(57)【要約】【課題】軸受の最適設計により、内輪と軸のはめあい面で生じるクリープを抑えることを目的とする。【解決手段】アンギュラー軸受において、内輪の肩部外開きが生じないように、内輪寸法の諸元を最適化し、それによって内輪と軸との間に生じる滑り現象を防止している。【選択図】図２
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
自動車ホイールに用いられるアンギュラ玉軸受において、
外輪と、
軸に嵌合する内輪であって、外輪側の軸方向内側の端面に第１の面取り部と軸側の軸方向内側の端面に第２の面取り部を備えた内輪と、
外輪と内輪との間に配置された玉と、
から成り、第１の面取り部の高さＣ１と、第２の面取り部の高さＣ２とが、０≦Ｃ２／Ｃ１≦１の関係を満たしており、内輪と軸とがしめしろを持って嵌め合わせられていることを特徴とするアンギュラ玉軸受。
【請求項２】
自動車ホイールに用いられるアンギュラ玉軸受において、前記内輪は軸方向の側部に肩部を有し、肩部の高さｈと玉径Ｄａとが、 ０．４５Ｄａ≦ｈ≦０．９Ｄａの関係を満たすことを特徴とする請求項１のアンギュラ玉軸受。
【請求項３】
自動車ホイールに用いられるアンギュラ玉軸受において、内輪の軸方向内側の端面の傾きθが、０．５〜５°であることを特徴とする請求項１のアンギュラ玉軸受。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、自動車ホイールに用いられる玉軸受の改良に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来、自動車用、特に乗用車ホイール用には複列玉軸受が多く使われている。例えば、図１に示すような自動車ホイール用軸受では、回転速度は比較的低いものの、自動車重量を直接受けるため、大きなラジアル荷重を受ける。また、自動車が急旋回する場合、自動車に働く加速度により、さらに大きなラジアル、アキシアル、モーメント荷重を受ける。したがって、できるだけコンパクトでかつ負荷容量の大きい軸受が採用されている。
自動車ホイール用軸受の軸受荷重を減らし、耐久性を上げるために、玉間距離（軸受間距離）をできるだけ長くとり、作用点間距離を長くする設計が行われている。したがって、図２に示す内輪３の肩部３ａの長さＬは短くなる。この傾向は、特にシールが肩部３ａについていないタイプで顕著である。
自動車ホイール用軸受では、軸の肩部根元に設けられた隅との干渉を防ぐために比較的大きな逃げ３ｃを設けている。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
転がり軸受が、少ないしめしろで軸に取付けられ、内輪に荷重を受けて回転すると、内輪と軸との間で、円周方向の有害な滑りを生じることがある。クリープと呼ばれる軌道輪のこの滑り現象は、はめあい面にしめしろが不足している場合、荷重点が円周方向に移動することにより、軌道輪が軸又はハウジングに対して、円周方向に位置のずれを生じる現象である。
内輪回転のホイール用軸受では、内輪と軸が回転方向にずれるクリープが問題となる場合がある。クリープが生じると、軸および内輪のはめあい面で滑りによる磨耗損傷が生じる。このため、内輪と軸とのはめあいが緩くなり異音が生じたり、内輪損傷がひどくなれば軸受の短寿命化、内輪の割損、内輪と軸の焼き付きの原因となる場合がある。
【０００４】
クリープの対策としては、内輪と軸との間に大きなしめしろを持たせるとともに、内輪を軸方向に押さえる軸力を大きくすることが考えられる。しかし、軸受内輪に働く円周方向の引っ張り応力のため、しめしろを大きくするには限界がある。また、しめしろを大きくすると軸受の取り付けが難しくなる。さらに、軸力を増加させる場合には、軸力を与えるネジ部およびナット部の剛性が問題になるとともに、軸力管理も困難になる。
そこで、本発明は軸受の最適設計により、内輪と軸のはめあい面で生じるクリープを抑えることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
アンギュラー軸受において、内輪の肩部外開きが生じないように、内輪寸法の諸元を最適化し、それによって内輪と軸との間に生じる滑り現象を防止している。
外開きを防止することにより、内輪の浮き上がりを防止することができるので、内輪と軸との接触面圧の低下を防止できる。従って、クリープを抑えることができ、アンギュラー軸受の寿命も長くなる
【発明の効果】
【０００６】
内輪と軸とのはめあい面端部Ｐ点回りに外開きモーメントを減らし、内側に傾くモーメントを増やすことで、内輪の浮き上がりを防ぎ接触面圧の低下を防ぐことができ、したがって、クリープを防止することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００７】
図１１に示す様にアンギュラー軸受組立装置において、内輪と軸をはめあわせた時に、溝底近傍を含む内輪の中央はめあい部における内輪の浮き上がりを防止し接触面圧が低下しないようにしている。
アンギュラー軸受組立装置において、内輪に軸力あるいは玉荷重が作用した場合、該内輪のはめあい面肩側端部を中心（図１１（ａ）のＰ点）に、該肩側端部が外に傾くモーメント（図１１（ａ）で破線の様に変形する）に対し、内に傾くモーメントが大きくなっていることが望ましい。
このためアンギュラー軸受組立装置において、内輪肩部の長さＬと、内輪側面逃げ部の軸方向長さｒｘ とが、ｒｘ ≦Ｌ≦１０ｒｘ の関係を満たしていることが好ましい。
アンギュラー軸受組立装置において、内輪側面逃げ部と内輪内径面が交わる点より軸方向外側部分の断面積Ｓと、内輪肩部から軸方向内側および半径方向内側に削りとったときの削除部分の断面積Ｓ１とが、０．１Ｓ≦Ｓ１≦０．５Ｓの関係を満たすことが好ましい。
内輪肩部の高さｈと玉径Ｄａ とが０．４５Ｄａ ≦ｈ≦０．９Ｄａ の関係を満たすことが好ましい。
アンギュラー軸受組立装置において、内輪外周の軸方向内側の端面の面取り部の高さＣ１と、内輪内周の軸方向内側の端面の面取り部の高さＣ２とが０≦Ｃ２／Ｃ１≦１の関係を満たすことが好ましい。
内輪の軸方向内側の端面の傾きθが０．５〜５°であることが好ましい。
玉の中心から、該玉と内輪の外周の接点を通って、内輪の内径面に向かう直線と、該内輪内径面との交点と内輪軸方向外側の端面との距離ａと、内輪側面逃げ部の軸方向長さｒｘ とが、ｒｘ ≦ａ≦Ｌの関係を満たすことが好ましい。
アンギュラー軸受組立装置において、内輪側面逃げ部の半径方向の長さｒｙ と、内輪内径はめあい部から玉と内輪の接触点までの長さｉが、０．７５ｉ≦ｒｙ ≦１．２５ｉの関係を満たすことが好ましい。
アンギュラー軸受組立装置において、内輪の厚みｔと内輪内径ｄとが、０．０７５ｄ≦ｔ≦０．２ｄの関係を満たすことが好ましい。
【実施例】
【０００８】
しめしろを持つはめあい面でのクリープについては、今井の研究（今井正也  “ころがり軸受のクリープについて  第２報、かたいはめあいの場合”潤滑、第４巻、第６号（１９５９）、ｐｐ３０７−３１２。）がある。彼等の研究によれば、クリープは、はめあい面で生じる円周方向せん断応力が、はめあい面での接触面圧に摩擦係数を乗じた値を上回るとクリープが生じる。したがって、はめあい面での接触面圧をできるだけ大きくすることがクリープには効果的である。
そこで、ＦＥＭ（有限要素法）を用いて、自動車ホイール用軸受の詳細なはめあい面解析を実施した。図２を参照すると、はめあい面の接触面圧は、内輪端部の逃げ３ｃと内輪内径面が交わる点であるところのＰ点では局部的に高いものの、しだいに低下して溝底に対応するＦ近傍で最小値を示した。Ｐ点近傍での接触面圧の低下を図３に示す。内輪３端部に逃げ３ｃがあると内輪肩部３ａの軸方向位置で内輪３と軸が接触しないため、Ｐ点に対して外開き（図２では時計回り）にモーメントが作用する。そのため、端面は外側に傾くとともに、はめあい面で内輪が浮き上がり、接触面圧が低下することになる。したがって、接触面圧が低い領域で滑りやすくなることが分かった。
クリープを防止するためには、はめあい面における内輪の浮き上がりによる接触面圧の低下を防ぐことが必要である。
【０００９】
本発明の第１実施例について、図３を参照して説明する。図３は、肩の長さＬを変えたときの溝底の面圧を示す。
シールが軸受外部にある場合、すなわち、軸受ユニットの外でシールする場合であって、１≦Ｌ／ｒｘ ≦２０のとき、ＦＥＭ計算結果より、溝底の接触面圧は、Ｌ／ｒｘ ＝０．５付近で最も小さな値となる。 
ここで、Ｌは、内輪肩部３ａの面取りを施さないで、図２の断面において内輪溝３ｇを外周側に、内輪肩部３ａを軸方向に、内輪端部３ｊを外周側にそれぞれ延長して、交差した２点の距離である。ｒｘ は、内輪側面逃げ部の軸方向長さである。また、溝底の面圧とは、図２の断面において、玉１０の中心Ｏから内輪内周に垂直におろした線が内輪内周と交わる点における内輪３と軸２の接触面圧のことである。
【００１０】
Ｌ／ｒｘ を定義したのは、Ｐ点回りのモーメントの大きさによって溝底面圧が変わるので、モーメントの大きさは主にＬとｒｘ の長さによって決まるからである。
Ｌ／ｒｘ ＝０．５付近で最小になる理由は以下のとおりである。Ｐ点より外側の肩部は、Ｐ点に対して外開きのモーメントを生じさせ、Ｐ点より内側の肩部は、Ｐ点に対して内側に傾くモーメントを生じさせる。１＜Ｌ／ｒｘ の場合では、Ｌ／ｒｘ ＝１のときと比較してＰ点に対して内側に傾くモーメントが大きくなり、外開きになるモーメントと相殺されるために、内輪は外側に開かない。また、Ｌ／ｒｘ が０に近い値（０．１や０．２）のとき、Ｐ点より外側の肩部の断面積は小さくなり、Ｐ点に対して外開きのモーメントは小さくなる、これらから、０≦Ｌ／ｒｘ ≦１の範囲で、Ｐ点に対する外開きモーメントと内側に傾くモーメントの差が最も大きくなる。今回の計算例では、Ｌ／ｒｘ ＝０．５付近で外開きモーメントと内側に開くモーメントとの差が最も大きくなるために、溝底の面圧（ＰＦ）／軸受中央の面圧（ＰＣ）すなわちＰｒが最少となる。
【００１１】
Ｌ／ｒｘ ＜１の範囲では、急激に接触面圧が減少しているため、ｒｘ ≦Ｌとなることが好ましい。特に、シールが軸受内部にある場合には、Ｌ寸法に余裕ができるため、２≦Ｌ／ｒｘ となることが好ましい。さらに、Ｌ寸法を大きくすると、軸受剛性が下がるため、Ｌ／ｒｘ ≦１０が現実的である。
ここで、軸受中央の面圧は、図２で内輪内周端面左側の面取り３ｅと内輪内径３ｆとが交わる点よりもわずかに内側（図２で右側）での内輪と軸の接触面圧をいう。３ｅと３ｆが交わる点ではエッジロードが立つ可能性があるので、エッジロードの立たない位置での接触面圧（内輪端面から軸方向面取り長さの２倍の位置での接触面圧）を軸受中央の面圧としたものである。
１０＜Ｌ／ｒｘ とすると、軸受剛性が低下する理由は以下のとおりである。
内輪の軸方向長さには制限があるのでＬ寸法を大きくすると、アウター列の玉と、インナー列の玉の距離が短くなる。タイヤには横方向路面反力がかかるので、軸受にはモーメントがかかる。玉間距離が短いほど軸受にかかる荷重が大きくなり、軸受剛性が低下するのである。
【００１２】
本実施例では、肩部３ａの長さＬを、内輪内径端部の軸方向面取り長さｒｘ より長くしている。これによりＦ点近傍での面圧低下を防ぐことができる。Ｐ点を中心に肩部が外開きになると破線のようにＦ点が浮上がり、Ｆ点における溝底面圧が減少する（図１１（ｂ））。肩部の長さＬが内輪内径端部の軸方向面取り長さｒｘ より短いと、Ｐ点より外側の肩部はＰ点に対して外開きのモーメントを生じさせるが、Ｌを長くすることでＰ点に対して内側に傾くモーメントを発生させる。したがって、内輪の浮き上がりによる面圧低下を防ぐことができる。 
Ｐ点より軸方向外側にある肩部は、Ｐ点に対し、外開きのモーメントを生じさせ、逆にＰ点より軸方向内側の肩部は内側に傾くモーメントを生じさせる。
Ｌ／ｒｘ が大きくなることは、Ｌ寸法に対しｒｘ が小さくなる、つまり、Ｐ点より軸方向外側にある肩部の断面積が小さくなり、Ｐ点に対する外開きモーメントが小さくなるということである。
しかし、Ｌが小さくなり、Ｐ点の外側の断面積が小さくなる場合、すなわち、Ｌ／ｒｘ が小さくなる場合は、Ｐ点に対する外開きモーメントが小さくなり、図３の溝底の面圧が小さくならない。
従って、Ｌ／ｒｘ ＝０．２では、（ＰＦ／ＰＣ）は０．８程度になる。Ｌ／ｒｘ ＝０．５程度で、（ＰＦ／ＰＣ）は最低になり、Ｌ／ｒｘ が増加するに従って、（ＰＦ／ＰＣ）は大きくなり、Ｌ／ｒｘ ≒３．０近傍以上で一定になり、（ＰＦ／ＰＣ）からみれば、好ましい領域になる。
しかし、Ｌ／ｒｘ が１０を超えると、作用点間距離の寸法を小さく設計せざるを得ず、軸受ユニットの剛性（曲げ）が低下し、寿命が短くなる。１≦Ｌ／ｒｘ としたのは、Ｌ／ｒｘ を１未満にすると、Ｌ／ｒｘ ＝０．５付近で（ＰＦ／ＰＣ）が小さく、不安定になるため、１≦Ｌ／ｒｘ として、（ＰＦ／ＰＣ）が上昇するか、安定して高い領域にあるようにした。
【００１３】
次に、第２実施例について図４、図５を参照して説明する。
本実施例では、肩部を端面側から削り取って、Ｌ／ｒｘ ＝１としている。削りとる割合が大きいほど溝底の面圧が上がる。Ｐ点に対して外開きのモーメントを減少させるには、Ｐ点より外側の部分を削り取るのがよい。図４において、Ｐ点より外側の断面積Ｓに対して、どれだけの領域を削り取るかによって、モーメントの減少量が決まるのである。ここで、削りとる割合とは、内輪３の点Ｐから外側の部分の断面積をＳ、削り取る部分の断面積をＳ１としたときの比Ｓ１／Ｓである。
Ｓ１は、内輪肩部の端面外周側から削り取る。本実施例の効果は、特に削りとる割合が、５０％以下、すなわち、Ｓ１／Ｓ≦０．５で効果が大きい。また、０．５＜Ｓ１／Ｓとなると肩部の強度が低下する。
また、削り取る領域が多くなると内輪肩部の軸方向の厚みが減少し、内輪の強度が低下し、０＜Ｓ１／Ｓ＜０．１の範囲では、図５から分かるように、削りとっても、あまり効果的でない。また、溝底面圧が低下する限度として、０．８≦（ＰＦ／ＰＣ）となるのが好ましいので、０．１≦Ｓ1／Ｓとした。
【００１４】
本実施例は、肩部３ａに軸方向段差を設けている。この場合、肩部によって生じる外開きモーメントを軽減させる効果がある。肩部３ａの長さＬは、内輪内径端部の軸方向逃げ３ｃの長さｒｘ より大きい。ここで、Ｐ点より軸方向内側肩部３ａ−２の高さを高くし、外側３ａ−１での高さを低くすると外開きのモーメントが低減されるとともに内向きのモーメントが増大されるので内輪の浮き上がりによる面圧低下を防ぐことができる。軸方向に段差ではなく傾きをもたせ、３ａ−１部の高さを低くしても同様の効果が得られる。
【００１５】
次に、第３の実施例について図６を参照して説明する。
本実施例では、第１実施例の条件  １．０≦Ｌ／ｒｘ ≦１０に加えて、０．４５≦ｈ／Ｄａ≦０．９としている。
ＦＥＭ計算結果より、Ｐ点での接触面圧は、ｈ／Ｄａが大きいほど高くなるため、ｈ／Ｄａは大きいほどよい。Ｐ点の面圧を高くすることは、Ｐ点とＦ点の間の領域の面圧も高くすることを意味するので、クリープ防止のためには、この値は高い方が良い。しかし、玉が肩を乗りあげないためには、０．４５≦ｈ／Ｄａが望ましい。さらに、外輪と干渉しないためには、ｈ／Ｄａ≦０．９が良い。また、好ましくは、この時１≦Ｌ／ｒｘ ≦１０であることが望ましい。
ここで、ｈ／Ｄａを用いて規定したのは、ｈの大きさが、Ｄａに最も依存するからである。
【００１６】
図６の計算例（Ｌ／ｒｘ ＝０．５，１．０，２．０）において、
０．２≦ｈ／Ｄａ ≦１の範囲では溝底の面圧はほぼ一定の値を示し、溝底の面圧を増大させる効果はない。しかし、ｈ／Ｄａ を大きくしていくと、Ｐ点での接触面圧は増大する。
１≦Ｌ／ｒｘ ≦１０の範囲に限定せずに、Ｌ／ｒｘ ＜１の範囲で（ｈ／Ｄａ ）を大きくすると、Ｐ点での接触面圧は増大するが、逆に溝底の面圧は減少する。
本実施例では、肩部の長さＬが、内輪内径端部の軸方向面取り長さｒｘ より大きく、かつ、肩部３ａの高さｈを高くすることによって、はめあい面接触面圧を増加させている。肩部の高さｈは、コスト、およびシール付き軸受の場合はシールの大きさでほぼ決まり、玉と内輪溝との接触領域がはみ出さないような最小の高さで設計されている。現在、溝底部３ｇから肩部までの高さｈは玉径Ｄａ との関係で設計されているが、さらに肩部高さｈを高くし、玉径の０．４５倍から０．９倍とすることで、はめあい部における内輪浮き上がりを抑制し、接触面圧低下の防止に効果的なことがＦＥＭ解析により判明した。肩部の高さは、外輪との干渉により制限される。この効果は、肩部の長さＬが内輪内径端部の軸方向面取り長さｒｘ より長い場合にのみ有効であり、逆にｒｘ の方が短い場合は、逆効果になる。
【００１７】
次に、第４実施例について説明する。
本実施例では、０≦（Ｃ２／Ｃ１）≦１としている。ここで、Ｃ１は図２で内輪外周端面左側の面取り部３ｄの高さ、Ｃ２は内輪内周端面左側の面取り部３ｅの高さである。軸力が内輪端部にかかるとＰ点回り外開きにモーメントが働く。（Ｃ２／Ｃ１）＝１のとき、Ｃ１、Ｃ２ともに面取りをしない時とほぼ等しい外開きモーメントがＰ点にかかる。Ｃ２／Ｃ１＜１の時は、軸力が内輪端面の中心よりも内周側に多くの軸力がかかるため、Ｃ２／Ｃ１＝１のときと比べて外開きモーメントが小さくなる。したがって、Ｃ２／Ｃ１≦１が好ましい。
本実施例は内輪側面面取り部３ｄの長さＣ１が内輪側面面取り部３ｅの長さＣ２より長い場合の例である。内輪には軸方向に軸力が加えられ、内輪が固定されている。この軸力の作用位置ｋをできるだけ軸に近づけることで、Ｐ点回りのモーメントを小さくさせることができる。したがって、内輪の浮き上がりによる接触面圧の低下を防ぐことができる。
【００１８】
次に、第５実施例について説明する。
本実施例は内輪端面３ｈに傾きを持たせた例である。この点が第４実施例と異なる。傾きは内輪端面の傾きθによって表す。本実施例の場合も第４実施例と同様にＰ点回りのモーメントを低減できるため、内輪浮き上がりによる接触面圧の低下を防ぐことができる。３ｈで接触する他の部材も３ｈの傾きにあわせた傾きを持たせるとＰ点回りに内向きのモーメントとなり効果は大きくなる。作用点の位置が内輪内径に近づくことになるので第４実施例と同じ作用効果が生ずる。
θは０．５〜５°であることが好ましい。この角度θは内径側から外径側に向けて形成される角度を言う。
本実施例は、第４実施例と同様、０≦（Ｃ２／Ｃ１）＜１としている。軸力が内輪端部にかかるとＰ点回りに外開きにモーメントが働く。（Ｃ２／Ｃ１）＝１のとき、Ｃ１、Ｃ２ともに面取りをしないときとほぼ等しい外開きモーメントがＰ点にかかる。
（Ｃ２／Ｃ１）＜１の時は、軸力が内輪端面の中心よりも内周側に多くの軸力がかかるので、（Ｃ２／Ｃ１）＝１のときと比べて外開きモーメントが小さくなる。したがって、（Ｃ２／Ｃ１）＜１が好ましい。
【００１９】
次に、第６実施例について説明する。
本実施例では、１≦（Ｌ／ｒｘ ）≦１０において、ｒｘ ≦ａ≦Ｌの場合を示す。
図２において、玉１０の中心Ｏから、玉と内輪外側の接点を通って、内輪内径面に向かう直線と、内輪内径面との交点Ａが軸方向内側（左側）にあるほど、ラジアル荷重が大きくなる。
ここで、寿命比Ｌ0 を定義する。
Ｌ0 ＝（Ｃ0 ／Ｐ0 ）３ ．．．（１）
ここで、Ｃ0 は基本動定格荷重（ｋｇｆ）、Ｐ0 は動等価荷重（ｋｇｆ）である。
Ｃ0 ＝ｆｃ （ｃｏｓα）０．７ ｚ ２／３ Ｄａ １．８ ．．．（２）
ここで、ｆｃ は軸受各部の形状、加工精度および材料によって定まる係数で、アンギュラ軸受では通常５〜６の値をとる。ｚは玉数である。
ｒｘ を一定にしてａを増していくこと、つまり、ａ／ｒｘ を大きくしていくことは、αを小さくしていくことである。ここで、αは玉１０と内輪３の接触角である。αが小さくなると、（２）式より、Ｃ0 は大きくなる。しかし、αが小さくなると、ラジアル成分が大きくなり、Ｐ0 は大きくなる。Ｃ0 とＰ0 を比較すると、今回の計算例ではＰ0 の影響の方が強く、Ｌ0 は短くなる。面圧が大きくなり寿命は逆行する。また、ａを大きくすることは、Ｌも大きくすることになり、作用点間距離が短くなり、外力に対してモーメントが大きくなり、Ｐ0 が増し寿命が短くなる。又、ａが小さくなることは、スラスト成分が大となり、外開きが大となる。１．０≦（ａ／ｒｘ ）でなければならない。
【００２０】
ａ＜Ｌとすると、Ｌに比べてａが大きくなればなるほど、作用点間距離は短くなる。車が旋回するとタイヤには横方向路面反力がかかり、軸受にはモーメントがかかる。作用点間距離が短い程、モーメントによる軸受荷重は増大する。軸受荷重が増大すると、軸受寿命が低下するので好ましくない。したがって、作用点間距離が短くなるのはよくない。ａ≦Ｌが好ましい作用点間距離である。ＦＥＭ計算結果より、転動体荷重がかかる場合、Ａ点がＰ点よりも内側にあればあるほど溝底の面圧が高くなる。しかし、Ａ点が内側にあるほどラジアル荷重が大きくなるために軸受寿命が短くなる。図７の例では、Ｌ／ｒｘ ＝１．５のときを示している。ａ／ｒｘ が大きくなると軸受寿命が短くなる。
ａ／ｒｘ ＝１．５のとき、すなわち、ａ＝Ｌまでの範囲が好ましい。
ａ＜ｒｘ の範囲で転動体荷重がかかると、Ｐ点に対して外開きのモーメントがかかるため、溝底の面圧が低下する。それに対して、ｒｘ ≦ａの範囲ではＰ点に対して内側に傾くようにモーメントがかかる。したがって、ｒｘ ＜ａすなわち１≦（ａ／ｒｘ ）が好ましい。
以上より、ｒｘ ≦ａ≦Ｌの範囲が好ましい。
【００２１】
本実施例は、玉中心Ｏから軸心上の作用点位置Ｂを結んだ直線ＯＢと内輪内径面３ｆとが交わる位置Ａの軸受端面からの距離ａが内輪内径端部の軸方向面取り３ｂの長さｒｘ より長い場合の実施例である。この場合、玉からの接触荷重によりＰ点回りに内向きのモーメントが発生する。したがって、内輪に浮き上がりがあり接触面圧が低下していても、玉からの荷重によりはめあい面における接触面圧を増やしクリープを防ぐことができる。なお、肩部の長さＬが内輪内径端部の軸方向面取り長さｒｘ よリ大きく、かつｒｘ ≦ａ≦Ｌの場合、効果がさらに大きくなる。
【００２２】
次に、第７実施例について説明する。
内輪側面面取り部３ｃの長さｒｙ と、内輪内径部３ｆから玉と内輪の接触点Ｑまでの長さｉが０．７５ｉ≦ｒｙ ≦１．２５ｉの関係を満たす例である。内輪端部３ｊから加わる軸力はなるべくＰ点から距離が離れている方が、Ｐ点回り内向きのモーメントが大きくなり内輪浮き上がりによる接触面圧低下を防ぐことができる。したがって、肩部３ａに近い３ｊの上部から軸力を加えるのが有効である。しかしながら、この内向きモーメントが大きすぎると内輪溝部３ｇが変形し、接触点Ｑが変化したり、玉荷重が増大する危険が生じる。この不具合を防ぐには、軸力を接触点Ｑの近傍から上部３ｊ−１で加えることが有効である。これにより、大きな軸力を３ｊ−１から加えても、溝部３ｇの変形は小さくなる。軸あるいは内輪を押さえる部材に逃げを設けて軸受端面３ｊの当たり位置を変えるのはコストの面から現実的でなく、内輪側面面取り部３ｃの長さｒｙを大きくすることで当たり位置を３ｊ−１に変えることが妥当である。コストと加工精度を考えると０．７５ｉ≦ｒｙ ≦１．２５ｉの範囲が効果とコストの面で現実的である。
【００２３】
ＦＥＭ計算結果より、ｒｙ ／ｉが大きいほど接触面圧が高くなる。しかし、大きすぎると軸方向の変形量が大きくなり溝Ｒが小さくなり、玉との接触領域が広がる。摩擦トルクも大きくなる。Ｑ点近傍がよいが、接触角の公差範囲を考慮すると±２５％が現実的である。
軸力一定でｒｙ ／ｉを大きくすると、内輪肩外周は軸方向内側に傾くために溝Ｒが小さくなる。そのために、玉と内輪とが干渉する領域が広がり、玉にかかる荷重も増える。
【００２４】
次に第８実施例について説明する。
内輪の厚みは、図９および図１０を参照すると、０．０７５≦ｔ／ｄ≦０．２としている。ここで、ｔは内輪の厚み、ｄは内輪内径を示す。ここで、（内輪の厚さｔ）＋（玉径Ｄａ）＝一定としてｔ＝０のときの寿命比を１とした。また、Ｐ0 も一定とした。
ＦＥＭ計算結果より、内輪の厚みが厚いほど接触面圧は高くなる。ｔ／ｄ＜０．０７５の範囲では、面圧が急激に減少している。これは、内輪の厚みが薄くなるほど、内輪自体の剛性が低下するために、Ｐ点回りの外開きモーメントによって、肩部が外側にそる割合が大きくなり、溝底の面圧が低下するのである。内輪の厚みを厚くするには、軸受の内外形寸法が決められているので、玉径を小さくしなければならない。しかし、玉径を小さくすると、軸受の剛性が下がり、寿命も下がるため、限度がある。寿命は、０．２＜ｔ／ｄで急激に減少している。内輪が薄いと内輪自身の剛性が下がるのである程度の厚みが必要である。  
ｔ／ｄが大きい程、軸と内輪の嵌合面圧（軸受中央の面圧）が高くなる。０．８≦ＰＣ／ＰＦである必要がある。従って、これを満たすのは０．０７５≦ｔ／ｄでなければならない（浮き上がり防止）。
また、０．２＜ｔ／ｄとなると、設計上Ｄａ を小さくせざるを得ず、Ｃ0 （基本動定格荷重）が下がり、（２）式の軸受の性能低下になり寿命が短くなる。
したがって、０．０７５≦ｔ／ｄ≦０．２とした。
【図面の簡単な説明】
【００２５】
【図１】本発明の玉軸受を示す図である。
【図２】本発明の玉軸受の内輪および玉を示す図である。
【図３】本発明の内輪の肩の長さを変えたときの溝底の面圧を示す図である。
【図４】第２実施例を示す図である。
【図５】本発明の内輪肩部を側面側から削りとる割合と溝底面圧の関係を示す図である。
【図６】本発明の内輪の肩の高さとＰ点での面圧の関係を示す図である。
【図７】本発明のＡ点の位置と面圧比と軸受寿命比の関係を示す図である。
【図８】本発明のｒｙ ／ｉと溝底の面圧の関係を示す図である。
【図９】本発明の内輪の厚みを変えたときの溝底の面圧を示す図である。
【図１０】本発明の内輪の厚みを変えたときの軸受寿命比を示す図である。
【図１１】内輪の軸のはめ合い状態における接触面と肩側端部の変形状態を示す図である。
【符号の説明】
【００２６】
１      玉軸受
２      軸
３      内輪
３ａ    肩部
１０    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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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
2007183001.tif 000013
【手続補正書】
【提出日】平成19年4月24日(2007.4.24)
【手続補正２】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】０００５
【補正方法】変更
【補正の内容】
【０００５】
上記目的を達成するため、請求項１に記載の自動車ホイールに用いられるアンギュラ玉軸受において、外輪と、軸に嵌合する内輪であって、外輪側の軸方向内側の端面に第１の面取り部と軸側の軸方向内側の端面に第２の面取り部を備えた内輪と、外輪と内輪との間に配置された玉と、から成り、第１の面取り部の高さＣ１と、第２の面取り部の高さＣ２とが、０≦Ｃ２／Ｃ１≦１の関係を満たしており、内輪と軸とがしめしろを持って嵌め合わせられているように構成する。
請求項２に記載の自動車ホイールに用いられるアンギュラ玉軸受において、前記内輪は軸方向の側部に肩部を有し、肩部の高さｈと玉径Ｄａとが、 ０．４５Ｄａ≦ｈ≦０．９Ｄａの関係を満たすように構成する。
請求項３に記載の自動車ホイールに用いられるアンギュラ玉軸受において、内輪の軸方向内側の端面の傾きθが、０．５〜５°であるように構成する。
かかる構成によれば、アンギュラ玉軸受において、内輪の肩部外開きが生じないように、内輪寸法の諸元を最適化でき、以って内輪と軸との間に生じる滑り現象を防止することができる。
また、外開きを防止することにより、内輪の浮き上がりを防止することができるので、内輪と軸との接触面圧の低下も防止できる。従って、クリープを抑えることができ、アンギュラ玉軸受の寿命を長くできる。
【手続補正３】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】０００６
【補正方法】変更
【補正の内容】
【０００６】
図１１に示す様にアンギュラー軸受組立装置において、内輪と軸をはめあわせた時に、溝底近傍を含む内輪の中央はめあい部における内輪の浮き上がりを防止し接触面圧が低下しないようにしている。
アンギュラー軸受組立装置において、内輪に軸力あるいは玉荷重が作用した場合、該内輪のはめあい面肩側端部を中心（図１１（ａ）のＰ点）に、該肩側端部が外に傾くモーメント（図１１（ａ）で破線の様に変形する）に対し、内に傾くモーメントが大きくなっていることが望ましい。
このためアンギュラー軸受組立装置において、内輪肩部の長さＬと、内輪側面逃げ部の軸方向長さｒｘ とが、ｒｘ ≦Ｌ≦１０ｒｘ の関係を満たしていることが好ましい。
アンギュラー軸受組立装置において、内輪側面逃げ部と内輪内径面が交わる点より軸方向外側部分の断面積Ｓと、内輪肩部から軸方向内側および半径方向内側に削りとったときの削除部分の断面積Ｓ１とが、０．１Ｓ≦Ｓ１≦０．５Ｓの関係を満たすことが好ましい。
内輪肩部の高さｈと玉径Ｄａ とが０．４５Ｄａ ≦ｈ≦０．９Ｄａ の関係を満たすことが好ましい。
内輪の第１の面取り部の高さＣ１と第２の面取り部の高さＣ２とが、０≦Ｃ２／Ｃ１≦１の関係を満たすことにより、この軸力の作用位置をできるだけ軸に近づけることでＰ点回りのモーメントを小さくさせることができる。したがって、内輪の浮き上がりによる接触面圧の低下を防ぐことができ、クリープを防止することができる。
内輪の軸方向内側の端面の傾きθが０．５〜５°であることが好ましい。
玉の中心から、該玉と内輪の外周の接点を通って、内輪の内径面に向かう直線と、該内輪内径面との交点と内輪軸方向外側の端面との距離ａと、内輪側面逃げ部の軸方向長さｒｘ とが、ｒｘ ≦ａ≦Ｌの関係を満たすことが好ましい。
アンギュラー軸受組立装置において、内輪側面逃げ部の半径方向の長さｒｙ と、内輪内径はめあい部から玉と内輪の接触点までの長さｉが、０．７５ｉ≦ｒｙ ≦１．２５ｉの関係を満たすことが好ましい。
アンギュラー軸受組立装置において、内輪の厚みｔと内輪内径ｄとが、０．０７５ｄ≦ｔ≦０．２ｄの関係を満たすことが好ましい。
【手続補正４】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】００１７
【補正方法】変更
【補正の内容】
【００１７】
次に、第５実施例について説明する。
本実施例は内輪端面３ｈに傾きを持たせた例である。この点が第４実施例と異なる。傾きは内輪端面の傾きθによって表す。本実施例の場合も第４実施例と同様にＰ点回りのモーメントを低減できるため、内輪浮き上がりによる接触面圧の低下を防ぐことができる。３ｈで接触する他の部材も３ｈの傾きにあわせた傾きを持たせるとＰ点回りに内向きのモーメントとなり効果は大きくなる。作用点の位置が内輪内径に近づくことになるので第４実施例と同じ作用効果が生ずる。
θは０．５〜５°であることが好ましい。この角度θは内径側から外径側に向けて形成される角度を言う。
本実施例は、第４実施例と同様、０≦（Ｃ２／Ｃ１）＜１としている。軸力が内輪端部にかかるとＰ点回りに外開きにモーメントが働く。（Ｃ２／Ｃ１）＝１のとき、Ｃ１、Ｃ２ともに面取りをしないときとほぼ等しい外開きモーメントがＰ点にかかる。
（Ｃ２／Ｃ１）＜１の時は、軸力が内輪端面の中心よりも内周側に多くの軸力がかかるので、（Ｃ２／Ｃ１）＝１のときと比べて外開きモーメントが小さくなる。したがって、Ｃ２／Ｃ１≦１とする。
【手続補正書】
【提出日】平成19年5月9日(2007.5.9)
【手続補正１】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】０００６
【補正方法】変更
【補正の内容】
【０００６】
内輪の第１の面取り部の高さＣ１と第２の面取り部の高さＣ２とが、０≦Ｃ２／Ｃ１≦１の関係を満たすことにより、この軸力の作用位置をできるだけ軸に近づけることでＰ点回りのモーメントを小さくさせることができる。したがって、内輪の浮き上がりによる接触面圧の低下を防ぐことができ、クリープを防止することができる。