(57)【要約】【課題】フレッティング,クリープによるダメージを抑えつつ、振動抑制性能を向上できる転がり軸受装置を提供する。【解決手段】この転がり軸受装置は、玉軸受１と環状の振動減衰部材２とを有し、振動減衰部材２が外輪４の外周面４Ａに対向する対向面２１は中心軸Ｊと直交する平面による切断形状が長円である。振動減衰部材２の筒部２Ａの対向面２１は外輪４の外周面４Ａとの間に締め代を有する締め代部２１Ａと外周面４Ａとの間に隙間を有する隙間部２１Ｂとを有する。締め代部２１Ａによって、外輪４に対する耐フレッティング性能および耐クリープ性能を確保する一方、隙間部２１Ｂでは、振動によって外輪４との間の摩擦損失等が発生するので、制振性能が向上する。【選択図】図２Ａ
2007218350.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
外輪、内輪および転動体を有する転がり軸受と、
上記外輪の外周面または上記内輪の内周面に嵌合される環状の振動減衰部材とを備え、
上記振動減衰部材が上記外輪の外周面または上記内輪の内周面に対向する対向面は、軸方向と直交する平面による切断形状が非真円であり、
上記振動減衰部材の対向面は、
上記外輪の外周面または上記内輪の内周面との間に締め代を有する締め代部と、
上記外輪の外周面または上記内輪の内周面との間に隙間を有する隙間部とを有することを特徴とする転がり軸受装置。
【請求項２】
請求項１に記載の転がり軸受装置において、
上記振動減衰部材は、双晶型合金で作製されていることを特徴とする転がり軸受装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、振動減衰部材を有する転がり軸受装置に関し、一例として、一般産業機械、自動車等で使用される高速回転するシャフトを支持する転がり軸受装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、この種の振動減衰部材を有する転がり軸受装置としては、特開２００４−１０８５３９号公報(特許文献１)に記載されているものがある。この転がり軸受装置は、制振材料で形成された制振カバーが内輪の内周面,外輪の外周面に締め代により一体に固着されている。この転がり軸受装置では、上記制振カバーにより、内,外輪の振動を抑制している。
【０００３】
ところで、この制振カバーは、内,外輪に対して所定の締め代(歪み)をもって嵌合させているが、締め代(歪み)を大きくするほど、制振効果は低減する傾向がある。一方、締め代を小さくすると、フレッティング,クリープによるダメージを招き易くなる。
【特許文献１】特開２００４−１０８５３９号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
そこで、この発明の課題は、フレッティング,クリープによるダメージを抑えつつ、振動抑制性能を向上できる転がり軸受装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
上記課題を解決するため、この発明の転がり軸受装置は、外輪、内輪および転動体を有する転がり軸受と、
上記外輪の外周面または上記内輪の内周面に嵌合される環状の振動減衰部材とを備え、
上記振動減衰部材が上記外輪の外周面または上記内輪の内周面に対向する対向面は、軸方向と直交する平面による切断形状が非真円であり、
上記振動減衰部材の対向面は、
上記外輪の外周面または上記内輪の内周面との間に締め代を有する締め代部と、
上記外輪の外周面または上記内輪の内周面との間に隙間を有する隙間部とを有することを特徴としている。
【０００６】
この発明の転がり軸受装置によれば、上記振動減衰部材は、軸方向と直交する平面による切断形状が非真円である対向面の締め代部によって、外輪または内輪に対する耐フレッティング性能および耐クリープ性能を確保して、フレッティング,クリープによるダメージを抑制できる。一方、上記振動減衰部材の上記対向面の隙間部では、振動によって、外輪または内輪との間の摩擦損失等が発生するので、制振性能が向上する。
【０００７】
したがって、この発明の転がり軸受装置によれば、フレッティング,クリープによるダメージを抑えつつ、振動抑制性能を向上できる。
【０００８】
なお、ここで、非真円とは、楕円、多角形、長円などを含む真円以外の形状を言う。
【０００９】
また、一実施形態の転がり軸受装置では、上記振動減衰部材は、双晶型合金で作製されている。
【００１０】
この実施形態の転がり軸受装置によれば、双晶型合金製の振動減衰部材によって、振動減衰部材が強磁性型合金製である場合に比べて、制振性能のさらなる向上を図れる。
【発明の効果】
【００１１】
この発明の転がり軸受装置によれば、振動減衰部材の対向面の締め代部によって、外輪または内輪に対する耐フレッティング性能および耐クリープ性能を確保して、フレッティング,クリープによるダメージを抑制できる。一方、振動減衰部材の対向面の隙間部では、振動によって外輪または内輪との間の摩擦損失等が発生するので、制振性能が向上する。したがって、この発明の転がり軸受装置によれば、フレッティング,クリープによるダメージを抑えつつ、振動抑制性能を向上できる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１２】
以下、この発明を図示の実施の形態により詳細に説明する。
【００１３】
図１に、この発明の実施形態としての転がり軸受装置を示す。図１は、中心軸Ｊを含む平面による上記転がり軸受装置の断面図である。
【００１４】
この転がり軸受装置は、転がり軸受の一例としての玉軸受１と、環状の振動減衰部材２とを有する。上記玉軸受１は、内輪３、外輪４および玉５を有する。内輪３は、回転軸６の外周面６Ａに嵌合固定されている。また、上記内輪３の軸方向の一方の端面３Ｂは、回転軸６の段部６Ｂに当接している。上記玉５は、内輪３の軌道溝と外輪４の軌道溝との間に、保持器(図示しない)によって保持された状態で、周方向に一定の間隔を隔てられて複数配置されている。玉軸受１は、一例として、高炭素クロム軸受鋼(ＳＵＪ２)や浸炭鋼(ＳＡＥ５１２０)で作製される。
【００１５】
一方、上記環状の振動減衰部材２は、双晶型合金(例えば、Ｃｕ−Ｍｎ合金やＮｉ−Ｔｉ合金)で作製されていて、外輪４の外周面４Ａに嵌合している筒部２Ａと鍔部２Ｂを有する。この筒部２Ａは、外周面２２がハウジング７の内周面７Ａに当接している。また、振動減衰部材２の鍔部２Ｂは、ハウジング７の段部７Ｂに対向して当接していると共に外輪４の軸方向の端面４Ｂに対向し当接している。
【００１６】
図２Ａに、中心軸Ｊと直交する平面による、振動減衰部材２の筒部２Ａと外輪４とが対向している箇所の断面を示す。図２Ａに示すように、外輪４の外周面４Ａに対向する振動減衰部材２の筒部２Ａの対向面２１は、中心軸Ｊと直交する平面による切断形状が非真円であり、長円または楕円になっている。この筒部２Ａの対向面２１は、外輪４の外周面４Ａとの間に締め代を有する締め代部２１Ａと、外輪４の外周面４Ａとの間に隙間を有する隙間部２１Ｂとを有する。
【００１７】
この実施形態の転がり軸受装置によれば、振動減衰部材２の筒部２Ａは、対向面２１の締め代部２１Ａによって、外輪４に対する耐フレッティング性能および耐クリープ性能を確保して、フレッティング,クリープによるダメージを抑制できる。一方、振動減衰部材２の筒部２Ａの対向面２１の隙間部２１Ｂでは、振動によって、外輪４との間の摩擦損失等が発生するので、制振性能が向上する。したがって、この実施形態の転がり軸受装置によれば、フレッティング,クリープによるダメージを抑えつつ、振動抑制性能を向上できる。また、この実施形態の転がり軸受装置によれば、振動減衰部材２が双晶型合金製であるので、強磁性型合金製である場合に比べて、制振性能のさらなる向上を図れる。
【００１８】
なお、振動減衰部材２の鍔部２Ｂはなくてもよいが、振動減衰部材２が鍔部２Ｂを有する方が振動減衰性能を向上できる。また、上記実施形態では、振動減衰部材２の筒部２Ａの対向面２１は、中心軸Ｊと直交する平面による切断形状を長円または楕円としたが、多角形状としてもよい。また、上記実施形態では、外輪４の外周面４Ａに嵌合する振動減衰部材２を備えたが、内輪３の内周面３Ａに嵌合する振動減衰部材を備えてもよい。この場合、内輪３の内周面３Ａに嵌合される上記振動減衰部材の筒部の対向面を、中心軸Ｊと直交する平面による切断形状を非真円(長円,楕円,多角形状等)にして、この対向面が内輪３の内周面３Ａとの間に締め代を有する締め代部と内周面３Ａとの間に隙間を有する隙間部とを有する。なお、外輪４の外周面４Ａに嵌合する振動減衰部材２と内輪３の内周面３Ａに嵌合する上記振動減衰部材の両方を備えてもよい。また、上記実施形態では、振動減衰部材２を双晶型合金製としたが、強磁性型合金製としてもよい。また、上記実施形態の軸受装置では、玉軸受１に筒状の振動減衰部材２を嵌合固定したが、円筒ころ軸受や円錐ころ軸受等の玉軸受以外の転がり軸受の軌道輪に振動減衰部材を嵌合固定しても良いことは勿論である。
【００１９】
(実施例)
次に、図３に示す一覧表を参照して、上記実施形態の具体的一例としてのサンプル３、および、サンプル３の比較例としてのサンプル１、２を説明する。なお、図３の一覧表において、平均しめしろ(ｍｍ)は中心から半径方向に測った半径値で表している。また、真円度(μｍ)は、最小領域円の中心に対し真円度曲線の最大半径と最小半径との差として求めた(ＪＩＳＢ７４５１付属書１、図２参照)。
【００２０】
また、サンプル１〜３において、外輪４の肩部内径を６１.５(ｍｍ)とし、外輪４の外径を７２(ｍｍ)とした。また、外輪４の材質をＳＵＪ軸受鋼とし、振動減衰部材の材質をＣｕ−Ｍｎ合金とした。また、サンプル１〜３において、振動減衰部材の肉厚を３.５(ｍｍ)とした。
【００２１】
サンプル１の振動減衰部材は、従来品に相当し、図２Ｂに示す振動減衰部材５０のように、外輪４の外周面４Ａの全周に亘って密着している対向面５１を有する。このサンプル１では、振動減衰部材５０は外輪４に対する平均しめしろ(ｍｍ)が、０.０３２(ｍｍ)であり、真円度(μｍ)が８.８(μｍ)である。このサンプル１では、制振性能を表す損失係数ηが、１９９×１０−４であった。この損失係数ηが大きいほど制振性能が高くなるが、この損失係数ηの測定方法については後述する。
【００２２】
また、サンプル２の振動減衰部材は、サンプル３と同様、外輪の外周面に対向する対向面は、軸方向と直交する平面による切断形状が長円である。このサンプル２は、真円度が１５.２(μｍ)であり、サンプル１の振動減衰部材に比べて真円からのずれが大きいが、平均しめしろ０.０２５(ｍｍ)よりも真円度１５.２(μｍ)が小さい。このため、サンプル２は、サンプル１と同様に、振動減衰部材と外輪との間に隙間は殆んど生じない。このサンプル２は、サンプル１に比べて、損失係数ηが大きく、２４２×１０−４であった。
【００２３】
また、上記実施形態に相当するサンプル３の振動減衰部材は、真円度が２６.６(μｍ)であり、サンプル２の振動減衰部材に比べて真円からのずれが大きい。このサンプル３では、平均しめしろ０.０２５(ｍｍ)よりも真円度２６.６(μｍ)が大きい。このため、このサンプル３の振動減衰部材は、図２Ａに示すように、外輪４との間に隙間を生じる。このサンプル３の振動減衰部材では、上記隙間によって、振動による摩擦損失が発生するので、損失係数ηが３５０×１０−４となり、サンプル２での損失係数２４２×１０−４に比べて、損失係数ηが大巾に増加した。
【００２４】
(損失係数の説明)
図４(Ａ)は、損失係数を測定する損失係数測定装置の概略を示す模式正面図であり、図４(Ｂ)は、その模式側面図である。以下に、図４(Ａ),(Ｂ)および後述の図５,図６を用いて損失係数測定装置および損失係数の決定の仕方について説明する。尚、以下に詳述するように、図４(Ａ),(Ｂ)に示す装置は、軌道輪部材３３の外周面上(外輪の外周面上)に被損失係数測定部材である振動減衰部材３２を外嵌固定する形式をとっている。内輪の内周面上に振動減衰部材を内嵌固定する場合においては、その内嵌固定する振動減衰部材と同じ材料でかつその嵌合い面の周方向の圧縮歪みの絶対値と同じ値の嵌合い面の引張歪みを有する軌道輪部材外嵌型の振動減衰部材の損失係数を、その内嵌固定する振動減衰部材の損失係数としている。
【００２５】
図４(Ａ),(Ｂ)に示すように、この損失係数測定装置は、架台３１と、被損失係数測定部材である振動減衰部材３２を取り付けるための略円筒形状の軌道輪部材３３と、振動減衰部材３２を架台３１に対して支持する一対の支持部材３４,３５と、振動付与装置３７と、マイクロフォン３９と、フィルタ４１と、エンベロープユニット４２と、ＦＦＴアナライザ４３とを有する。上記軌道輪部材３３は、ＳＵＪ２軸受鋼製の転がり軸受の外輪からなっており、被損失係数測定部材である振動減衰部材３２が取り付けられるようになっている。上記軌道輪部材３３は、振動減衰部材３２および２つの支持部材３４,３５を介して架台３１に支持されている。
【００２６】
上記一対の支持部材３４,３５は、同一の板部材である。上記一対の支持部材３４,３５は、軌道輪部材３３の径方向の断面において、軌道輪部材３３に外嵌された円筒形状の振動減衰部材３２の外周の１／４に対応する円弧の両端から、互いに平行になるように、架台３１まで延びている。一対の支持部材３４,３５は、支持部材３４に平行で、かつ、軌道輪部材３３の中心を通過する平面に対して、面対称になっている。このような方法で振動減衰部材３２に支持部材３４,３５を固定することにより、図５に示すように、振動減衰部材３２の円周を４等分する点を摂動の節とすると共に、波線Ｔ１,Ｔ２で示す振幅を有する振動を実現することができる。ここで、一対の支持部材３４,３５が固定されている接触部Ｓ１,Ｓ２の間のみに着目すると、この間では、振動減衰部材３２は、一次の振動モードで振動している。
【００２７】
上記振動付与部材３７は、ハンマ３８と、ハンマ３８を図４(Ａ)に矢印ａで示す方向に上下させる図示しないアクチュエータと、図示しない加速度ピックアップとを有している。上記ハンマ３８の動作は、上記アクチュエータによって制御されている。上記加速度ピックアップは、ハンマ３８が軌道輪部材３３を打撃する瞬間の加速度を検出している。上記アクチュエータは、上記加速度ピックアップからの信号を受けて、ハンマ３８が軌道輪部材３３の内周側を同じ力で打撃するように、ハンマ３８の動作を制御している。上記ハンマ３８は、軌道輪部材３３の内周側における軌道輪部材３３の中心を通過する上記平面と接触している部分ｂに打撃を加えるようになっている。
【００２８】
上記マイクロフォン３９は、ハンマ３８によって軌道輪部材３３に加えられた振動を音として検出して、音波信号を電圧信号に変換している。上記フィルタ４１は、マイクロフォン３９に接続されている。上記フィルタ４１は、マイクロフォン３９でひろわれた音のうちの所定の周波数域の音以外の音を切り捨てるようになっており、ノイズ音を除去するようになっている。上記エンベロープユニット４２は、検出された振動の波形のピークのみを以下に説明する包絡線として抽出するようになっている。上記ＦＦＴアナライザ４３は、エンベロープユニット４２からの信号を受けて、この信号を周波数解析するようになっている。
【００２９】
図６は、取得された振動減衰部材３２の振動波形の一例を示す図であり、振動減衰部材３２の共振周波数における振動波形を取得したものである。図中、縦軸は振動減衰部材３２からの振動音を電圧変化とした時の出力値(デシベル換算値)を示しており、この出力値の上限側のピーク値と下限側のピーク値との幅が大きいほど振動減衰部材３２の振動の振幅が大きいことを示している。また、横軸は、経過時間を示している。測定結果の波形Ｋに示されるように、振動波形の振幅は、時間の経過と共に小さくなり減衰している。図６において、Ｊは波形Ｋの包絡線を示している。上記エンベロープユニット４２は、この包絡線Ｊを求めるべく振幅のピーク部分のみを抽出するようになっている。また、ＦＦＴアナライザ４３は、エンベロープユニット４２からの信号を解析して、振動減衰部材３２の振動の減衰特性を示す減衰度Ｄ(共振周波数における減衰振動において、１秒当たりの減衰量をデシベル(ｄＢ)表示したもの)を算出するようになっており、更に、この減衰度Ｄと共振周波数ｆとから次の(１)式で表される損失係数ηを算出するようになっている。
η＝Ｄ／（２７.２７８５×ｆ）        …（１）
【００３０】
図７は、振動減衰部材３２（被損失係数測定部材）を軌道輪部材３３に固定して、共振周波数を測定した結果の一例を示す図である。図７において、縦軸は、マイクロフォン３９によって得られた振動減衰部材３２からの振動音を電圧変化に変換した時の出力値を示しており、横軸は、振動音の周波数を示している。図７に示されているように、測定結果の波形にピークが一箇所現れている。このピークが現れている周波数が共振周波数であり、振動減衰部材３２の共振周波数である。
【００３１】
図８は、上記共振周波数に基づく振動波形の経時的な変化の一例を示す図であり、その振幅の内、上半分側のピークの部分のみを抽出した結果を示す図である。図中、縦軸は、上記共振周波数における上記振動音を電圧変化に変換した時の出力値であり、出力値０の位置が振動波形の振幅の中心である。詳しくは、図８において、縦軸の内、紙面左側は、共振周波数における振動音を電圧変化とした時の出力値を示している。また、縦軸の内、紙面右側は、出力値をデシベル(ｄＢ)換算した場合の出力値を示している。また、横軸は、経過時間を示している。出力値が大きいほど振動減衰部材の振動の振幅が大きくなる。
【００３２】
図８において、波形Ｈは、図６に示すような振動波形の最大振幅であるピーク部分のみを、エンベロープユニット４２によって抽出したものであり、そのピーク部における出力値と経過時間との関係を示したものである。また、図中、Ｉは、ピーク部分の出力値をデシベル換算した値と経過時間との関係を示したものである。この波形Ｉを直線近似した近似直線Ｊ(振動波形の包絡線)の傾きは、１秒当たりの減衰の度合いをデシベル(ｄＢ)として表すものであり、この傾きの絶対値を採ることで、振動減衰部材の減衰度Ｄを求めることができる。そして、得られた減衰度Ｄの値を、上記(１)式に代入することによって、損失係数ηを求めることができるのである。
【００３３】
図９は、図８で使用された振動減衰部材と異なる振動減衰部材の共振周波数を測定したときの他の例を示す図であり、図１０は、その異なる振動減衰部材を用いた場合の最大振幅の経時的変化の他の例を示す図である。
【００３４】
図７および図８に示すように、一つ目の振動減衰部材の試料は、共振周波数が４６０６［Ｈｚ］、減衰度が１１９９.２［ｄＢ／秒］、損失係数ηが９５.４１×１０−４になっている一方、図９および図１０に示すように、二つ目の振動減衰部材の試料は、共振周波数が３９００［Ｈｚ］、減衰度が１４９１［ｄＢ／秒］、損失係数ηが１４０.１０×１０−４になっている。上記損失係数測定装置を用いてこのように損失係数を測定するようになっている。
【図面の簡単な説明】
【００３５】
【図１】この発明の転がり軸受装置の実施形態を示す断面図である。
【図２Ａ】上記実施形態の振動減衰部材２と外輪４との嵌合状態を示す断面図である。
【図２Ｂ】従来例に相当する振動減衰部材と外輪との嵌合状態を示す断面図である。
【図３】上記従来例に相当するサンプル１と比較例のサンプル２と上記実施形態に相当するサンプル３とを比較する一覧表を示す図である。
【図４】図４(Ａ)は損失係数を測定する損失係数測定装置の概略を示す模式正面図であり、図４(Ｂ)は上記損失係数測定装置の模式側面図である。
【図５】振動減衰部材の円周を４等分する点を摂動の節とすると共に、波線で示す振幅を有する振動を表す図である。
【図６】取得された振動減衰部材の振動波形の一例を示す図である。
【図７】振動減衰部材を軌道輪に固定して、共振周波数を測定した結果の一例を示す図である。
【図８】上記共振周波数に基づく振動波形の経時的な変化の一例を示す図である。
【図９】図７で使用された振動減衰部材と異なる振動減衰部材の共振周波数を測定したときの他の例を示す図である。
【図１０】図９で使用された振動減衰部材を用いた場合の最大振幅の経時的変化の他の例を示す図である。
【符号の説明】
【００３６】
１  玉軸受
２  振動減衰部材
２Ａ  筒部
３  内輪
３Ａ  内周面
４  外輪
４Ａ  外周面
５  玉
６  回転軸
６Ａ  外周面
７  ハウジング
７Ａ  内周面
２１  対向面
２１Ａ  締め代部
２１Ｂ  隙間部
２２  外周面
【図１】
2007218350.tif 000003
【図２Ａ】
2007218350.tif 000004
【図２Ｂ】
2007218350.tif 000005
【図３】
2007218350.tif 000006
【図４】
2007218350.tif 000007
【図５】
2007218350.tif 000008
【図６】
2007218350.tif 000009
【図７】
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【図８】
2007218350.tif 000011
【図９】
2007218350.tif 000012
【図１０】
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