３８】
図３に示す転がり軸受装置１００の基本的構成は、上記実施形態と同様であるが、異なる点は、車両アウタ側の玉４の直径を小さくしている点である。これに伴い、ハブ軸２の軌道面１６は、上記実施形態よりもさらに径方向外側に拡径する。
【００３９】
このように、上記実施形態に加えて、車両アウタ側の玉４の直径を小さくすることによっても、転がり軸受装置１００の剛性が向上する。以下、車両アウタ側の玉４の直径の縮小と、転がり軸受装置１００の剛性向上との因果関係を説明する。
【００４０】
図４において、車両アウタ側の玉４の直径を小さくしないとき（図中の点線）の各列の玉群４，５の中心から内輪およびハブ軸の各軌道面１６，１７に加わる力の作用方向を示す作用線をそれぞれＦ1，Ｆ3とし、これらと転がり軸受装置１００の中心軸線Ｏとの交点をそれぞれＯ1，Ｏ3とする。一方、車両アウタ側の玉４の直径を小さくしたときのこの車両アウタ側の玉群４の中心からハブ軸２の軌道面１６に加わる力の作用方向を示す作用線をＦ4とし、これと転がり軸受装置１００の中心軸線Ｏとの交点をＯ4とする。このとき、交点Ｏ1，Ｏ3間の距離をＬ2とし、交点Ｏ1，Ｏ4間の距離をＬ3とすると、Ｌ3＞Ｌ2の関係となる。
【００４１】
既に説明したように、これらの距離Ｌ2，Ｌ3は、軸受負荷中心間距離を示しており、これらＬ2，Ｌ3が大きいほど、転がり軸受装置１００の剛性が大きくなる。したがって、車両アウタ側の玉４の直径を小さくすることにより、上記実施形態に比べてさらに軸受負荷中心間距離の増大を図ることができ、転がり軸受装置１００の剛性をさらに向上させることができる。
【００４２】
さらに、以上のように車両アウタ側の玉４の直径を小さくすることにより、上記実施形態に比べてさらに車両アウタ側の玉群４の周方向における介装数を増やすことができる。図５に示すように、玉４の直径を小さくすると、周方向に隣り合う玉４同士の配置間隔を狭めることができるので、玉４の介装数を増やすことができる。これにより、玉一個当たりの荷重を分散することができ、転がり軸受装置１００の剛性がさらに向上する。
【００４３】
ただし、玉４の直径を小さくするにつれ、転がり軸受装置１００の剛性は向上するものの、寿命は低下する傾向にある。そのため、玉４の直径は、従来例に比べて転がり軸受装置１００の寿命が低下しない範囲で適切に設定する必要がある。
【００４４】
以下、玉４の直径および介装数の最適な設定について試験により検証しているので説明する。この試験に用いた転がり軸受装置１００は、車両インナ側の玉５について、Ｄ2＝４９ｍｍ、直径は１２．７ｍｍ、介装数は１１個とする。車両アウタ側の玉４について、Ｄ1は、上記実施形態での試験の結果に基づき、転がり軸受装置１００の剛性、寿命ともに最も向上するＤ1＝７３ｍｍに設定した。この試験では、車両アウタ側の玉４について、直径および介装数をいろいろ変化させて転がり軸受装置１００の剛性および転がり寿命を確認した。従来例としては、玉４，５について、Ｄ1＝Ｄ2＝４９ｍｍ、直径は共に１２．７ｍｍ、介装数は共に１１個に設定した。なお、転がり軸受装置１００の剛性および寿命の測定方法は上記実施形態と同様である。
【００４５】
【表２】
2008292001.tif 000004
【００４６】
表２において、試料１では、玉４の直径を玉５の直径の８８％としており、玉４の介装数を１８個としている。この場合、従来例との比較で、剛性は８４％と向上しており、寿命も玉４側が１４７％、玉５側が１２０％といずれも向上している。
【００４７】
試料２では、玉４の直径を玉５の直径の８１％としており、玉４の介装数を２０個としている。この場合も、従来例との比較で、剛性は８３％と向上しており、寿命も玉４側が１１５％、玉５側が１１７％といずれも向上している。ちなみにこの場合、玉４側の寿命が試料１に比べて低下している。
【００４８】
試料３では、玉４の直径を玉５の直径の７５％としており、玉４の介装数を２１個としている。この場合、従来例との比較で、剛性は８２％と向上している。しかし、寿命は、従来例との比較で、玉５側が１１７％と向上しているのに対して、玉４側が７８％と低下している。
【００４９】
以上より、玉４の直径の下限値は、Ｄ1＝７３ｍｍとしたとき、玉５の直径の８１％、すなわち約１０．３２ｍｍとするのが好ましく、さらには、玉４の直径を約１０．３２ｍｍ、玉４の介装数を２０個に設定すると、極めて剛性が高く、しかも長寿命な転がり軸受装置１００とすることができる。
【００５０】
以上のように、上記実施形態に加えて、車両アウタ側の玉４の直径を小さくすることによって、転がり軸受装置１００における軸受負荷中心間距離をさらに増大させることができるので、転がり軸受装置１００のさらなる剛性化を図ることができる。また、車両アウタ側の玉群４の周方向の介装数を多くすることができるので、転がり軸受装置１００の剛性がさらに向上する。
【００５１】
（２）図６は、本発明のさらに他の実施形態に係る転がり軸受装置の全体構成を示す断面図である。
【００５２】
図６において、図１から図２と対応する部分には同一の符号を付しており、その同一の符号に係る部分の詳しい説明は省略する。図６で軸方向左側は車両アウタ側（軸方向一方側）を、軸方向右側は車両インナ側（軸方向他方側）を示す。
【００５３】
転がり軸受装置２００は、内輪部材としてハブホイール４３と等速ジョイント４０とを有する。
【００５４】
この転がり軸受装置２００においても、外輪部材として外輪１、これと同心に配置された内輪部材としてハブホイール４３および等速ジョイントの軸部４２とを有する。
【００５５】
外輪１は、内周面に軸方向二列の軌道面１２，１３を有するとともに、車両アウタ側の軌道面１２の車両インナ側における外周面に車両（不図示）に固定するためのフランジ１４を有する。
【００５６】
ハブホイール４３は、車両アウタ側外周面に車輪（不図示）を取り付けるためのフランジ１５を有するとともに、車両インナ側の外周面に一列の軌道面１６を有する。
【００５７】
等速ジョイント４０は、車両インナ側に椀形外輪４１を、車両アウタ側に軸部４２をそれぞれ有する。軸部４２は、車両インナ側の外周面に一列の軌道面１７を有し、車両アウタ側の外周面に対してハブホイール４３が一体回転可能に嵌合装着される。なお、椀形外輪４１の内部詳細は省略する。
【００５８】
外輪１の二列の軌道面１２，１３のそれぞれと、ハブホイール４３、軸部４２それぞれの各軌道面１６，１７との間において、転動体としての玉群４，５が介装される。一対の保持器６，７それぞれは、各列の玉群４，５を保持する。
【００５９】
軸部４２の車両アウタ側の端部は、ハブホイール４３の車両アウタ側端面にかしめられており、かしめ部１０を形成する。
【００６０】
このような構成の転がり軸受装置２００も、外輪１のフランジ１４の車両インナ側が車両の一部であるナックル（不図示）に固定され、ハブホイール４３のフランジ１５の車両アウタ側に車輪（不図示）が取り付けられる。このとき、外輪１のフランジ１４とハブホイール４３のフランジ１５との間には環状の自由空間１１が存在する。
【００６１】
この転がり軸受装置２００でも、車両アウタ側の玉群４のピッチ円直径Ｄ1と、車両インナ側の玉群５のピッチ円直径Ｄ2との関係をＤ1＞Ｄ2に設定している。また、当該車両アウタ側の玉４の直径を小さく設定し、当該玉４の介装数を増やすこともできる。
【００６２】
このように設定したときの具体的構成および作用、効果は、基本的に上述の実施形態と同様である。
【００６３】
（３）本発明は、図７で示すように、駆動輪側の転がり軸受装置３００にも適用することができる。
【００６４】
図示例の転がり軸受装置３００は、基本的には上記実施形態の転がり軸受装置１００と同様であるが、異なる点は、ハブ軸２が中空とされている点である。このハブ軸２の中空部分に、図示しないが、アクスルシャフトが挿入され、結合される。
【００６５】
（４）本発明は、図８で示すように、ハブ軸２の外周面に軸方向一対の内輪３ａ、３ｂを嵌合装着した転がり軸受装置４００にも適用することができる。
【００６６】
また、このような形式の転がり軸受装置において、図９に示すように、転動体群を円錐ころ群１８、１９とすることもできる。この場合、車両アウタ側の各円錐ころ１８の径を小さくしてもよい。
【図面の簡単な説明】
【００６７】
【図１】本発明の実施形態に係る転がり軸受装置の全体構成を示す断面図
【図２】図１の転がり軸受装置の上半分断面図
【図３】本発明の他の実施形態に係る転がり軸受装置の全体構成を示す断面図
【図４】図３の転がり軸受装置の上半分断面図
【図５】車両アウタ側の玉の配列を示す説明図
【図６】本発明の他の実施形態に係る転がり軸受装置の全体構成を示す断面図
【図７】本発明の他の実施形態に係る転がり軸受装置の全体構成を示す断面図
【図８】本発明の他の実施形態に係る転がり軸受装置の上半分を示す断面図
【図９】本発明の他の実施形態に係る転がり軸受装置の上半分を示す断面図
【図１０】従来の転がり軸受装置の全体構成を示す断面図
【符号の説明】
【００６８】
１        外輪
２        ハブ軸
３        内輪
４        玉（車両アウタ側）
５        玉（車両インナ側）
１１      自由空間
１４      フランジ
１５      フランジ
１００    転がり軸受装置
【図１】
2008292001.tif 000005
【図２】
2008292001.tif 000006
【図３】
2008292001.tif 000007
【図４】
2008292001.tif 000008
【図５】
2008292001.tif 000009
【図６】
2008292001.tif 000010
【図７】
2008292001.tif 000011
【図８】
2008292001.tif 000012
【図９】
2008292001.tif 000013
【図１０】
2008292001.tif 000014