(57)【要約】【課題】インナー側の玉列とアウター側の玉列との寿命のバランスを取りつつ、全体としての寿命を延長できる構造を実現する。【解決手段】インナー側の玉列の接触角α１　をアウター側の玉列の接触角α２　よりも小さく（α１　＜α２　）する。この構成を採用する事により、インナー側の玉列とアウター側の玉列とが支承する荷重の分担をバランスさせて、上記課題を解決する。【選択図】　図１
2004076892.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
内周面にアンギュラ型の外輪軌道を複列に設けた外輪相当部材と、外周面にアンギュラ型の内輪軌道を複列に設けた内輪相当部材と、これら各内輪軌道と上記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玉とを備え、上記外輪相当部材と上記内輪相当部材とのうちの一方の部材を懸架装置に支持し、同じく他方の部材に車輪を支持する状態で使用する車輪用複列アンギュラ型玉軸受に於いて、上記懸架装置への組み付け時、車両の幅方向中央側となるインナー側の玉列の接触角を同じく幅方向外側となるアウター側の玉列の接触角よりも小さくした事を特徴とする車輪用複列アンギュラ型玉軸受。
【請求項２】
内周面にアンギュラ型の外輪軌道を複列に設けた外輪相当部材と、外周面にアンギュラ型の内輪軌道を複列に設けた内輪相当部材と、これら各内輪軌道と上記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玉とを備え、上記外輪相当部材と上記内輪相当部材とのうちの一方の部材を懸架装置に支持し、同じく他方の部材に車輪を支持する状態で使用する車輪用複列アンギュラ型玉軸受に於いて、上記懸架装置への組み付け時、車両の幅方向外側となるアウター側の内輪軌道の負荷側の溝肩高さを、同じく幅方向中央側となるインナー側の内輪軌道の負荷側の溝肩高さよりも大きくした事を特徴とする車輪用複列アンギュラ型玉軸受。
【請求項３】
内周面にアンギュラ型の外輪軌道を複列に設けた外輪相当部材と、外周面にアンギュラ型の内輪軌道を複列に設けた内輪相当部材と、これら各内輪軌道と上記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玉とを備え、上記外輪相当部材と上記内輪相当部材とのうちの一方の部材を懸架装置に支持し、同じく他方の部材に車輪を支持する状態で使用する車輪用複列アンギュラ型玉軸受に於いて、上記懸架装置への組み付け時、車両の幅方向外側となるアウター側の外輪軌道の負荷側の溝肩高さを、同じく幅方向中央側となるインナー側の外輪軌道の負荷側の溝肩高さよりも大きくした事を特徴とする車輪用複列アンギュラ型玉軸受。
【請求項４】
アウター側の内輪軌道の負荷側の溝肩高さを、インナー側の内輪軌道の負荷側の溝肩高さよりも大きくした、請求項１に記載した車輪用複列アンギュラ型玉軸受。
【請求項５】
アウター側の外輪軌道の負荷側の溝肩高さを、インナー側の外輪軌道の負荷側の溝肩高さよりも大きくした、請求項１、２、４の何れかに記載した車輪用複列アンギュラ型玉軸受。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受は、自動車の車輪を懸架装置に対して回転自在に支持する為に利用する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車の車輪を懸架装置に対して回転自在に支持する為に従来から、例えば図５に示す様な車輪用複列アンギュラ型玉軸受が使用されている。この図５に示した車輪用複列アンギュラ型玉軸受は、駆動輪（ＦＦ車の前輪、ＦＲ車及びＲＲ車の後輪、４ＷＤ車の全輪）を支持する為のもので、外輪相当部材である外輪１と、内輪相当部材であるハブ２と、複数個の玉３、３とを備える。このうちの外輪１は、内周面に外向アンギュラ型の外輪軌道４ａ、４ｂを複列に形成すると共に、外周面に結合フランジ５を形成している。車両への組み付け時には、この結合フランジ５を懸架装置を構成するナックルに結合する。
【０００３】
又、上記ハブ２は、ハブ本体６と内輪７とを組み合わせて成る。このうちのハブ本体６の中心部にはスプライン孔８を、外周面の外端（軸方向に関して「外」とは、車両への組み付け状態で幅方向外側となる側を言い、図１、５の左側。反対に、車両への組み付け状態で幅方向中央側となる、図１、５の右側を「内」と言う。本明細書全体で同じ。）寄り部分には取付フランジ９を、それぞれ形成している。車両への組み付け時には、上記スプライン孔８に図示しない等速ジョイントに付属したスプライン軸を挿入すると共に、上記取付フランジ９に車輪を固定する。
【０００４】
又、上記ハブ本体６の外周面の中間部で、上記外輪１の内周面に形成した複列の外輪軌道４ａ、４ｂのうちのアウター側（車両への組み付け状態で幅方向外側となる側を言い、図１、５の左側。本明細書全体で同じ。）の外輪軌道４ｂと対向する部分には、アンギュラ型の内輪軌道１０ｂを形成している。更に、上記ハブ本体６の内端部に形成した小径段部１１に上記内輪７を外嵌している。そして、この内輪７の外周面に形成したアンギュラ型の内輪軌道１０ａを、上記複列の外輪軌道４ａ、４ｂのうちのインナー側（車両への組み付け状態で幅方向中央側となる側を言い、図１、５の右側。本明細書全体で同じ。）の外輪軌道４ａに対向させている。
【０００５】
そして、上記各外輪軌道４ａ、４ｂと上記各内輪軌道１０ａ、１０ｂとの間に前記各玉３、３を、それぞれ複数個ずつ、図示しない保持器により保持した状態で転動自在に設けている。この構成により、背面組み合わせである複列アンギュラ型の玉軸受を構成し、上記外輪１の内径側に前記ハブ２を、回転自在に、且つ、ラジアル荷重及びアキシアル荷重を支承自在に支持している。尚、図示の構造の場合、上記内輪７の外端面を上記小径段部１１の基端縁に設けた段差面１２に当接させた状態で、インナー側の玉列とアウター側の玉列とを構成する各玉３、３に、それぞれ所定の接触角α１　、α２　及び予圧が付与される様に、各部の形状及び寸法を規制している。又、上記外輪１の内周面と上記ハブ２の外周面との間で、上記複数個の玉３、３を設置した空間には、潤滑用のグリースを封入すると共に、この空間の両端開口を、それぞれシールリング１３ａ、１３ｂにより密閉している。
【０００６】
尚、上述の図５に示した構造を含む、従来の車輪用複列アンギュラ型玉軸受の場合、インナー側の玉列の接触角α１　とアウター側の玉列の接触角α２　とを、互いに等しく（α１　＝α２　）している。又、インナー側の内輪軌道１０ａの負荷側（負荷を受ける側で、図５の右側）の溝肩高さＨｉ１と、アウター側の内輪軌道１０ｂの負荷側（同じく、図５の左側）の溝肩高さＨｉ２とを、互いに等しく（Ｈｉ１＝Ｈｉ２）している。更に、インナー側の外輪軌道４ａの負荷側（同じく、図５の左側）の溝肩高さＨｏ１と、アウター側の外輪軌道４ｂの負荷側（同じく、図５の右側）の溝肩高さＨｏ２とを、互いに等しく（Ｈｏ１＝Ｈｏ２）している。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
上述した様な車輪用複列アンギュラ型玉軸受には、車両の旋回走行時等にモーメント荷重が加わるが、この際、インナー側の玉列には、直進時に比べて大きなラジアル荷重が（アキシアル荷重よりも優勢に）負荷される。この様にインナー側の玉列にラジアル荷重が優勢に負荷されると、このインナー側の玉列の負荷圏が狭くなり、このインナー側の玉列を構成する個々の玉３に加わる荷重が大きくなる。この為、負荷分布に基づく計算寿命は、アウター側の玉列よりもインナー側の玉列の方が短くなる。
【０００８】
一方、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の回転速度や負荷荷重が大きくなると、上記各玉３、３の転動面と前記外輪、内輪各軌道４ａ、４ｂ、１０ａ、１０ｂとの接触部に於ける、摩擦による発熱量が増大する。この様に当該接触部での発熱量が増大すると、潤滑用のグリースの劣化が促進されたり、当該接触部に油膜が形成されにくくなって、インナー側、アウター側の各玉列の疲れ寿命が低下する。特に、実際の運転条件に即した耐久試験に基づく実験寿命は、インナー側の玉列よりもアウター側の玉列の方が短くなる。
【０００９】
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、インナー側の玉列とアウター側の玉列との寿命のバランスを取りつつ、車輪用複列アンギュラ型玉軸受全体としての寿命の延長を図れる構造を実現すべく発明したものである。
【００１０】
【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、外輪相当部材と、内輪相当部材と、複数個の玉とを備える。
このうちの外輪相当部材は、内周面にアンギュラ型の外輪軌道を、複列に設けている。
又、上記内輪相当部材は、外周面にアンギュラ型の内輪軌道を、複列に設けている。
又、上記各玉は、上記各内輪軌道と上記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ている。
【００１１】
特に、本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受のうち、請求項１に記載したものに於いては、上記懸架装置への組み付け時、車両の幅方向中央側となるインナー側の玉列の接触角を、同じく幅方向外側となるアウター側の玉列の接触角よりも小さくしている。
【００１２】
又、請求項２に記載したものに於いては、アウター側の内輪軌道の負荷側の溝肩高さを、インナー側の内輪軌道の負荷側の溝肩高さよりも大きくしている。
【００１３】
又、請求項３に記載したものに於いては、アウター側の外輪軌道の負荷側の溝肩高さを、インナー側の外輪軌道の負荷側の溝肩高さよりも大きくしている。
【００１４】
【作用】
上述の様に構成する本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受のうち、請求項１に記載したものは、インナー側の玉列の接触角をアウター側の玉列の接触角よりも小さくしている為、インナー側の玉列のラジアル荷重の支承能力を、アウター側の玉列に比べて大きくできる。従って、車両の旋回走行時等に車輪用複列アンギュラ型玉軸受にモーメント荷重が負荷され、これに伴ってインナー側の玉列に大きなラジアル荷重が（アキシアル荷重よりも優勢に）負荷される状態が生じる事に拘らず、このインナー側の玉列の寿命をアウター側の玉列の寿命と同程度にまで長くする事ができる。又、インナー側の玉列の接触角をアウター側の玉列の接触角よりも小さくする事により、これら両玉列が支承する荷重の分担をバランスさせる事ができる。この為、各玉の転動面と各軌道との接触部に於ける、摩擦による発熱量を少なくできる。この結果、潤滑用のグリースの劣化が促進される事や、上記接触部での油膜形成が不良になる事を有効に防止でき、インナー側、アウター側の各玉列の寿命を長くする事ができる。
【００１５】
更に、請求項１に記載した発明の場合には、インナー側の玉列の接触角を小さくしたので、このインナー側の玉列にラジアル荷重が負荷される際に発生する、アキシアル方向の分力を小さくできる。このアキシアル方向の分力は、アウター側の玉列に負荷されるアキシアル荷重の一部となる。この為、このアウター側の玉列に負荷されるアキシアル荷重を小さくできる。この結果、このアウター側の玉列を構成する各玉が軌道の肩部（幅方向端縁）に乗り上がりにくくなる為、このアウター側の玉列の寿命が低下する事を有効に防止できる。即ち、上記各玉が軌道の肩部に乗り上がると、これら各玉の転動面と軌道との接触面圧が過大になると共に、これら各玉の転動面が傷つき易くなる為、当該玉列の寿命が低下し易くなる。これに対し、請求項１に記載した発明の場合には、上述した様にアウター側の玉列を構成する各玉が軌道の肩部に乗り上がりにくくなる為、このアウター側の玉列の寿命が低下する事を有効に防止できる。
【００１６】
又、請求項２〜３に記載した発明によれば、アウター側の玉列を構成する各玉を、内輪、外輪各軌道の肩部に乗り上がりにくくして、このアウター側の玉列の寿命が低下する事を有効に防止できる。即ち、次述する実施例で示す様に、アウター側の玉列の接触角は、（各玉が軌道の肩部に乗り上がらない範囲内では）その値を大きくする程各玉と軌道との接触部での発熱量を少なく抑える事ができ、且つ、計算寿命を長くできる。この為、アウター側の玉列の接触角は、（各玉が軌道の肩部に乗り上がらない範囲内で）できるだけ大きくするのが好ましい。ところが、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の構造上、アウター側の玉列を構成する各玉は、インナー側の玉列を構成する各玉に比べて、軌道の肩部に乗り上がり易い。従って、上述した様にアウター側の玉列の接触角を大きくすると、このアウター側の玉列を構成する各玉が、軌道の肩部に余計に乗り上がり易くなる。これに対し、請求項２〜３に記載した発明の場合には、アウター側の内輪、外輪各軌道の負荷側の溝肩高さを、インナー側の内輪、外輪各軌道の負荷側の溝肩高さよりも大きくしている為、アウター側の玉列を構成する各玉を、内輪、外輪各軌道の肩部に乗り上がりにくくする事ができる。従って、このアウター側の玉列の寿命が低下する事を有効に防止できる。
【００１７】
尚、インナー側の内輪、外輪各軌道の負荷側の溝肩高さも、アウター側の内輪、外輪各軌道の負荷側の溝肩高さと同程度に大きくすれば、インナー側の玉列を構成する各玉を、内輪、外輪各軌道の肩部に、より乗り上がりにくくする事ができる。但し、この様にすると、インナー側の内輪、外輪各軌道の表面の研磨面積が広がって加工コストが高くなると共に、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の重量（車両のばね下荷重）が徒に大きくなる。従って、この様な不都合を防止する為に、インナー側の内輪、外輪各軌道の負荷側の溝肩高さは、必要最小限の値に抑えるのが好ましい。
【００１８】
【実施例】
本発明をなす過程で行なった実験（コンピュータシミュレーション）に就いて説明する。実験は、図１に略示する様な車輪用複列アンギュラ型玉軸受を対象に行なった。この図１に略示した車輪用複列アンギュラ型玉軸受の構造及び作用は、前述の図５に示した従来の車輪用複列アンギュラ型玉軸受とほぼ同様である為、同等部分には同一符号を付して重複する説明を省略する。実験では、この様な車輪用複列アンギュラ型玉軸受に就き、諸元の異なる複数種類のものを用意し、それぞれを実験の試料とした。これら各試料の諸元を、以下の表１に示す。
【表１】
2004076892.tif 000003
【００１９】
この表１に示す様に、試料の玉径、ピッチ円径、各列毎の玉３、３の数（玉数／列）、列間距離（列同士のピッチ）、予圧荷重、外輪軌道の負荷側の溝肩高さ、及び内輪軌道の負荷側の溝肩高さは、それぞれ上記各試料同士で互いに等しくした。但し、インナー側の外輪軌道４ａの負荷側の溝肩高さＨｏ１と、アウター側の外輪軌道４ｂの負荷側の溝肩高さＨｏ２とを、互いに等しく（Ｈｏ１＝Ｈｏ２＝４．７ｍｍ）する一方で、アウター側の内輪軌道１０ｂの負荷側の溝肩高さＨｉ２を、インナー側の内輪軌道１０ａの負荷側の溝肩高さＨｉ１よりも大きく｛Ｈｉ２（＝５．５ｍｍ）＞Ｈｉ１（＝５．０ｍｍ）｝した。これに対し、上記各試料毎に、インナー側の玉列の接触角α１　とアウター側の玉列の接触角α２　とを、それぞれ３０〜４５度の範囲で異ならせた。
【００２０】
そして、上述の様な各試料に就いて、軸受トルクから換算される発熱量と、Ｌｕｎｄｂｅｒｇ−Ｐａｌｍｇｒｅｎ　の寿命理論から計算される応力分布によるＬ１０寿命と、アウター側の内輪軌道１０ｂでの玉の乗り上げ率とを、それぞれコンピュータシミュレーションによって求めた。試験条件は、以下の通りである。
2004076892.tif 000004
尚、本実験で、アウター側の内輪軌道１０ｂでの玉の乗り上げ率を調べた理由は、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の構造上、インナー側の軌道よりもアウター側の軌道の方が玉の乗り上げが生じ易く、特に、外輪軌道よりも内輪軌道の方が、より玉の乗り上げが生じ易い為である。
【００２１】
上述の様にして行なったコンピュータシミュレーションの結果を、図２〜４に示す。先ず、図２は、インナー側、アウター側の各玉列の接触角と、軸受トルクから換算される発熱量との関係を示している。この図２に示した実験結果から明らかな通り、「インナー側の玉列の接触角＝アウター側の玉列の接触角」の場合を基準に見ると、「インナー側の玉列の接触角＜アウター側の玉列の接触角」の場合に発熱量が少なくなり、「インナー側の玉列の接触角＞アウター側の玉列の接触角」の場合に発熱量が多くなる。従って、請求項１、４、５に対応する本発明の様に、「インナー側の玉列の接触角＜アウター側の玉列の接触角」とすれば、発熱量を少なくする事ができる。この結果、各玉３、３の設置部に封入した潤滑用のグリースの劣化が促進される事や、これら各玉３、３の転動面と外輪、内輪各軌道４ａ、４ｂ、１０ａ、１０ｂとの接触部での油膜形成が不良になる事を有効に防止でき、インナー側、アウター側の各玉列の寿命を延長させる事ができる。
【００２２】
次に、図３は、インナー側、アウター側の各玉列の接触角と、Ｌｕｎｄｂｅｒｇ−Ｐａｌｍｇｒｅｎ　の寿命理論から計算される応力分布によるＬ１０寿命との関係を示している。この図３中、Ｌ１０寿命は、「インナー側の玉列の接触角＝アウター側の玉列の接触角＝３５度」の場合のＬ１０寿命を「１」としてこれに対する比率を示す、「寿命比」で表している。この図３に示した実験結果から明らかな通り、「インナー側の玉列の接触角＝アウター側の玉列の接触角」の場合を基準に見ると、「インナー側の玉列の接触角＜アウター側の玉列の接触角」の場合に計算寿命が長くなり、「インナー側の玉列の接触角＞アウター側の玉列の接触角」の場合に計算寿命が短くなる。従って、請求項１、４、５に対応する本発明の様に、「インナー側の玉列の接触角＜アウター側の玉列の接触角」とすれば、計算寿命を延長させる事ができる。
【００２３】
次に、図４は、インナー側、アウター側の各玉列の接触角と、アウター側の内輪軌道１０ｂでの玉の乗り上げ率との関係を示している。尚、玉の乗り上げ率は、ヘルツの接触理論から計算される接触楕円が軌道（上記内輪軌道１０ｂ）の幅方向端縁からはみ出している長さの割合を示し、接触楕円の長半径をａ、この接触楕円が軌道の幅方向端縁からはみ出している長さをζとすると、（ζ／２ａ）×１００［％］で表される。又、玉の乗り上げ率は、符号が「正」である場合に、上記接触楕円が上記内輪軌道１０ｂの幅方向端縁からはみ出している事を示し、符号が「負」である場合に、上記接触楕円が上記内輪軌道１０ｂの幅方向端縁からはみ出していない（はみ出す事に対する余裕がある）事を示す。
【００２４】
図４に示した実験結果では、総ての試料に就いての玉の乗り上げ率の符号が負であるから、これら総ての試料が、玉の乗り上げに対する余裕を持っている事が分かる。この様な実験結果が得られた理由は、アウター側の内輪軌道１０ｂの負荷側の溝肩高さＨｉ２を、インナー側の内輪軌道１０ａの負荷側の溝肩高さＨｉ１よりも大きく（Ｈｉ２＞Ｈｉ１）した結果、アウター側の内輪軌道１０ｂの肩部に前記各玉３、３が乗り上がりにくくなった為である。尚、インナー側の内輪軌道１０ａの負荷側の溝肩高さＨｉ１も、アウター側の内輪軌道１０ｂの負荷側の溝肩高さＨｉ２と同程度に大きく（Ｈｉ２＞Ｈｉ１）すれば、インナー側の内輪軌道１０ａでの玉の乗り上げ率も、更に小さくする事ができる。但し、この様にすると、インナー側の内輪軌道１０ａの表面の研磨面積が広がって加工コストが高くなると共に、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の重量（車両のばね下荷重）が徒に大きくなる。従って、本例の場合には、この様な不都合を防止する為、インナー側の内輪軌道１０ａの負荷側の溝肩高さＨｉ１を、必要最小限の値に抑えている。
【００２５】
又、図４に示した実験結果では、上述した様に、総ての試料に就いての玉の乗り上げ率の符号が負になる事が示された。ところが、実際の運転時には、タイヤが縁石に乗り上げる等により、車輪用複列アンギュラ型玉軸受に負荷されるアキシアル荷重が、前記試験条件で示したアキシアル荷重Ｆａ　よりも大きくなる可能性がある。そして、この様な場合に、車輪用複列アンギュラ型玉軸受を構成する各部材の弾性変形量が予想以上に大きくなって、上記玉の乗り上げ率の符号が負から正に変わる可能性がある。従って、この様な不都合が生じない様にすべく、車輪用複列アンギュラ型玉軸受の諸元は、図４に示した実験結果で、玉の乗り上げ率が−２５％以下（絶対値が２５％以上）になる様に設定するのが好ましい。即ち、図４に示す様に、アウター側の玉列の接触角を４５度まで大きくすると、玉の乗り上げ率が−２５％以上（絶対値が２５％以下）になって上述した条件を満足しなくなる為、アウター側の玉列の接触角は４０度以上４５度未満に設定するのが好ましい。又、前述の図２〜３に示した実験結果に基づく結論を踏まえて、インナー側の玉列の接触角は、アウター側の玉列の接触角（４０度以上４５度未満）よりも小さく設定するのが好ましい。
【００２６】
又、上述した様な計算機シミュレーションの結果に基づいて、車輪用複列アンギュラ型玉軸受のインナー側の玉列の接触角を３３±２度とし、アウター側の玉列の接触角を４０±２度として実際の運転を行なったところ、この車輪用複列アンギュラ型玉軸受の実験寿命が、従来構造の実験寿命の２〜５倍に延びた。以上の点から、本発明を実施する場合に、インナー側の玉列の接触角α１　を３０〜４０度、アウター側の玉列の接触角α２　を３５〜４５度の範囲内に収め、且つ、アウター側の玉列の接触角α２　をインナー側の玉列の接触角α１　よりも５度以上大きく（α２　−α１　≧５度）する事が好ましい。
【００２７】
尚、上述した実施例では、各試料のインナー側の外輪軌道４ａの負荷側の溝肩高さＨｏ１と、アウター側の外輪軌道４ｂの負荷側の溝肩高さＨｏ２とを、互いに等しくした。但し、本発明を実施する場合、アウター側の外輪軌道４ｂの負荷側の溝肩高さＨｏ２をインナー側の外輪軌道４ａの負荷側の溝肩高さＨｏ１よりも大きく（Ｈｏ２＞Ｈｏ１）すれば、アウター側の外輪軌道４ｂでの玉の乗り上げ率を、インナー側の外輪軌道４ａでの玉の乗り上げ率と同程度に小さくする事ができる。
【００２８】
又、本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受は、前述の図１、５に示した様な駆動輪用のものに限らず、従動輪用のものにも適用可能である。又、駆動輪用、従動輪用とも、各種構造の車輪用複列アンギュラ型玉軸受に適用できる。
【００２９】
【発明の効果】
本発明の車輪用複列アンギュラ型玉軸受は、以上に述べた様に構成され作用する為、インナー側の玉列とアウター側の玉列との寿命のバランスを取りつつ、車輪用複列アンギュラ型玉軸受全体としての寿命の延長を図れる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施例を、一部を切断して示す略図。
【図２】インナー側、アウター側の各玉列の接触角と発熱量との関係を示す三次元グラフ。
【図３】インナー側、アウター側の各玉列の接触角と寿命比との関係を示す三次元グラフ。
【図４】インナー側、アウター側の各玉列の接触角と、アウター側の内輪軌道での玉の肩部への乗り上げ率との関係を示す三次元グラフ。
【図５】車輪用複列アンギュラ型玉軸受の従来構造の１例を示す断面図。
【符号の説明】
１　　外輪
２　　ハブ
３　　玉
４ａ、４ｂ　外輪軌道
５　　結合フランジ
６　　ハブ本体
７　　内輪
８　　スプライン孔
９　　取付フランジ
１０ａ、１０ｂ　内輪軌道
１１　　小径段部
１２　　段差面
１３ａ、１３ｂ　シールリング
【図１】
2004076892.tif 000005
【図２】
2004076892.tif 000006
【図３】
2004076892.tif 000007
【図４】
2004076892.tif 000008
【図５】
2004076892.tif 000009