For New Technology Network

R

67

No.

創業80周年 記念特集号
NOVEMBER 1998

ISSN 0915-0528 OSAKA,JAPANNTN 創業80周年記念特集号

目
[巻頭言]

次

NTN 創業80周年を迎えて代表取締役社長
専務取締役

[祝

辞]

伊 藤 豊 章 ………… 02
鈴 木 泰 信 ………… 03

香川大学工学部 教授 木 村 好 次 ………… 04

NTN 創業80周年に寄せて

京都大学大学院工学研究科 教授 矢 部
法政大学工学部 教授 西 村[創業80周年記念 寄稿論文]

寛 ………… 05
允 ………… 06

dn 値300万軸受の実現に向けた歴史的考察 ………………………………………… 07
アーウィン V ザレツキー

NASAルイス研究所主任技師

多孔質ジャーナル軸受の運転開始時における静特性 ……………………………… 20
長岡技術科学大学 工学部機械系助教授 金 子
長岡技術科学大学 大学院 吉 村[創業80周年記念 開発商品]

高性能コンパクトCVJシリーズ「EBJ，EDJ」 ……………………………………… 26
自動車製品研究所
CVJ技術部[論

文]説]

穂 積 和 彦／曽 根 啓 助
池田
武／梅木田
光

BJの伝達効率解析とEBJ開発への適用 …………………………………………………………… 32
自動車製品研究所[解長 谷 陽 夫／井 本 正 之

人工衛星用軸受の最近の動向 ………………………………………………………………………… 38
軸受技術部

[解

説]

文]

伊藤 健一郎／堀勲／安井 誠／後藤 司郎／秋吉 幸治
メカトロニクス研究所
岡田 浩一

油圧式オートテンショナの動特性解析 …………………………………………………………… 48
自動車製品技術部

[論

文]
文]
説]

説]

文]

説]
文]
説]

中 関 嗣 人／岡 村 一 男
森 夏 比 古／山 本 康 裕

麻 生 光 成／三 上 英 信

生分解性作動油・グリースの性能評価 …………………………………………………………… 91
軸受技術研究所[解平田 正和／赤松 良信／田中 広政／南政美

OA機器用樹脂摺動材の開発 ………………………………………………………………………… 98
軸受技術研究所

NTN精密樹脂（株）技術部[新商品紹介]

猿田 正弘
匂坂 哲次

NTNポリルーブ® ベアリングの種類と特長 ……………………………………………………… 83
軸受技術研究所[論

忍

動圧ベアファイト（焼結動圧軸受）の運転性能 …………………………………………………… 79
軸受技術研究所
軸受技術部

[解

那須

フラットパネルディスプレイの修正技術 ………………………………………………………… 73
メカトロニクス研究所
精密機器技術部[論

赤松 良信

産業機械・鉄鋼用ＡＳシリーズ軸受の適用事例 ………………………………………………… 65
軸受技術部

[解

藤井 健次

低速条件下の転がり軸受寿命 ………………………………………………………………………… 59
軸受技術研究所[解川島 一貴

dn 値350万 超高速円筒ころ軸受の運転性能 …………………………………………………… 53
軸受技術研究所[論

川合 信行

NTN 4×4システム（ロックオンデマンド システム）の開発 ……………………………… 43
自動車製品研究所[論覚剛⁄高性能コンパクト等速ジョイント EBJ, EDJ …105
¤CVT（無段変速機）用ツーウェイクラッチユニット …106
‹プーリ内蔵形オートテンショナユニット ………107›食品機械用 ポリルーブベアリング ………………108

江上 正樹
廣瀬 和夫

ﬂ電動射出成形機用 ハイパワーボールねじ …………110‡ボウル ワンタッチ クランプ ………………………111°動圧ベアファイト ……………………………………112·NBR系すべるゴム Oリング LEPシリーズ ………113‚食品機械用摺動材 ベアリーFL3642 ……………114

NTN テクニカル レビュー
創業80周年記念特集号
No.67

[ 巻頭言 ]NTN株式会社 代表取締役社長

伊藤 豊章
本年3月に，おかげさまで創業80周年を迎えることができました。80年という年月をしっかりと歩んでこられましたのも，偏にお客様はじめ関係各位の並々ならぬご支援の賜物と深く感謝申し上げます。
振り返りますと，1918年（大正7年）3月桑名の地で，当時21歳の若き技術者「西園二郎」
がボールベアリングの国産化の研究製作を開始し，「丹羽昇」の経営する「巴商会」から，西園のN，巴商会のT，丹羽のNの各々の頭文字をとった「NTN」の商標で，国産ベアリングの販売を開始したのが当社の始まりであります。その後，1927年には法人としてエヌチーエヌ製作所
を設立，1937年には日本よりも大きい東洋を見つめ，社名を東洋ベアリング製造株式会社へと変更致し，更に，東洋から世界へと目を広げてまいりました。1961年にはドイツに販売会社を設立したことを皮切りに，アメリカ，フランス，イギリス，カナダ等，世界19カ国58ケ所に販売拠点を設置し，又，1971年には販売拠点ばかりではなく，アメリカ，ドイツに現地製造会社を設立して，需要のあるところで生産し，販売するというグローバリゼーションへの第一歩を進めてまいりました。生産拠点も，現在，7カ国に16拠点を有するに至っております。
1989年（平成元年）には，ベアリングの開発を通じて培って来た高度な精密加工技術の集積の基に，精密機器の総合メーカーとして，更に飛躍するために「新しい技術で世界を結ぶ」を企
業理念としてFor New Technology Networkの頭文字をとったNTN株式会社へと社名変更し，まさに平成時代へのスタートといたしました。
同年4月に米国インディアナ州に設立した「NTNドライブシャフト社」は，順調に等速ジョイ
ントの生産を拡大しており，月間42万本の生産が可能となる体制が整っております。ベアリン
グにつきましては，すでに1970年代初頭より，世界4極（日，米，欧，亜）体制を整えており
ますが，21世紀という新しい時代を迎えるにあたり，等速ジョイントにつきましても2000年
からは，欧州で仏・ルノー社と合弁の「NTNトランスミッションズヨーロッパ社」で生産を開始，またアジアでも，タイ国で2000年からニードル軸受やテンションプーリ用軸受の生産をする「NTNマニュファクチャリング社（タイランド）」で等速ジョイントの生産を検討しており，
世界4極体制を整える予定であります。
研究開発部門は，国内に4つの研究所と5つの技術部をもっておりますが，海外にも米国ミシガン州にNTNテクニカルセンターを持ち，更に米国デトロイトに北米技術センターが間もなく竣工し，ヨーロッパには欧州等速ジョイント技術センターの設立も視野にいれて，日，米，欧の3極体制を確立してまいります。
研究開発部門とあわせて，来るべき21世紀に向けて国際社会に貢献する生産，販売，技術の一体となったグローバリゼーションを加速してまいりますので，今後共，関係各位のご指導とご鞭撻をよろしくお願い申し上げまして巻頭の挨拶といたします。
-2-

NTN（株）創業80周年を迎えて

NTN株式会社 専務取締役（技術・生産担当）

鈴木 泰信
このたび，創業80周年を迎えることができました。
これは偏にお客様をはじめ，関係各位のご支援ご指導の賜物であり，厚く御礼申し上げます。
また，この80周年記念特集号を発刊するにあたり，ご祝辞および特別寄稿をいただいた諸先
生方に，重ねて御礼申し上げます。
顧みますと，この NTN Technical Reviewは，昭和25年（1950年）10月に「転がり技術雑誌 NTN ベアリングエンジニア」として創刊され，その後，NTNの事業が転がり軸受に係る分野
から多角化したことに伴い，昭和63年（1988年）に NTN Technical Review と改称されて現在に至っています。
その創刊号で故曾田範宗先生から「創刊によせて」と題して寄稿いただきましたが，その中で本誌に対する期待の気持を述べられています。それはまず第1に軸受技術が機械工業で重要な役割を占めること，第2に研究面での活性化と急速な技術向上を促すこと，第3に当時主流であった学会や官庁の技術刊行物とは違った生産工場の発表手段となりうること，そして第4に技術サービスとしての役割を果たすこと，等を挙げられています。
こうした役割は Technical Review と誌名が変った現在も引き継がれておりまして，会社の業容は等速ジョイントおよび精密機器に広がっていますが，この特集号でも基礎技術から製品紹介まで広範囲な内容を盛り込んでいます。

NTNのアメリカでの研究所である NTN Technical Center がご指導いただいたNASA（米国
航空宇宙局）のザレツキー氏の特別寄稿論文「dn値300万軸受の実現に向けた歴史的考察」は，
まさに過去から現在への軸受の変遷を述べられたものであり，この特集号に相応しいものであると感謝しております。
いま21世紀を目前にして，安全や循環型社会を構築するための環境保全問題に対する企業の係わりは極めて重要な時代となっており，今後はこれらを技術開発の原点として位置づけねばならない程の重みを持つものと認識しなくてはなりません。
一方，止まるところを知らない技術の進歩に対して，メーカであるわれわれが適切に対応しう
るか否かは企業の命運に係わるといっても過言ではありません。従ってわれわれは常に社会の動向を意識しつつ，異分野の技術からも独自の保有技術と融合し発展させうる何等かを見い出す感
性を磨き続けるとともに，過去の蓄積の上に立って，基幹技術の掘り下げと，独自技術の創造を目指して不断の努力を重ねなければなりません。
この80周年記念特集号の発刊を新たなスタートとして，時代の要請に応えられる技術と商品の開発を目指して研鑽を積んでまいります。今後とも一層のご指導とご鞭撻を戴きますようお願い申し上げる次第です。

-3-

[ NTN（株）創業80周年に寄せて ]―― 80周年のお祝いと，希望を少し ――

香川大学工学部 教授

木 村 好 次*NTNが80周年をお迎えになった。まことにおめで用の軸受に特化して，精度が高く，回転が静粛で寿命の長いころがり軸受を安価に大量生産する技術が，日たいことであり，心からお慶びを申し上げる。

本の軸受産業の技術の主流となったように思われる。

研究者らしからぬ感想ではあるけれど，たとえば時速300キロの新幹線の中で，高速回転する車軸のベア技術が成熟したこと，それと国際的に規格化が進ん

リングを想像するのは，それほど気持ちのいいものでだこと，これがころがり軸受の高い信頼性を生み出し，はない。そういう，それこそ縁の下で，高度技術社会をかくも広く用いられるようになった理由だろう。

支えてこられたご努力に，深く敬意を表したいと思う。

しかし，ではなく，だから，と言うべきなのだろう

個人的な思い出から始めさせていただくと，筆者はが，ころがり軸受には技術のフロンティアが無くなっ

小学生の後半と中学生時代を，四日市の北のはずれでたような感があり，軸受の本質的な性能に関する研究過ごした。 NTN の桑名工場は，近隣における大工場

発表が，大変少なくなってしまった。研究者の感想にの一つであったから，そのあたりの人たちは NTN をすぎないのかも知れないが，もう一つものたりない。

単に

ベアリング

これは，軸受産業のみの事情ではなく，日本の産業と呼んでいた。 あの人，ベアリといった具合である。おか全体が直面する問題の反映でもあるのだろう。同じもげで，ベアリング・イコール・NTNという先入主が，のなら他の国より安く高品質で，という，日本の経済

いまだに頭の中に居座っている。

成長を支えた大量生産の技術は，行けるところまで行ングに勤めとんにゃーにの方々とお付き合いをさせていき着いてしまった。さて次に，余所では真似のできな

ただくようになったのは，筆者が故曽田範宗教授の助いものができるか。活路は，技術のフロンティアの開手をしていた時である。曽田教授が委員長，筆者が幹拓に求められているのである。

その

ベアリング

事をつとめ，ベアリング四社から一騎当千の委員が集ころがり軸受について，むろんそういう研究がない

まって，機械学会からころがり軸受の設計図集を出す

わけではない。NTNにおけるHL軸受の開発は，ローことになり，さまざまな用例を，その技術的なポイン

ラーの表面に微小なオイルポットを設け，転走面はな

トとともにまとめた。もう30年以上前のことである。

めらかなほうが良いという常識を，理論の裏付けを持その後，高速域における軸受寿命の研究，グリースって覆したユニークなアイデアの例で，大いにトライ

潤滑による軸受の高速運転の研究など，曽田，木村研

ボロジストを鼓舞するものであった。

究室の研究に関して NTN からさまざまなご協力をい

現今のきびしい経済情勢は技術をも直撃しており，

ただいたし， NTN から研究者をお迎えして，ころが研究開発のエネルギーが失われているという話も耳にりに伴う摩耗のメカニズムなどを調べたこともある。

する。だけど，ちょっと皮肉っぽくなるが，つぎからまた，これも曽田教授が委員長をつとめた，学術振興

つぎに仕事が入って，落ちついて研究なんかできない

会の転がり軸受寿命第126委員会では，息の長い研という愚痴を，好況の時に聞いた覚えもある。

究をご一緒させていただいた。さらに日本トライボロ

好況で一本道を進んでいるときならば，研究開発はジー学会の前会長として，同学会に対する永年のご支パワーであり，エネルギーが勝負だろう。景気の悪い

援に，厚くお礼を申し上げたいと思う。

今こそ，基本に立ち返ったユニークなアイデア，常識を覆す発想が求められているように思う。

ところで，日本におけるころがり軸受は，成熟技術

二十年の間にころがり軸受は見違えるように変わっの典型といえるのかも知れない。自動車をはじめ，家た，100周年ではそういう話を聞きたい。

庭電器，工作機械，情報機器など，競争の激しい商品*東京大学名誉教授*前 日本トライボロジー学会会長-4-[ NTN（株）創業80周年に寄せて ]―― NTN株式会社 創業80周年に寄せて――

京都大学大学院工学研究科 教授矢部寛*

いささか堅苦しく定義すれば，機械とは「物体を組京都大学教授の肝入りで発足した。以降何代かの理事

み合わせて一定の関係のもとに運動させ，エネルギー

長の後を受けて，非才をかえりみず現在私が理事長をの変換や伝達を行うもの」だそうであるが，このよう仰せつかっている。関西潤滑懇談会は，「軸受，歯車

な定義はさておいても，ほとんどの機械には一定の運その他潤滑全般に関する諸問題について研究を行い潤動をさせるための回転軸があり，したがってそれを支滑技術の向上をはかる」ことを目的としたものである

える軸受がある。いかに摩擦をコントロールして軸をが，その運営方針は「研究発表を行う学会ではなく啓滑らかに支持するか，いかに苛酷な使用環境に耐える

蒙的なこと」を，また「門戸を広く開き，自由な場をか，古くから言われているように，軸受に課せられた提供する」というアットホームな点にあり，参加者のこのような使命は機械全体の機能の本質にかかわるも代がかわっても，40数年にわたってそれが引き継がのであり，縁の下の力持ちとしての軸受の重要さは論れて今も活発な活動を続けている。

をまたない。そして，縁の下の力持ちであるが故に，

関西潤滑懇談会の事務局は，古くから， NTN 株式

いろいろな分野の機械技術の進展のための基礎とし会社と関西のトライボロジー関連企業で交互にお願いて，軸受には，常に次の時代へ向けての一歩進んだ技

しているのであるが，潤滑技術の関西における一つの術が要求される。

拠点としての当会の運営を着実に引っ張っていただい

他方，一般の人々にとっては，軸受は，数多くのベている NTN 株式会社をはじめとする事務局の多大のアリングが使われている自動車や，ナノメータの世界

尽力があってはじめてこのような会の活動がもたらさの精密さの軸受があってはじめて機能するオーディオれるものであると思う。

装置やFA機器など，暮らしの中にあって，しかも見NTN 株式会社が創業以来，たゆまない努力でもっえない，気がつかないものであると言える。大学に入て，ベアリングという機械基礎産業の分野で，常に一ったばかりの新入生に，総論的な講議の中で，ビデオ

歩進んだ先端技術に取り組み，産業界に貢献してこらやハードディスクを例にとって，ベアリングの恐ろしれ，ここに80年の歴史を迎えられた。心からお慶びいほどに高度な精密技術を紹介すると，学生は大変興するとともに，関西潤滑懇談会をはじめとする潤滑技

味をもって聴いてくれる。目立たない中に極めてすぐ

術者・研究者の集いの場をリードしていただいている

れた重要な技術があることを，機械要素を教える側とことに厚く感謝するものである。

して強調するのであるが，軸受製造に関わっておられ21世紀を目前に控えて，世の中は「国際化」「情報るエンジニアの方々も，同じような自負をもって技術化」のキーワードで代表される動きが激しい。ベアリを推し進めてこられたことであろう。

ング工業界においても技術革新の波が次々と押し寄ところで私がこのような軸受や潤滑の分野の勉強やせ，大変な勢いで変動している。そのような中にあっ研究を行うようになって40年にもなるが，研究分野て， NTN 株式会社では「新しい技術で世界を結ぶ」のご縁で，古くから，軸受技術に携わっておられる多をモットーにして，今まで培ってこられた世界規模のくの方々とお付き合いをいただいている。なかでも関技術と信頼性をより一層発展させ，世界をリードする

西潤滑懇談会は潤滑問題について多くのことを教えて

精密機器総合メーカーとしての確たるビジョンをもっいただく場であった。

て着実なステップを踏み出されていると伺っている。

NTN 株式会社の次世紀における更なる発展を願っ

この会は，関西における潤滑工学分野の技術者・研究者の集いの場として，昭和30年に故佐々木外喜雄てやまない。

*日本トライボロジー学会副会長*関西潤滑懇談会理事長-5-[ NTN（株）創業80周年に寄せて ]―― 宇宙用固体潤滑転がり軸受研究開発の濫觴 ――

法政大学工学部 教授

西村
NTN（株）が創業以来80年を迎えられたことに，心允*

試作は，ロケットエンジンターボポンプ用軸受以来でからお祝い申し上げる。

はなかったろうか。このステンレス鋼の焼き入れには本誌への寄稿を依頼されたのを機に，人工衛星に用苦労されたことと思う。焼き入れ硬度を上げると，すいられる転がり軸受の固体潤滑技術の研究開発においぐに割れが入ってしまうのだ。松本美韶さん，深野欣て，NTN（株）が果たされた役割を述べたい。会社内

一さん，竹内定男さん，有光忠夫さん，伊藤重男さん

部においても，ほとんど知られていないと思うからで他の方々に商売抜きで大変お世話になった。有光さんある。

にお願いした軸受部品の寸法精度を詳細に測定した測NTN（株）とのお付き合いは，航空宇宙技術研究所

定結果報告書は，A4版で厚さ4cmに達している。この場をお借りして，積年の御礼を申し上げたい。

において宇宙用固体潤滑軸受の研究を宮川行雄さんに命ぜられて以来であるから，30年以上になる。この

さて，はじめ数十時間しか保たなかった軸受も少し研究は，イオンプレーティング法による金，銀膜の付ずつ運転時間が延び，やがて1万時間で運転を打ち切

着法に始まり，化学反応法およびスパッタリング法にるようになった。こうなると，試験機を増やさないこ

よる二硫化モリブデン膜の研究へと発展し，（株）東芝とにははかがいかない。大型予算をとればよいのだが，との共同研究によるPTFE系複合材保持器と組み合わ何回申請しても駄目。必要性は認めるが，緊急性がなせた宇宙用軸受の実用化に結実した。PTFE複合材保

いというのだ。それにもめげず，研究所幹部へのPR●●

持器の研究開発は，洋ベア・ルーロン工業（株）（現を機会あるごとに積極的に行った。いい加減くたびれ

NTN精密樹脂（株））とタイアップして初めて可能とな

た頃，ついに人工衛星の軸受事故が起きた。気象衛ったもので，選別された複合材は現在，衛星用転がり

星ひまわり3号の走査鏡支持軸受が故障して，雲の画軸受保持器に用いられている。

像が取れなくなったのである。日頃のPRの効果はこ
こで出てきた。事故の詳細のニュースが直ちに入り，試作した超高真空摩擦試験機もイオンプレーティン

予算獲得の足がかりを作ってくれたのである。

グ装置も多分，日本における第1号機だったと思う。
相棒の野坂正隆君（現航空宇宙技術研究所角田宇宙推事故が起きたのは運である。しかしながら，その運進センター室長）はまだしも，真空に関し私はまったを我がほうにたぐり寄せるには，普段の努力の積み重くの素人だったから，手探りで珍妙な失敗を繰り返しねがものをいう。悪あがきをすることが大事なのであながら試行錯誤したのを覚えている。

る。

すべり摩擦で耐久性のある固体潤滑膜ができるよう

私たちが切望しても起きなかった衛星のトライボロになってから，これを転がり軸受に応用して試験し始

ジー関連事故が，最近頻繁に起こるようになったのは，めた。試験には，摩擦試験機を改造した軸受試験機を皮肉である。当時，衛星駆動機構はブラックボックス用いた。改造も試験も，宮川さんが率先して行った。

として輸入され，開函不可の契約条項付きだったのだ。

試験機は昼夜運転であるから，固体潤滑特有のシャラ

自前の技術を使うようになって初めて，スペーストラ

シャラいう回転音が聞こえればひとまず安心である。

イボロジーの難しさが分かってきたというわけだ。
もっとも，固体潤滑転がり軸受の事故は起きていな

朝，研究所に来て廊下を通るときは，耳をそばだててい。この点では，ちょっぴり貢献できたかもしれない。

いたものだ。
軸受の試作および試験終了後の精度測定は，もっぱ

そしてその背後には，NTN（株）の多年にわたる強力らNTN（株）にお願いした。SUS440C製転がり軸受

な技術的支援があったことを記録にとどめておきたい。

*日本トライボロジー学会会長-6-[ 創業80周年記念 寄稿論文 ]dn 値300万軸受の実現に向けた歴史的考察
アーウィン V ザレツキー

Quest for the 3 Million DN Bearing---A History
By Erwin V. Zaretsky
Rolling-element bearing technology has evolved over 4000 years to the present time. The useof ball bearings in the pedal bicycle in 1868 started the bearing industry. By 1920 most of the
bearing types used today were in production. In the 1950's, the NASA Lewis Research Center
began a research program to increase the temperature and speed capabilities of aircraft jetengine mainshaft ball and roller bearings. This program was in response to the projections by
the major United States aircraft turbine-engine manufacturers. At that time, it was projected thatengine bearing speeds would reach 3 million DN and temperature to 316˚C (600˚F) . On June29, 1973, the first successful 3 million DN bearings were run. This paper reviews the history,
research and developments leading to this technological breakthrough.

1世紀までに，スラスト玉軸受の前身が出現している。

序

ダビンチは西暦1500年頃に多ころ軸受（図1）を記

最近の論文1）内で，筆者は，Arvid Palmgren博士

述している。ダビンチはまた，ピボット軸受も記述しに関して，軸受寿命予測 2）に用いられる1947年のている。この軸受はアンギュラコンタクト・レース内

Lundberg-Palmgren理論を導いた転がり軸受の歴史

で自由に回転する3個の下側玉で支えられた円すい状を概説した。本報告では，筆者は最大速度dn値300軸で構成されている（図2）。この時点では，利用で万で運転される長寿命玉軸受およびころ軸受に至った

きる軸受材料は木材とブロンズであった。

技術開発を要約し，私の考えを述べる。
1556年までに「De Re Metalica」がスイスで出
転がり軸受技術は現在までに4000年以上をかけて版された4）。本書は，バケット・ポンプ用の転がり軸

進歩してきた。H. T. Morton3）は同氏の1965年出受を説明し摩擦データを記載している。鋳鉄が新たな版の書籍「転がり軸受」内で転がり軸受技術の進歩を軸受材料として用いられるようになった。A. Ramelli

論じている。筆者は，その内容をここで要約しておく。

は1588年にさまざまな転がり軸受の種類を記載した

執 筆 者 紹 介
「dn値300万軸受の実現に向けた歴史的考察」はザレツキー氏よりNTN80周年を記念して寄稿いた
だいた論文である。この軸受業界の歴史的展望とdn値300万の最初の高速軸受の達成は，単に軸受業界の成功を誇るだけではなく，将来の発展の礎となるものです。
ザレツキー氏は回転機構とトライボロジーの機械技師として40年以上にわたり米国政府と学会・業界に貢献されています。転がり疲労，弾性流体力学，高速軸受，高温潤滑，軸受寿命予測など幅広い分野で活躍され，数多く受賞されています。氏は現在米国オハイオ州のNASAルイス研究所で機構と音響の主任技師で，過去にはNASAの軸受，歯車，トランスミッションの指導者として担当され，現在もウィスコンシン大学，クリーブランド州立大学で転がり軸受の指導をされています。
ザレツキー氏の軸受業界への数多くの貢献と業界発展への寄与に心から感謝いたします。

-7-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

転がり軸受の革新は19世紀前半を通じて続いたが，P

転がり軸受産業が成立したのはペダル式自転車が発明Wされてからであった。1868年に，A. C. Cowperは

支持された
回転荷重

玉軸受を備えた自転車を製作し，これにより軸受産業が創生された。同じ年，フランスの自転車製作者であ

荷重軸受の
上側ローラ

るE. Mishauxはパリからルーアンへの自転車レース
で，玉軸受付き自転車で優勝した。Morton3）によれ

荷重軸受のデュアル・ローラ

ば，英国コベントリーのW. Bownが最も成功した軸受製作者であった。1880年には，Bownは自転車製
作会社のシンガー社向けに１日12個の玉軸受を製作する契約を結んだ。

図1 1490年にレオナルド・ダビンチが記述した
マルチローラ軸受：材料は木材
Multi-roller bearing, described by L. da Vinci;material (wood) circa 1490.

1852年に，Kugelfischer George Schaefer &Co.（FAG）社の前身であるFischer Bearing
Manufacturing, Ltd.社が自転車製造会社としてドイ

Pツのシュバインフルトで創立された。同社の創立者でシャフトあるP. M. Fischerは，最初のペダル式自転車を発明Wした。1883年には，彼の息子であるF. Fischerは最玉3個初のボール製造装置を発明した。この同じ年，彼等は玉軸受の生産を開始した。H. Timkenが創立した

レース

Timken CompanyはTimken Carriage Companyの一部として1898年にミズーリ州セントルイスで操業を開始した。この年，Timkenは円すいころ軸受の生産を開始した。1907年にスェーデンでS. Wingquist
図2 1490年にレオナルド・ダビンチが記述した
円すいピボット軸受：材料は木材
Conical pivot bearing, described by L. da Vinci;material (wood) circa 1490.

が創立したAktiebolaget Svenska Kullagerfabriken（現在のSKF）は，複列自動調心円すいころ軸受を生産した。コネチカット州TorringtonでExcelsior
Needle Companyとして1866年に創立された
Torrington Companyは，1912年に玉軸受の製造を開始した。1918年には， NTN 社が日本で創立さ「Le Diverse et Artificiose Machine」を執筆した。
3）によれば，更に重要な技術的進展は車輪がれた。その他の多くの軸受製造会社がこの時期に創立

転がり軸受で支えられている，1710年のMondranされた。1920年までには，今日用いられているほとの馬車であった。

んどの種類の転がり軸受が生産された。

Morton

転がり軸受に対する最初の英国特許は，1734年に1875年頃に，転がり軸受製造用に炭素クロム鋼がJ. Roweに与えられている。西暦1760年頃には，利用できるようになっている。玉用溝を備えた内側軸

Coulomb摩擦で知られるE. Coulombが近代的玉軸の硬化鋼ブッシュに対し，1879年にJ. Harrington

受の最初のプロトタイプを組み立てた。玉軸受に対すとH. Brentに英国特許が与えられている。フランス

る最初の英国特許は，車軸用のものに関してであり，製鋼No. 88の組成は，後年American Iron and1791年にP. Vaughnに与えられている。1802年

Steel Institute（AISI）仕様52100として知られには，M. Cardinetに円すいころ軸受に関するフランるようになった鋼と類似していた。AISI52100は，

ス特許が与えられている。これら最初の転がり軸受は

1920年前後に最初に規格化され，現在最も使われて手工芸的に製作され，多分特定アプリケーション用といる軸受鋼である。

してカスタムメイドされた。
-8-

dn 値300万軸受の実現に向けた歴史的考察

19世紀末までに，軸受産業は特定アプリケーショ

弾性流体潤滑ンごとに軸受サイズを指定し，軸受寿命と信頼性を計算することを始めている。1896年には，R.
Stribeck5）

20世紀初頭の従来の知識では，潤滑油が軸受寿命がフルスケール軸受の疲労試験を実施しと信頼性に影響することが判っていた。1934年，S.

ている。1912年には，J. Goodmanは玉軸受と円Way15）は，転動体疲労の原因は，転動体本体の接触

筒ころ軸受の安全荷重を計算するための疲労データ

面の割れに潤滑流体が浸入することであると示唆してに基づいた公式を発表した。A. Palmgren6）はいる。圧縮荷重が作用するとき，割れ口に発生する油

1924年に玉軸受と球面ころ軸受の寿命を予測する

圧は割れを伝播させる程度に大きく，その結果，ピッための方程式を記述している。

チングまたはスポーリングが発生する。Wayはまた，粘度の高い油は，流体が割れ口に浸入することに対す

イリノイ大学Urbana校のV. A. Thomas及びH.
7）

R. Hoersch

る抵抗が大きくなるため，疲労寿命を伸ばすのであろは1930年に，ヘルツ接触下でのサブうと理論づけている。Wayは，ピッチングが発生すサーフェス主応力に関する解析方法を開発した。

るには油が存在する必要があると推測している。逆に1939年には，W. Weibull

8-11）

は，欠陥に関する理

いえば，油が存在しなければピッチングは発生しない論を発表した。WeibullはLundberg及びPalmgrenと，Wayは結論づけている。H. StyriはWayの論文15）と同時代の人物で，自身の研究成果を彼等と分け合の考察において，潤滑されないレール上を走行する機6）

関車の車輪は，転がり軸受と同じような形でピッチンっている。彼等は，Palmgrenの以前の研究成果

及びWeibullの研究成果，さらにThomas及び

グまたはスポーリングを発生することを述べている。

Hoerschの研究成果を，現在Lundberg-Palmgren

Styriはさらに，割れの開始と伝播は転動接触表面下

理論

2，11）

として知られるものに統合した。

で始まるという他の研究者による説にも言及してい（Lundberg及びPalmgrenはその論文内でThomas

る。

及びHoerschの研究成果に触れていない。
）
W. P. Schmitter16）は1934年に，歯車の接触に
Lundberg及びPalmgrenが1947年と1952年に際して，ヘルツ接触内での圧力分布が原因となって，刊行した研究成果が，ISO，ANSI，ABMA（以前の

潤滑油膜の存在下では接触体の有効半径が増加すると

AFBMA）の転がり軸受の定格荷重及び寿命に関する推定している。流体理論によれば油膜厚さは潤滑油の12-14）

規格の基礎となった。

粘度に直接比例するから，Schmitterは粘度が高い潤
滑油では接触体の有効半径がさらに増加し，その結果，ペダル式自転車の発明によって転がり軸受の量産

接触応力が減少するので疲労寿命が増加すると理論づが促されたが，最初の商用ジェット・エンジン

けている。参考文献15）及び18）が執筆された時点（1954年7月15日にボーイング707のプロトタイ

では，確実な技術的裏付けを持って理論づけを行うにプで初飛行に用いられた）は，転がり軸受技術の進足る充分な解析及びデータが存在しなかった。解析に化を再度促進する革新技術であった。初期のジェッ

よって接触軸受コンポーネント間を隔離する流体力学

ト・エンジンの軸受温度は149˚C（300˚F）未満で的膜を確認しようとする試みは失敗した。

あった。軸受鋼は，SAE1010鉱油で潤滑される大気溶解AISI 52100鋼であった。その結果，これら

2 5 年 後 ， ロ シ ア の A . N . G r u b i n 17）は ， 現 在エンジンの限界コンポーネント寿命はメイン・シャ

Grubinの弾性流体理論として知られている理論を発フト転がり軸受の寿命によるもの（約300時間）で表した。Grubin理論は転がり接触内に弾性流体膜があった。1950年代初頭には，米国エンジン・メー

存在することを解析的に証明したものである（図3）。

カがこれらの軸受に対し想定した軸受温度要求条件

Grubinが行ったことは，レイノルズの方程式に，潤は316℃（600˚F）であった。より高温に耐える軸滑油の粘度は潤滑油がヘルツ接触内に入ってゆく際に受材料と潤滑油に対する要求が存在した。

圧力の増加に伴い増加するという事実を取り入れることであった。流体は，流体が接触ゾーン内に捕らえられたとき，本質的に疑似固体となる。実験によって得-9-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

無荷重側
ころ

解析設計ツール

R1

改良された鋼及び潤滑油以外に，軸受性能及び寿命を予測するために解析ツールが必要であった。この技
R2術に対する最大の貢献者は米国のA. Burton Jonesであった。A. B. Jonesは，軸受解析に対して大きく(a)

貢献しており，米国軸受業界で著名である。1952年
接触ゾーンの長さには同氏は，高速玉軸受に関する最初の解析を公表し2bている 25）。この研究は，玉軸受・ころ軸受技術の新U1

X

時代を切り開いた。この研究は，高速で運転される軸
h

hi

hc

受寿命を計算するための最初の解析ツールを提供し
た。

U2
(b)

図3 Grubinの弾性流体接触のモデル（a）ヘルツ状態 （b）弾性流体状態
Grubin's model of elastohydrodynamic contact(a) Hertzian conditions (b) Elastohydrodynamic conditions

1950年代末の大型で比較的複雑な高速コンピュータの発展の結果，設計・性能予想ツールとしてのコン
ピュータ・プログラムの利用が実用化された。Jones
は ， 自 身 の 研 究 26，27）を こ ろ 軸 受 に ま で 拡 張 し ，
1960年までに軸受の運動学，動力学及び寿命を解析られた証拠は，このような流体膜厚さ現象はより複雑な形態で発生するということを実証している

する真に初めてのコンピュータ・プログラムを開発し

18）

。こ

た。Jonesの研究は，転がり軸受の設計に今日用いらの現象が発生すると，潤滑油は，潤滑流体のレオロジ

れているあらゆるコンピュータ・プログラムの基礎とー特性が原因となって接触ゾーン内の圧力分布に影響なっている。これらのコンピュータ・コードに取り入

18）

を与える

れられた寿命理論は，Lundberg及びPalmgren2，11）。

のものである。Coulomb摩擦が玉とレースの接触部
Grubinの研究

17）

後に，他の多くの研究者，とりわけDowson及びHigginson
Cowkingに存在することが想定された。Jonesのコンピュー

19）

20）

，Archard及び，及びHamrock及びDowson

21，22）

タ・プログラムによって，軸受の高速性能を発展させがる基礎が確立された。

研究を行っている。すなわち，弾性流体膜厚さの計算が転がり軸受解析・設計の不可分の一部となっていJonesの解析は，寿命を極めて正確に予測するこる。弾性流体膜の軸受性能，寿命及び信頼性に及ぼすとができたものの，スキッディングとすべりの予測の影響は，現在は一般に受け入れられているEHD膜パ

点では欠点を有していた。T. A. Harris28）は，弾性

ラメータΛ（膜厚さhの複合表面粗さσに対する比で流体（EHD）解析を玉軸受コンピュータ・コードにある）により決定される。ここで，導入した最初の人物である。HarrisはArchard及びCowking20）による膜厚さ方程式及び指数粘度圧力関σ=√（σ1）2+（σ2）2係式を用いた。図4で示すように，Harrisによる解析
は，Jonesが以前に用いたレース制御理論よりうまく

σ 1 及びσ 2 は接触する2面間のRMS粗さである。
Tallianら

23，24）

保持器のすべりを予測することができた。

はまずΛとベアリング性能間の相関性を検証した。すべてではないにせよほとんどの良好

Harrisのコンピュータ・プログラムのSHABERTH

な高速転がり軸受は1.5を超えるΛで運転される。

と呼ばれる改良バージョンは，実験的トラクション・
データを導入して開発された。NASAルイス研究セン
ターのH. Coe29）によるさらなる改良によって，軸受温度を高い精度で予測できるプログラムが利用できるようになった。
-10-

dn 値300万軸受の実現に向けた歴史的考察激となった。高速デジタル・コンピュータを利用した試験データ
Jonesの軌道制御理論
Harrisの解析

場合でも，完全な動的解析はコストが高く，時間がか

0.48

保持器/シャフト速度比

かるものである。この理由のため，完全動的解析で構成されるコンピュータ・コードは非常に選択的にのみ

0.46

利用される。準静的プログラムは，非常に効果的なエ
0.44

ンジニアリング・デザイン・ツールであることが実証されている。動的解析は軸受損傷（多くは，非定常動

0.42的状態の開始後に発生する）の診断で真の価値を証明するであろう。

0.40
0

1 000

2 000

3 000

4 000

玉1個あたりのスラスト荷重

N

高温軸受の開発

図4 保持器／シャフト速度比対玉1個あたりのスラスト荷重Cage/shaft speed ratio versus thrust load per ball

1950年代初頭における米国航空タービン・エンジ
ン・メーカによる軸受温度調査計画に対応して，オハ
イオ州クリーブランドのNACAルイス飛行推進研究所

円筒ころ軸受の性能及び寿命を予測する解析ツール（現在のNASAルイス研究センター）のWilliam J.

の開発は，玉軸受に対するものと平行して行われていAndersonは，航空機用ジェット・エンジン用の，長る。円すい及び球面ころ軸受についても，準静的解析

寿命で信頼性の高い玉軸受及びころ軸受を得ることに手法が開発されている。Harris

30）はまた弾性流体解

関する問題に実験的に取り組むための調査研究を開始

析をころ軸受コンピュータ・コードに導入した最初のした。この時点で，米国では高温合成エステル系人物でもある。それ以来，より正確なトラクション関（MIL-L-7808）潤滑油を開発・製造中であった。

係式の導入によりますます信頼性が高まったプログラ

Anderson34）は大気溶解AISI M-1鋼製玉軸受で実験

ム が 開 発 さ れ て い る 。 J . P o p l a w s k i 31）及 び J .

を行った。これはM系列工具鋼を転がり軸受に用いた

Rumbarger32）

は，ころ軸受のスキッディングを高最初の例であった。他の研究者が研究した工具鋼がある。これらの鋼は，AISI M-1035）及びMV-1（現在

い精度で予測するプログラムを開発した（図5）。

のAISI M-50）である36）。AISI M-50鋼の航空エン

保持器速度

rpm

6 000

ジン・メイン・シャフト軸受への最初の利用はプラッ

エピサイクリック保持器速度
Harrisモード

5 000

ト＆ホイットニー社が1960年代初頭に行い，その後

Poplawski
モデル

他の米国エンジン・メーカが追随した。AISI T-1（I8-4-1）鋼は，ロールス・ロイスを代表とするヨー

4 000
Rumbargerモデル
実験データ

ロッパのジェット・エンジン・メーカが好んで使った3 000材料である。
2 000
0

2 000

4 000 6 000

8 000 10 000

玉1個あたりのスラスト荷重

N

1959年2月，筆者とNASAルイス研究センターの図5 玉軸受保持器速度の相関性
Roller bearing cage speed correlation

同僚研究者は，1980年代及び1990年代に転がり軸
受及び潤滑油に必要であると考えられた温度・速度要求条件を包含する転がり軸受・潤滑油プログラムを計画した。

準静的解析手法は，定常軸受運転を記述することにのみ適している。こうした手法が，力の均衡が常に存在することを仮定しているからである。過渡挙動と不どの潤滑油が高温で機能できるかを確認することが安定性の存在がジャイロ軸受で観察されている。非定

第１の優先順位となった。この目的のため筆者らは，常状態の挙動が高速軸受のいくつかの損傷原因となっNASAが開発した五球疲労試験機を用いる試験プログている可能性がある。これらは，たとえばP. K.

ラムを作成した。30種類を超える高温潤滑油候補がGupta33）が開発したような完全動的解析に対する刺評価された。
-11-NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

この初期調査の結果に基づき，1962年秋，五球疲

響することも明らかとなった。合金元素のパーセント

労試験機ですでに得られていた上位11種類の潤滑油が高いほど，構造内の炭化物の数とサイズが大きくなを用いて，内径25mmのアンギュラ玉軸受のグルーる。これらのサイズの大きな炭化物は，応力増加要因

プを試験するプログラムが開始された。これらの軸受として作用し，疲労スポーリングを開始する原因とな

は ， 温 度 2 0 4 〜 3 1 6 ℃（ 4 0 0 〜 6 0 0 °F ），速 度

る。高温材料のうち，AISI M-50が最良の寿命を示し

43,000rpmでテストされた

37）

た38）。

。

潤滑油のテストプログラムと平行して，高温運転に

また筆者らは，興味深い高温軸受鋼の高温硬度を確適した軸受鋼の転動体疲労寿命を評価するプログラム

認するための社内プログラムを実施した 39）。軸受のも実施された。試験された材料は，AISI M-50，M-1，

疲労寿命は，軸受コンポーネントの硬度と密接に関連

M-2，M-10，T-1，Halmo及びWB-49，及び従来していることが知られている。M系列工具鋼では，高38）

温硬度（高温での硬さ）は鋼組成とは無関係であった。

の軸受材料AISI 52100

である。AISI 52100は他の材料に対する基準として用いられた。このプログ
ラムの結果は図6(a)にまとめてある。寿命は鋼内の1965年3月，NASAルイス研究センターとジェネ

合金元素の数に逆比例することが明かとなった。このラル・エレクトリック社航空エンジングループとの間

後さらに，合金元素が鋼内の炭化物のサイズと数に影で，先進高性能タービン・エンジンで予想される代表的な荷重，速度，及び温度条件のもとで大径軸受をテストできる高温高速度軸受試験装置の設計・製作に関1.0する契約が締結された。筆者らは，J-79ターボジェ

52100

相対L10寿命

0.8
M-50

ット・エンジンで用いられるのと類似したアンギュラ

（a）

Halmo

玉軸受を，Jonesのコンピュータ・プログラムを利用

M-10

0.6

して設計した。軸受試験プログラムは，温度218˚C

T-1
0.4

（425˚F），シャフト速度12,000rpmまたはdn値

M-1
M-2

1.44百万の環境での先進エステル潤滑油及び合成パ

0.2
M-42

(a)
0.0

0

4

8

12

合金元素の分量
1.0

16

20

ラフィン系潤滑油（PAO）の双方を用いたテストを含んだものであった40）。

24

wt％

NASA五球疲労試験機
120mm内径アンギュラ玉軸受

エステル流体ではLundberg-Palmgren法で予測さ相対L10寿命

0.8

れたものの約6倍の寿命が得られ，一方合成パラフィ
M-50

（b）

0.6

ン系潤滑油では予測寿命の10倍を超える寿命が得ら
れた。

0.4

M-1

0.2
WB-49

(b)

0.0
0

4

8

12

合金元素の分量16

20

218˚C（425˚F）を超える温度では，エステル流

M-42

体の粘度は，この流体が適切な弾性流体膜を作り出す

24

ことができるとは思われないものである。一方，合成

wt％

パラフィン系潤滑油の粘度は，EHD膜を作り出すの

図6

合金元素（タングステン，クロム，バナジウム，
モリブデン及びコバルト）の分量の関数としての
転動体疲労寿命（a）NASA五球疲労試験機による66˚C（150˚F）時のデータ（b）316˚C（600˚F）時の120mm内径アンギュラ玉軸
受
Rolling-element fatigue life as a function of total content
of alloying elements tungsten, chromium, vanadium,molybdenum, and cobalt.
(a) NASA five-ball fatigue tester data at 66˚C (150˚F)(b) 120mm-bore, angular ball bearings at 316˚C (600˚F)に充分である。ただし，218˚C（425˚F）を超える
温度では，潤滑油は急速に酸化する。その結果，
218˚C（425˚F）を大幅に超える温度では，酸素濃度が0.1体積パーセント未満の比較的不活性な環境を備えることが不可欠である。

-12-

dn 値300万軸受の実現に向けた歴史的考察

軸受試験 41）はまた，酸素濃度が0.1体積パーセン

国内のエンジン・メーカは1990年代初頭までに転がト未満の低酸素環境内で合成パラフィン系潤滑油を用り軸受速度がdn値300万に達するであろうと予測しいて，外輪温度218，260及び316˚C（400，500ていた。再循環オイル・ジェット潤滑（図7）は，空及び600˚F）でも実施された。試験はまた，空気内

気吸入ターボジェット・エンジン用に最も一般的に用及び低酸素環境内でポリフェニル・エーテル潤滑油をいられる給油方式である。1960年代には，軸受技術用いて，外輪温度316˚C（600˚F）でも実施された。

での一般的な知識では，オイル・ジェット潤滑はdn値

一連の軸受試験が，25mm内径の軸受では調査され200万未満の速度に限定されていた。

ていなかった過フッ素化エーテル流体を用いて実施さ
NACAルイス飛行推進研究所（現在のNASAルイ

れた。合成パラフィン潤滑油は，低酸素環境内で最良ス研究センター）のE. F. Macks及びZ. N. Nemethの性能を示した。

が1940年代末及び1950年代初頭に行った先駆的研究により，円筒ころ軸受の潤滑に用いられる最適潤滑

2種類の別の鋼が，120mm内径軸受を用いて，。これらの油 ジ ェ ッ ト 方 式 が 決 定 さ れ た 4 3 ）。 し か し な が ら ，鋼はAISI M-1及びWB-49であった。これら材料の双1960年代中期の間に，230万ないし250万を超え方とも消耗電極真空溶解プロセスで製造された。試験

るdn値では，大内径メインシャフト玉及びころ軸受に結果は，図6(b)の五球疲労試験機で得られた試験結対するジェット潤滑は不充分であることが明らかとな果と比較された。この場合にも，AISI M-50鋼は，った。軸受速度が増加すると，軸受側面でのジェット

316˚C（600˚F）の温度での最も有望な材料であっから向けられた潤滑油は，遠心力効果が原因となって，た。

軸受のクリティカルな内部表面に浸入しにくくなる。

316˚C（600˚F）の温度で評価された

42）

プラット＆ホイットニー・エアクラフト社のP.
Brown44）は，図8に示すアンダーレース潤滑のコン

高速軸受の開発

セプトを初めて提起した。アンダーレース潤滑によっ

高温技術の確立後，エンジン設計者が先進航空エンて，油量の制御された潤滑油が直接軸受へ送られる。

ジン・デザインには不可欠であると考える高速問題がさらに，潤滑油の一部はバイパスを通り軸受の冷却に注目されることになった。1960年代初頭までに，米用いられる。

潤滑油入口

潤滑油出口

潤滑油入口
オイル
ジェット

外輪

オイル
ジェット

オイル
スクープ

アンダーレースの
冷却溝

(a)
玉

ランド
または肩

潤滑油出口

二つ割り内輪保持器

オイルスクープオイルジェット

中空シャフト(b)

オイル冷却および潤滑用穴

図8 タービン・エンジンのメインシャフト軸受用
アンダーレース潤滑方式（a）円筒ころ軸受 （b）スラスト玉軸受
Underrace lubrication system for main shaft bearings onturbofan engine(a) Cylindrical roller bearing (b) Ball thrust bearing

図7 軸受速度dn値200万未満に限定された
再循環オイルジェット潤滑
Recirculating oil jet lubrication limited bearing speeds toless than two million DN-13-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

潤滑油給油穴は一般に，保持器−ランド接点に設けの結果得られた軸受は，ABEC-5グレードの二つ割りられる（図8(a)）。アンダーレース潤滑は，超高速ア

内輪120mm内径玉軸受である。この軸受は，以前のプリケーションではいくつかの長所を有する。内部潤研究で用いられた軸受とほぼ同様の軸受である。内輪

滑・冷却要求条件を満足させるのに充分な潤滑油だけと外輪及び玉は，同一チャージの真空誘導溶解真空アを直接軸受に供給することで，チャーニング損失が妥

ーク再溶解（VIM-VAR）AISI M-50鋼で製造された。

当なレベルに抑制される。バイパスされた潤滑油流れ

以前の供試軸受CVM AISI M-50で製作されていた。

は冷却液としてのみ機能する。アンダーレース潤滑で

double vacuum鋼 の 使 用 に つ い て の 決 定 は ，は，遠心力効果は，潤滑油を潤滑を要するクリティカ

Morrisonら47）による1962年の研究に基づいている

ルな部分に注入することを促進する。ジェット潤滑は（図10）。玉とレースの公称硬度は室温でロックウェ

120mm内径玉軸受を用いた実験の結果，dn値250

ルC-63であった。各軸受は，直径2.0638cm

万を超える速度では効果がないことが確認された。こ（13/16インチ）の玉を15個有していた。玉とレーれとは逆に，アンダーレース潤滑はdn値300万まで

スの材料の残留オーステナイト量は3パーセント未満

効果的であった46）であった。保持器はロックウェル硬度28〜35に熱処。

理され最大0.005cm（0.002インチ）厚さの銀メッ
適切な「軸受熱管理」は，高速軸受運転に成功する

キ（AMS 2410）を施された鉄系合金（AMS

ための必須条件である。これは，アンダーレース潤滑

6415）でできた一体型内輪案内方式であった。保持（図9）で外輪を冷却することでさらにうまく実現さ器は，3g-cm（0.042オンス−インチ）以内にバラれる。外輪及び内輪への潤滑油流れをコントロールすンシング調節されたものであった。

ることで，さまざまな荷重条件で最大dn値300万ま
軸受の内輪と外輪の曲率は，それぞれ54パーセン

での運転速度でベアリング内部すきまが維持されコン46）

トロールされる

トと52パーセントであった。公称接触角は24˚であ。

った。以前の供試軸受の公称接触角は20˚であった。
供試軸受は，Harrisが開発したコンピュータ・コー
保持器以外のすべてのコンポーネントは±1ロックドを用いてdn値300万運転用に特殊設計された。こウェルCポイント以内でマッチングされた。このマッ
潤滑油入口

潤滑油出口

外輪冷却環

チングによって，すべての軸受の公称硬度差（たとえ潤滑油入口

ば，玉硬度からレース硬度を引いたもの。一般にΔH

外輪冷却環と呼ぶ）が確実にゼロとされた39）。

内レースの100万回転単位で表したL10寿命

玉
外輪
ランド
または肩

保持器セパレータ

二つ割り内輪

60

40

20

0
大気溶解

最初の再溶解

2回目の再溶解 5回目の再溶解ε

中空シャフト80

図10 同一溶解のAISI 52100の大気溶解及び連続真空アーク再溶解で作られた6309サイズ軸受内輪の転動体疲労寿命。Morrisonらによる
Rolling-element fatigue life of 6309-size bearing innerraces made from air melt and successive vacuum arc
remelts of same heat of AISI 52100.
Performed by Morrison et al.

図9 軸受の熱管理用の外輪を備えた
アンダーレース潤滑
Underrace lubrication with outer-race cooling providing
for bearing thermal management-14-dn 値300万軸受の実現に向けた歴史的考察

レースの表面仕上げは，0.05μm（2μインチ）

120mm内径アンギュラ玉軸受の2つのグループにAA未満であった。玉の表面仕上げは，0.025μm

ついて，テトラエステル潤滑油を軸受温度218˚C（1μインチ）AA未満であった。

（425˚F）で用いることで疲労試験が行われた。試験
条件は，シャフト速度が12000または25000rpm

この軸受デザインは，二つ割り内輪に機械加工で設（dn値144万または300万），軸受スラスト荷重がけられたラジアル方向穴によってアンダーレース潤滑

66721N（5000ポンド）であった 49）。まずdn値を可能にしている。また，内輪内径から内輪肩部中心300万試験を実施し，dn値144万での試験に基づきに放射状に配置された小径穴を設けることによって，試験結果にベンチマークを設定する予定であった。

内輪のランド対保持器潤滑にも対応している。ジェッ

1973年6月29日，最初の試験が実行された。合計

ト潤滑と内輪潤滑における温度及び動力損の比較が図30個の軸受が各速度で試験された。Eric Bamberger，

48）11で示されている

Hans Signer及び筆者は，軸受を試験装置に組み込。

んだ技師とともに立ち合いを行った。この特殊試験装

240

200

されている。dn値144万及び300万では，合計軸受

16022240 (5000)
6672 (1500)

120
10

12

14

16

軸受1個あたりの合計動力損 hp

1284

軸受1個あたりの合計動力損 kW

軸受内輪速度16

これらの試験での疲労寿命試験結果が，図12に示

22240 (5000)

280

20

受が試験に耐えたわけである。

18

20 22×10380rpm

損傷軸受の統計パーセント

軸受レース温度320

置から取り外された。世界最長の寿命を有する高速軸軸受スラスト荷重 N(ibf)

°
C

°
F
軸受レース温度360を開始した。2500時間後，供試軸受は無傷で試験装

限界温度

440
400

置を設計したHans Signerがスイッチを操作し試験

ジェット潤滑油流量，
cm3/分（ガロン/分）
8327 (2.2)
5678 (1.5)
3785 (1.0)
アンダーレース（非ジェット）潤滑；流量，4920cm3/分（1.3ガロン/分）
外挿データ

（a）温度
16

12

8

60
40

損傷位置
玉
ころ
中抜き記号は3.0×106dnを表す
中黒記号は1.44×106dnを表す
3.0×106dnでの，寿命係数を考慮しない場合の予測

12

14

16

軸受内輪速度18

STLE寿命係数に対する予測寿命（1992）

20
10
8
6
4
2
101

4
10

1.44×106dnでのVAR AISI M-50の実験による寿命（LF＝4.8）（1972）

3.0×106dnでの実験による寿命（LF＝114）（1976）

102

1.44×106dn（推定）での実験による寿命（LF＞69）（1976）

103104

軸受寿命（内輪の100万回転単位）

20 22×103

rpm

図12 120mm内径アンギュラ玉軸受の耐久特性
スラスト荷重：22.24kN｛5000lbf｝
温度：218˚C（425˚F）
材料：VIM-VAR AISI M-50鋼
内輪：鍛造
材料硬度：ロックウェル63
転動体及び内レースの実際の硬度間の差：ΔH=0
潤滑油：テトラエステル
Endurance characteristics of 120mm-bore, angular ballbearings.
Thrust load: 22.24kN｛5000lbf｝
Temperature: 218˚C（425˚F）
Material: VIM-VAR AISI M-50 steel
Inner race: forged
Material hardness: Rockwell C 63
Difference between actual hardnesses of rolling elements
and inner race: ΔH=0
Lubricant: tetraester（b）動力損図11

さまざまなスラスト荷重及び潤滑油流量の関数としての，デュアル・オリフィス・ジェット潤滑
時の軸受内輪温度及び動力損
軸受タイプ：120mm内径アンギュラ玉軸受
潤滑油ジェットのタイプ：デュアル・オリフィス
ジェットの数：軸受ごとに2カ所
潤滑油入口温度：120˚C（250˚F）
接触角：20˚
Bearing inner-race temperature and power loss with dualorifice jet lubrication as a function of speed for varying
thrust loads and lubricant flow rates.
Bearing type: 120mm-bore, angular ball bearing
Lubricant jet type: dual orifice
Number of jets: 2 per bearings
Oil-inlet temperature: 120˚C (250˚F)
Contact angle: 20˚-15-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

損傷軸受に対する金属解析の結果，損傷が古典的サ

試験時間はそれぞれ84483時間及び74800時間と
49）

なっている

ブサーフェス転動体疲労によって開始されることが明。

かとなった。この損傷モードでは，サブサーフェスで1つの軸受のみがdn値144万（12000rpm）で破始まるスポーリングが発生する。スポーリングは応力損した。その結果，この速度での軸受寿命分布は，図を上昇させるから，大きなhoop応力が存在すること12に示すdn値300万（25000rpm）での試験結果になり，たとえばdn値300万のような高速では，内に基づいており，推定にすぎない。

輪が図1349）に図示するような破断を発生する原因となる。したがって，超高速での内輪の破断は重大な問実験の結果得られた寿命は，寿命係数を考慮せず題である。この問題に対する解決方法として，破壊力

LundbergとPalmgrenの方法により得られた予想寿学に立脚した高速軸受鋼の破断強度増加をめざした材

命と比較された。ただし，25000rpm時の玉の遠心料開発をすることが不可欠である49）。

力荷重効果は考慮されている。予測L10（10パーセン
ト）寿命は，dn値300万での内輪の回転数で21×この問題に対する解決法は，浸炭または表面硬化鋼

610 であった。すでに論じた実験による寿命（図12）を用い，しかも鋼素材のコアが延性を維持し，破断にに基づくL10寿命（接触角，スラスト荷重及び速度の対する耐性を有することである。E. N. Bamberger50）

差異について調節されたもの）は，内輪回転数で約は，浸炭処理可能な，改良型AISI M-5材料を考案し

6

105×10 である。この寿命は，材料係数5を予測寿た。この材料はM-50 NiLと呼称される。M-50 NiL

命に乗じるという1960年代の設計慣行に適合してい材料を用いると，内輪損傷を心配することなくdn値る。dn値300万で試験された軸受と以前により低速

300万が実現しうる。

で試験された軸受の差は，接触角以外の主要な違いでは，2回繰返し真空溶解（VIM-VAR）AISI M50鋼が要

従来の消耗電極真空溶解（CVM）AISI M-50鋼に換えて使用されたことである。

約

転がり軸受技術は，現在までに4000年以上の期間をかけて進歩してきた。1868年にペダル式自転車に

dn値144万（12000rpm）試験では，唯一の損玉軸受が用いられたことで，軸受産業が始まった。

傷は1個の玉に発生したものであった。6カ所で損傷

1920年までには，今日生産されているほとんどの種が発生したdn値300万（25000rpm）試験では，3類の軸受が生産された。1950年代には，NASAルイ

カ所は内輪レースで発生し，3カ所は個別の玉で発生ス研究センターが，航空ジェット・エンジン・メイン

した。

シャフト用玉及びころ軸受の温度及び速度特性を向上するための研究プログラムを開始した。このプログラ
ムは，米国主要航空タービン・エンジン・メーカの予想に対する対応であった。この時点で，エンジン，軸受速度がdn値300万に達し，温度が316℃（600˚F）

スポーリングの先端に達することが予想された。1973年6月29日，初
誘発された
欠陥の位置

めてdn値300万を達成した軸受が出現した。NASAによるプログラムの成果として，以下の転がり軸受技

スポーリング術の進歩が達成された。

図13

dn値300万で運転された120mm内径アンギュ
ラ玉軸受の破壊した内輪レース。誘発欠陥の位置で内輪のスポーリングが原因である。
Fractured inner race of 120mm-bore, angula ball bearing
operating at 3 million DN caused by inner-race spalling at
induced defect.

-16-dn 値300万軸受の実現に向けた歴史的考察

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-19-

[ 創業80周年記念 寄稿論文 ]多孔質ジャーナル軸受の運転開始時における静特性
金子
吉村

覚**
剛**

Static Characteristics of Porous Journal Bearings at Start of Operation
By Satoru KANEKO and Takashi YOSHIMURA
A theoretical investigation of the static characteristics at the start of operation for porous journalbearings lubricated only by the oil initially provided within their pores is developed. Numericalresults show that the porous bearing with open ends yields an over a smaller circumferential arc
oil-film and a smaller oil-film force than porous bearings with sealed ends. In a smaller range ofL/D (bearing length-diameter ratio), the dimensionless total leakage flow from the porous
bearing with open ends is smaller than that from the bearing with sealed ends; however, in ahigher range of L/D, this inequality is reversed. The experimental results also show that asmaller amount of oil loss just after the start of operation is obtained in the bearing with open
ends for a L/D of 0.42 and in the bearing with sealed ends for a L/D of 0.80, which qualitatively
agrees with the theoretical prediction.

多孔質体の透過率，空孔率，摩擦面材料の組合せ，含1. はじめに浸する潤滑油の物理的，化学的性質，さらには運転時

多孔質含油軸受はその保油性給油の簡便さなどから間にともなう含油量の変化（含油率）などが挙げられ

事務機，AV機器などに多く使用されている。多孔質

る。これらの因子は理論的に潤滑特性を予測するため軸受は一般的には運転を開始する前にあらかじめ軸受の解析モデルの展開を極めて困難にしている。従来の内部（多孔質体）に潤滑油を含浸させておき，運転中理論的解析6)〜9)では，外部から強制的に油を軸受すきにはほとんど油を補給しない状態で使用されている。

ま内に直接または間接的（例えば，軸受外周部から軸このため，運転時間が経過するにつれて軸受内部の油

受内部を通過して）に供給したモデルを対象にしておが外部に漏れ，含油量が低下し，それにともない潤滑り，そのほとんどが流体潤滑状態を仮定したものであ特性（摩擦特性，温度特性など）が変化する。これにる。したがって，実際の運転条件と従来の理論的解析

関しては従来の実験的研究1)〜5)においていくつかの事で仮定した条件との間にはかなり大きな隔たりがある

例が報告されているが，含油量の低下と潤滑特性とのと考えられる。

関係について統一的な見解は得られていないようであ

そこで本研究では，多孔質ジャーナル軸受が外部よる。一方，多孔質含油軸受の潤滑特性におよぼす因子

り油を供給しない状態で運転された場合の，その運転は通常の円筒ジャーナル軸受に比べて多い。例えば，開始時における静特性を理論的に解析する。対象とす

執 筆 者 紹 介
長岡技術科学大学 工学部機械系助教授

長岡技術科学大学

*金 子

**吉 村

覚

金子氏は長岡技術科学大学工学部助教授として，トライボロジ
ーの分野でご活躍をされ，特に多孔質素材に関する研究を長年手掛けられています。多孔質含油軸受については以前から研究対象とされており，これまでに軸受すきま内の圧力分布，軸受すきま及び軸受内部における油の循環機構，混合潤滑状態下における潤滑特性等，
実験及び理論解析両面から丹念に特性解明を進められており，軸受業界に多大な貢献をされています。

-20-

大学院

剛

吉村氏は金子助教授の研究室に所属する修士課
程2年の大学院生。学部4年生・修士課程を通して
トライボロジーの研究に従事，学部ではハードディ
スクの摩耗試験，修士課程では多孔質含油軸受の油の減損を考慮した潤滑特性の研究を行っています。
野球部所属。ポジションはキャッチャー。

多孔質ジャーナル軸受の運転開始時における静特性

るモデルは，軸受両端を密閉したsealed ends型と

ξ0=s/
（^
h+s）
，

両端を大気に開放したopen ends型の二種類の軸受^
p=c 2 p/p*=c2 p*（r/ i 2 ηω），
（ri2 ηω）， ^

である。

ξ1=3
（^
hs+2α2 s2）
/｛ ^
h
（^
h+s）
｝，

^
（L/2）
，
z=z/
h=h/c=1+εcosθ， ^r=r/ri ， ^本報では静特性として油膜形成範囲，Sommerfeld

Φ=kri/c 3 ，数（負荷容量）および漏れ流量に着目し，これら諸量

1/2s=（Φ c/ri ） /α………………………（3）についてopen endsと sealed endsの相違を調べる。さらに，数値解析の妥当性を調べるため，運転開である。なお，αはBeavers−Josephのスリップモ

始直後の軸受内部の油の減損量と運転時間（運転を開デルで導入された滑り係数であり，その値を0.1とし始してからの経過時間）との関係を実験的に求める。

た。また，εは偏心率，cは軸受平均半径すきま，η
は油の粘性係数，ωは軸の回転角速度，kは多孔質体の透過率である。

2. 数値解析

本研究では油膜形成範囲において油膜が軸受幅全体

図1に解析モデルを示す。図1(a)がsealed ends

にわたって存在するものとし，その前端と後端の角位型を，図1(b)がopen ends型を示している。本研究

置が軸受幅方向（z方向）に一定であると仮定する。

では，運転開始時における静特性を対象にしているた

油膜圧力の周方向の境界条件として，運動量理論にめ，軸受内部は油で満たされているものと仮定する。

基づく運動量方程式と，連続の式（流量のバランス式）

無次元の油膜圧力＾pおよび軸受内部の圧力 ＾p* を支とを用いる。なお，詳細は既報9)〜11)を参照してほし配する方程式は，それぞれ次式(1),(2)で与えられるい。

（図1参照）。

油膜の前端の角位置θ1および後端の角位置θ2は，

∂^
p
D
∂ ^3
（1+ξ1）+h∂θL∂θ

これら二つの境界条件式を満足する解として求められ

∂ ^3
∂^
p
（1+ξ
1）
h
∂^
z
∂^
z
*
^
∂ ^
∂p
（1+ξ0）−12Φ ^
=6
∂θ h
∂r ^
r =1
………………………（1）｛2｝（ ） ｛
｝

｛

2 *
^*
1 ∂
1 ∂^
D
∂p
p
^
+
+
r
2
^
^
r ∂^
r ∂θ2
L
r
∂^
r

（

）

｝

2

る。θ1およびθ2が求まれば油膜形成範囲はβ=θ2−θ1（θ2＞θ1）として算出される。油膜圧力＾p および軸受
内部の圧力＾
p* は，式(1)，(2)を連立させて，油膜形
成範囲に関する二つの境界条件式および軸受周囲に関する境界条件式を用いて算出する。

∂^
p*
=0
∂^
z2

（ ）

2

油膜反力 f は，前節で述べた方法により決定された
油膜圧力 p，ならびにジャーナル表面に作用するせん………………………（2）断応力τj を積分することにより得られる10),11)。これ

φ
ハウジング

ri

Oj
r0

ε

ε

D

θ1

fθ

ψ
fε
Ob

Z

D

h

多孔質軸受

Z

f

ε

r

θ

ハウジング

多孔質軸受

W

φs
θ2
油膜

L/2

L/2

L/2 L/2φe（a）Sealed ends（b）Open ends

図1 解析モデルと座標系
Geometry of porous journal bearing and coordinate system-21-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

より無次元化された油膜反力 ＾f，ならびに f に基づく

3. 実験および実験方法

Sommerfeld数 SW は次のように与えられる。

本研究では数値解析結果の妥当性を調べるため，青

2
2 1/2
^
fε + ^
i 3 L）=（ ^fθ ） ………………（4）f = fc 2（ηωr/2・（ri /c）
SW =（ri ηωL/W）

銅系焼結金属製の多孔質ジャーナル軸受を用いて，軸………………（5）

受両端を密閉したsealed end型と軸受両端を大気に

ここで ＾fεおよび ＾fθは油膜反力の偏心方向成分およ

開放したopen ends型について，運転開始直後の軸びそれに直角方向の成分（無次元量）である。またW

受内部の油の減損量と運転時間との関係を実験的に解は静荷重である。本解析ではW として偏心率ε=1.0

析した。
図2に実験装置本体の概略を示す。1の供試軸受はにおける油膜反力 f の値を用いた。さらに偏心角ψは2の軸受ハウジングに挿入され，3の軸上に保持され

ψ= tan -1（ ^fε） ……………………………（6）f θ/ ^ている。軸は4のアンギュラ玉軸受を介して剛なフレとなり，鉛直上方から軸回転方向に測った油膜前端おームに取り付けられており，5のゴム継手を介して可よび後端の角位置φs，φeは次式で与えられる。

変速モータにより駆動される。1の供試軸受には6のレバーの左端に重りをつるすことにより鉛直上方に静φs =θ1+ζ，
φe =θ2+ζ …………………………（7）荷重を加えることができる。

さらに無次元化された油膜両端からの漏れ流量
5＾qoce，軸受両端（両側面）からの漏れ流量＾
qobeおよび46軸受全体からの漏れ流量＾qsは^qoce = qoce /（riωcL）
1 D 2 θ2 ^3
∂^
p
dθ
=−
（1+ξ1） ^12 L θ1 h
∂z ^
z =1

（ ）∫ ｛｝Load2………………………（8）31^qobe = qobe /（riωcL）
D 2 ro/ri 2π ^B rdθd ^
r
=−Φ
L
0
0
∂^
p*
∂^
p*
∂^
p*
B= ^ ^ : ^ ^ ≦0，B=0 : ^ ^ ＞0∂z z =1∂z z =1 ∂z z =1

（ ）∫

8

∫

Weight

図2 実験装置本体
Schematic view of experimental apparatus………………………（9）^qoce +^
qobe
qs= ^図3に供試軸受と軸受ハウジングの概略を示す。軸………………………（10）

受外周部は2の軸受ハウジングで密閉されており，となる。なお，sealed endsの場合は ^qobe=0となるので^
qs = ^
qoce

sealed endsの場合はさらに両端面をカバー7により密閉されている。なお8は摩擦力測定用のアームで………………………（10）'ある。

本解析モデルの諸元を表1に記す。

いずれの実験も運転開始前に軸受を油で含浸して内部を油で満たした状態にしておき，運転中はいっさい油を補給しない条件で行った。各実験では設定時間だ
け連続運転を行い，運転終了後軸受本体の質量を測定

表1 解析モデルの諸元
Parameters in analysis
すきま比

c /ri

半径比

ro/ri

1.16

幅径比

L/D

0.2〜0.8

透過率パラメータ
偏心率ε

し，運転開始時における質量との差より油の減損量を0.78/1000Φ求めた。なお，運転時間を 2時間，5時間，10時間，20時間，50時間の5通りに設定し，各設定時間に対して2回ずつ実験を行った。

0.106
1.0

-22-

多孔質ジャーナル軸受の運転開始時における静特性

4. 結果と考察
2

4章では，数値解析により得られた静特性諸量と実験により得られた運転時間にともなう軸受内部の油の1

結果を，図7，8は実験結果を示す。

7

D

D0

減損量について検討する。なお，図4〜6は数値解析
図4に油膜形成範囲βと幅径比L/Dの関係を示す。
sealed ends ではβはL/Dの大きいところで減少しているが，open endsではβはL/Dとともにわずかではあるが増加している。一方，両者のβを比較すると，sealed endsのほうがopen endsより大きい。
8しかし，両者の差はL/Dが大きくなるにつれて小さくなる傾向を示している。これはL/Dが大きくなると軸受両端の密閉の有無が軸受全体の圧力分布に与える影
響が小さくなり，その結果βの差異も小さくなるもの

図3 供試軸受と軸受ハウジング
Test bearing assemblyと考えられる。
図5にSommerfeld数SW［＝riηω・(ri/c)2/(W/L)］

表2に供試軸受の諸元を記す。本実験では幅径比とL/Dの関係を示す。open endsではSWがL/Dの増加

L/Dの異なる二つの軸受を用いた。表中の軸受寸法はとともに単調に減少し，単位幅当りの負荷容量W/Lが軸受ハウジングに圧入後の数値である。なお，使用し増加している。一方，sealed endsではSWはL/Dがた潤滑油の粘度はη＝0.057Pa・s（25˚C），密度は増加するにつれて，いったん減少し，L/D＝0.4付近である。またopen ends,

で最小値をとった後，増加している。また同じL/Dでsealed endsともに偏心率ε≒1.0で運転させるたは，sealed endsのほうがopen endsよりSWが小さ

め，軸回転速度 N＝85rpm一定で，Sommerfeld 数

い。SWは油膜形成範囲βに依存し，一般的にβが大きを SW＝2.5に設定した。

くなるにつれて油膜反力が大きくなりS Wは小さくな

3

ρ＝0.854×10 kg/m

3

る。これより図5に示したSWの結果は，図4に示した
βとL/Dの関係ならびにopen endsとsealed ends
表2 供試軸受の諸元
Characteristics data of test bearings
内径 D (＝2ri), mm
軸受平均半径すきま c, mm
すきま比 c/ri
外径 Do (＝2ro), mmのβの差異がおおむね反映されたものであると考えら

供試軸受A

供試軸受B

50.05

50.011れる。
図6に軸受全体からの無次元漏れ流量＾
qsとL/Dの関係を示す。sealed endsの場合は油膜両端からの漏

0.046

0.049

1.82/1000

1.94/1000

れ流量＾
qoceのみであり，open endsでは＾
qoceと軸受両

58.05058.046端からの漏れ流量＾
qobeとの和となる。open ends で

半径比 ro/ri

1.16

1.16

は L/ Dに よ っ て は ほ と ん ど 変 化 し て い な い が ，軸受幅 L, mm

20.99

39.99

sealed endsではL/Dの大きいところで急激に減少し

幅径比 L/D

0.42

0.80

ている。両者を比較すると，L/Dの小さい範囲では

透過率 k, m2

4.13×10−14 1.14×10−14透過率パラメータ Φ

1.04×10−2

2.45×10−3

23.8

20.9

空孔率 , %
成分 , %

open endsのほうが，L/Dの大きい範囲では sealed
endsのほうがそれぞれ＾
qsが小さくなっている。軸受幅が大きくなると軸受幅方向の圧力勾配が小さくなり

Cu: 90.0 , Sn: 8.0, C: 2.0

とりわけ油膜両端からの漏れ流量が減少する。したがってsealed endsの漏れ流量がL/Dの影響を大きく受け，L/Dの大きいところで＾qsが減少したものと考えられる。一方，open endsの場合は漏れの大部分が軸-23-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

受両端から生じており 11)，その結果sealed endsの

図7，8に実験で得られた運転開始直後の軸受内部

場合ほどL/Dの影響を受けなかったものと考えられの油の減損量（減損した油の質量）と運転時間（運転る。

を開始してからの経過時間）との関係を示す。図中の
転 時 間 に 対 す る 油 の 減 損 量 は ， L/ D＝ 0 . 4 2 で は
230

open endsのほうが，L/D＝0.80 ではsealed

210
190
170

endsのほうがそれぞれ少ないことがわかる。これよ

φeβ

鉛直上方からの角座標φ（°）

各点は2回の実験の平均値である。両図より，同じ運φs

り運転開始時における漏れ流量が運転開始直後の油の減損量に反映するものと考えると，数値解析で得られ150

たopen endsとsealed endsの漏れ流量の差異（図130Sealed ends
Open ends

110
90
0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

幅径比

L/D

6参照）は実験結果と定性的に一致している。またこ

0.6

0.7

れらの結果は本解析の妥当性を示唆するものであると0.8考えられる。

図4 油膜形成範囲
Oil-film extent［×10-3］
0.3
1000

100
Sealed ends
Open ends

Open ends
Sealed ends

0.2
0.15
0.1
0.05

10
0
0

1 000

2 000

3 000

運転時間（min）
1
0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

幅径比

L/D

0.6

0.7

図7 軸受内部の油の減損量と運転時間との関係（軸受A：L/D＝0.42，c/ri＝1.82/1000）
Relation between oil loss and running time

0.8

図5 Sommerfeld数
Sommerfeld number［×10-3］
0.3

10-2

10-3

10-4

10-5

（kg）

^
qs

Sealed ends
Open ends

0.25

油の減損量

10-1

無次元漏れ流量

Sommerfeld数

Sw

油の減損量（kg）

0.25

0.15

0.2

0.1
0.05
0
0

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

幅径比

L/D

0.6

0.7

0.8

Open ends
Sealed ends

1 000

2 000

3 000

運転時間（min）

図8 軸受内部の油の減損量と運転時間との関係（軸受B：L/D＝0.80，c/ri＝1.94/1000）
Relation between oil loss and running time

図6 無次元漏れ流量
Dimensionless total axial leakage flow-24-

多孔質ジャーナル軸受の運転開始時における静特性

文

5. まとめ献1）田中正人, 福田勝己, 堀 幸夫：焼結含油軸受の摩擦特性（第6報）−潤滑油の減損の影響−, 日本潤滑学会予稿集, (1983-10) 381.
2）田中正人, 福田勝己, 堀 幸夫： 焼結含油軸受の摩擦特性（第7報), 日本潤滑学会予稿集, (1984-5) 53.
3）Raman, R., and Vinod Babu, L.：Tests on
Sintered Bearings With Reduced OilContents, Wear, 95 (1984) 263.
4）田中正人, 福田勝己, 堀 幸夫：焼結含油軸受の摩擦特性に与える給油方式の影響, 日本潤滑学会予稿集,(1985-5) 73.
5）Darius Gnanaraj, S., and Raman, R.：
Experimental Studies on Wear in Oil−
Impregnated Sintered Bearings, Wear, 155(1992) 73.
6）Cusano, C.：An Analytical Study of Starved
Porous Bearings, Trans. ASME, J. Lubr.
Technol., 101, 1 (1979) 38.
7）金子 覚, 大川泰弘：多孔質ジャーナル軸受の潤滑機
構に関する研究（流体潤滑状態下における油膜形成
範囲についての理論的考察）, 日本機械学会論文集,
58, 554 (C) (1992) 3056.
8）Kaneko, S., Ohkawa, Y., and Hashimoto, Y.：
A Study of the Mechanism of Lubrication in
Porous Journal Bearings: Effects ofDimensionless Oil−Feed Pressure on Static
Characteristics Under Hydrodynamic
Lubrication Conditions, Trans. ASME, J.
Tribol., 116, 3 (1994) 606.
9）金子 覚, 村上 宏, 井 洋喜：多孔質ジャーナル軸受の潤滑機構に関する研究（流体潤滑状態下における油膜圧力分布について）, 日本機械学会論文集,
62, 595 (C) (1996) 1039.
10）金子 覚, 高畠裕幸, 伊藤完也：多孔質ジャーナル
軸受の潤滑機構に関する研究（両端を密閉した多孔質ジャーナル軸受の運転開始時における静特性）, 日
本機械学会論文集, 63, 614 (C) (1997) 3592.
11）金子 覚, 高畠裕幸：多孔質ジャーナル軸受の潤滑機構に関する研究（両端が開放された多孔質ジャー
ナル軸受の運転開始時における静特性）, 日本機械学会論文集, 64, 622 (C) (1998) 2232.

本研究では，多孔質ジャーナル軸受が外部から油を供給しない状態で運転された場合の，その運転開始時における静特性を理論的に解析した。数値解析結果より次の点が明らかになった。
（1）同じ条件のもとでは，open endsはsealed
endsと比較して，油膜形成範囲が狭く，負荷容量（油膜反力）が小さい。
（2）軸受全体からの無次元漏れ流量は，軸受幅径比
L/Dの小さい範囲ではopen endsのほうが，また L/Dの大きい範囲ではsealed endsのほうがそれぞれ少ない。
さらに運転開始直後の油の減損量と運転時間との関係を実験的に解析した結果，次の点が明らかになった。
（3）同じ運転時間に対する油の減損量は，L/D＝0.42ではopen endsのほうが，L/D＝0.80 ではsealed endsのほうがそれぞれ少ない。これは（2）で述べた運転開始時における両者の漏れ流量の差異と定性的に一致しており，本解析の妥当性を示唆している。
最後に，本研究に対して供試軸受を提供していただ
いたNTN（株）森夏比古氏ならびにNTN特殊合金（株）
大矢泰正氏，井上勉氏に謝意を表する。

-25-

[ 創業80周年記念 開発商品 ]高性能コンパクトCVJシリーズ「EBJ，EDJ」
穂 積 和 彦*曽 根 啓 助*池田武**
梅 木 田 光**（ EBJ, EDJ Series））
High Efficiency Compact Constant Velocity Joints（
By Kazuhiko HOZUMI, Keisuke SONE, Takeshi IKEDA and Mitsuru UMEKIDA
Constant Velocity Universal Joints（CVJ's）offer inherent constant speed rotation over a wide
range of input and output shaft angles. Because of their low weight and high efficiency, CVJ's
are used almost exclusively in today's front wheel drive and four wheel drive vehicles to meetfuel economy requirements. In addition, the compact size of CVJ's allows them to overcome
most packaging constraints due to the complexity of current production vehicles.
NTN has developed the EBJ（high Efficiency compact Ball fixed Joint ）and EDJ（highEfficiency compact Double offset Joint）as new generations of CVJ's to meet the requirementsof today's vehicles. The EBJ and EDJ series have been developed using FEA, CAE and newtechnology developed by the results of our continuous research and development. As a result,the EBJ and EDJ series offer significant weight reduction and compact size without sacrificing
the strength, durability and reliability of the conventional BJ and DOJ.
Furthermore, reduced internal torque losses for the new CVJ's will lower frictional heating during
operation and provide improved overall drivetrain efficiency.

近年，自動車の高性能化に伴う部品点数の増加等に

1. まえがきよるレイアウトスペースの制約や環境問題への配慮か

等速ジョイント（Constant Velocity universal

ら，CVJに対しても軽量，コンパクト化や高効率化がJoints，以下CVJと記す）は，入力軸と出力軸のな

強く求められてきている。このようなニーズに対応すす角度が変動しても常に滑らかに回転力を伝えることる 画 期 的 な C V J と し て ，固 定 式 の E B J（ h i g hが可能な継ぎ手で自動車のドライブシャフトやプロペ

Efficiency compact Ball fixed Joint），しゅう動

ラシャフト及び産業機械等に広く使われている。特に式のEDJ（high Efficiency compact Double

自動車では，FF車の前輪駆動軸，4WD車の前輪及びoffset Joint）のEシリーズを開発した。Eシリーズ

後輪駆動軸等に不可欠な機能部品で，今やほとんどのは，BJ，DOJを更に魅力ある商品にするために，本乗用車に採用されている。一般的に駆動軸では，ホイール側に角度は大きく採れるがスライド機能は持たな
い固定式CVJ，デファレンシャル側にスライド可能なしゅう動式CVJが用いられ，これら2種のCVJを中間軸で連結している。代表的なCVJとして，固定式ではB J （ B a l l f i x e d J o i n t ）， し ゅ う 動 式 で は D O J（Double Offset Joint），TJ（Tripod Joint）等が固定式CVJ

しゅう動式CVJある。図1に前輪駆動軸での使用例を示す。

図1 前輪駆動軸での使用例
Arrangement of CVJ in forward shaft**自動車製品研究所**CVJ技術部-26-

高性能コンパクトCVJシリーズ「EBJ，EDJ」

号の「BJの伝達効率解析」で紹介されているような

EBJはコンパクト化と伝達効率向上のため，BJと比CVJの理論的な内部力解析から得られた知見を発展さ較して，ボールを小径化した上で個数を増やし，トラ

せ，更に有限要素法（FEA）による応力解析などを駆ックオフセット量も見直した。これによって，コンパ

使することで実現できた。EBJ，EDJは従来のBJ，クト化したにもかかわらず，
トラック荷重の増大を抑え，

DOJに対し，強度，耐久性を損なわず，重量ではそ

耐久性を確保した。又，応力解析による内部設計最適

れぞれ20％，10％の軽量化を，外径寸法ではそれぞ化により外輪，内輪の強度を確保するとともに，高作

れ7％，4％のコンパクト化を実現した。又，運転時

動角時のケージ強度を確保するため，ケージのボールのCVJ内部発熱を抑え，トルク損失も低減された。

窓形状を見直した。内輪軸穴径（スプライン諸元）は，

本稿では，EBJ，EDJの特徴や性能を従来品と比同サイズのBJと同一にし，軸強度の維持を図った。こ較して紹介する。

の結果，EBJはBJと比べ重量で約20％の軽量化，外径寸法で約7％コンパクト化できた。

2. 構 造BJ，DOJは最も代表的なボールタイプのCVJであ6.0

り，当社の生産比率の中でも最も高い2品種である。

トルクT＝353N・m，角度θ＝5°
EBJ95
BJ95L

5.0

トラック荷重（kN）

EBJ，EDJの構造は図2に示すようにそれぞれBJ，
DOJと同じ構成で，外輪，内輪，ケージ，ボールからなる。EBJは外輪と内輪のトラック（ボール溝）中
心をジョイント中心（ケージボール窓中心）に対し軸方向に等距離だけオフセットし，一方EDJはケージの

4.0

3.0

2.0

1.0

外径球面と内径球面の中心をジョイント中心に対し軸0.00方向に等距離だけオフセットすることにより，角度を45

90 135 180 225 270 315 360

回転位相角（°）

採った状態でもボールを所定の位置にコントロール
6.0を得ている。そのため一般に，EBJ（BJ）はトラッ

5.0

トラック荷重（kN）

し，更にケージでボールを保持することにより等速性
クステアタイプ，EDJ（DOJ）はケージステアタイ
プに区分されている。

3. 設 計Eシリーズは，開発当初より軽量・コンパクト化，

4.0

3.0

2.0

0.0

トに関わる諸特性の向上を狙って設計された。

045

90 135 180 225 270 315 360

回転位相角（°）

図3 トラック荷重計算値
Caluculated results of track load (between ball and ball track)

C：ケージ外球面中心
D：ケージ内球面中心
O：ボール中心

回
90˚

EBJ

O
D C

外径（d）

内輪軸穴径

A B

外径（d）

O

転

位

相
角

ボールPCR

ボールPCR
内輪軸穴径

EDJ95
DOJ95

1.0

高効率・低発熱化，等速性能の向上など等速ジョイン

A：外輪トラック中心
B：内輪トラック中心
O：ボール中心
ボールPCD=2×ボールPCR

トルクT＝343N・m，角度θ＝5°

0˚

180˚

270˚

EDJ

図2 Eシリーズの構造図（断面図）
Sectional view of E-series

図4 回転位相角の説明図
Explanation of rotational phase angle-27-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

EDJもEBJの場合と同様に，DOJの持つ耐久性な

4. 性 能どの基本性能を損なわずに，コンパクト化，伝達効率の向上といった機能を両立させるために，ボールを小4. 1 強 度

径化し個数を増やした。又，内部設計の見直しに関し

CVJの内部強度の評価として，高作動角時の捩りては，しゅう動式CVJの重要特性であるスライド抵抗

強度を確認した。図6にEBJとEDJの静的捩り強度試

や誘起スラストなどのNVH特性への影響を考慮した。

験結果を示すが，BJ，DOJとの差はない。参考に，図ケージオフセット量はDOJとほぼ同じ量を採った。

7に捩り疲労試験終了品とFEA解析結果を示す。

EDJはこの結果，内輪の軸穴径を変更せずに，DOJと比べ重量で約10％の軽量化，外径寸法で約4％コ
角度θ＝40°ンパクト化できた。

6.0
EBJ82

破損トルク（kN・m）

図3，図4にEBJ，EDJに基本トルク（T100）を静的に負荷した時の1回転中のトラック荷重計算値を，
BJ，DOJと比較して示す。また図5に，シリーズ設計のサイズ（呼び番号）と外径寸法の関係を示す。

BJ82L

5.0

4.0

3.0
シャフト保証強度
2.0

105
EBJ
EDJ
BJ
DOJ

95

1.0
角度θ＝20°
8.0

90

EDJ95

破損トルク（kN・m）

外径寸法（mm）

100

85
80
75
70
65
80

85

90

95

100

105

DOJ95

7.0

6.0

5.0

4.0

110

サイズ（当社呼び番号）

シャフト保証強度
3.0

図5 Eシリーズと従来シリーズの外径寸法比較
Comparison of outer diameter between E-series andconventional series BJ,DOJ

図6 静的捩り強度試験結果
Static Torsional Strength

捩り疲労試験終了品

FEA解析結果
図7 FEA解析
FEA-28-

高性能コンパクトCVJシリーズ「EBJ，EDJ」

4. 2 耐久性

4. 3 温度上昇特性

耐久性に関しては，BJ，DOJと比較し同等か，条図9にサイズ及び使用条件からの尺度である温度上件によっては向上した。これは後でデータと共に示す

昇ファクタ（F）と実験で得られた温度上昇量（外輪が，伝達効率，温度上昇特性と言った寿命に影響を与

表面温度−雰囲気温度）の関係を示す。EBJ，EDJえる特性が向上したためである。一例として，台上のはBJ，DOJに比べ温度上昇特性は，低い傾向を示し

低負荷条件での試験結果を表1，2に，及び試験中のた。これは，設計の項でも記述したが，ボール数を増

温度上昇量を図8に示す。

やし内部設計諸元を最適化することにより得られた特性である。

表1 試験条件
Test conditions

温度上昇ファクタ F :トルク（N･m） 角度(˚) 回転数(rpm) 総回転数（rev） 時間(h)
275

6

1500

5.85×107T
F=―――― DθN（mm/min）
T100A

650

T

表2 試験結果
Test results
650

EBJ95(1)
EBJ95(2)

T100 :基本トルク（N･m）
部品の損傷

A

:角度係数

○

なし

D

:ボールPCD（mm）

○

なし

θ

:作動角（rad）

BJ95L (1)△外輪不具合小
（継続運転可）N:回転数（rpm）

BJ95L (2)×

外輪，内輪
ケージ，ボール
不具合

EDJ95(1)○なし

EDJ95(2)○なし

DOJ95 (1)×

外輪，内輪
ケージ 不具合

DOJ95 (2)△外輪不具合小
（継続運転可）風冷あり

50

温度上昇量（外輪表面温度―雰囲気温度）（℃）

温度上昇量（外輪表面温度―雰囲気温度）（℃）

運転所間(h):負荷トルク（N･m）

EBJ95(1)
EBJ95(2)
BJ95L(1)
BJ95L(2)

40

30

20

10

0

0

100 200 300 400

500 600 700

運転時間（h）

風冷あり

50

EDJ95(1)EDJ95(2)
DOJ95(1)
DOJ95(2)

40

30

20

10

0
0

100 200 300 400 500 600 700

運転時間（h）

図8 耐久試験中の温度上昇量推移
Transition of temperature rise during endurance test

-29-

140

温度上昇量（外輪表面温度―雰囲気温度）（℃）

温度上昇量（外輪表面温度―雰囲気温度）（℃）

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

EBJ

120

BJ
100
80
60
40
20
0

5×103

温度上昇ファクター

140
EDJ

120

DOJ
100
80
60
40
20
0

104

F（mm/min）

5×103

温度上昇ファクター

104

F（mm/min）

図9 温度上昇特性
Temperature rise of E-series and conventional series BJ,DOJ

T＝196N・m，N＝300rpm

5

T＝196N・m，N＝300rpm
2

EBJ95

EDJ95

BJ95L

DOJ95

トルク損失率（％）

トルク損失率（％）

4

3

2

1

0

0

10

20

30

角

度（°）

40

1.5

1

0.5

0

50

0

5

10

角

15

20

25

度（°）

図10 トルク損失率
Torque lossの標準すきま仕様以下であるため，速度変動率は低く

4. 4 伝達効率
図10にEBJ，EDJのトルク損失率の測定データを抑えられている。これは摩耗などによりすきまが増大示す。トルク損失に関する理論的考察は，本号のした場合でも等速性が保たれることを示している。

「BJの伝達効率解析」に掲載した。EBJ，EDJはBJ，
DOJと比較し，高作動角時のトルク損失の増大が抑0.40

えられている。

EBJ標準すきま

速度変動率（％）

0.35

4. 5 等速性能
CVJは内部のすきまなどのために，厳密には理論的な等速性は得られない。BJ，EBJ，DOJ，EDJについて速度変動率を計算したが，速度変動率に差がでるのは，高作動角時であることが分かった。そのため

EBJすきま大
BJ標準すきま

0.30

BJすきま大

0.25
0.20
0.15
0.10
0.05

図11に，転舵時に大きな角度を採る固定式のEBJ，

0.00
0BJの速度変動率計算値とすきまの関係を示す。EBJは高作動角時の速度変動率が低く抑えられていること

10

20

30

角

度（°）

40

50

図11 速度変動率の計算値
Calculated velocity fluctuation ratioが分かる。更に，内部すきまの増大に対しても，BJ-30-

高性能コンパクトCVJシリーズ「EBJ，EDJ」

4. 6 NVH特性

5. まとめCVJが関係するNVH特性としては，しゅう動式
CVJにおけるスライド抵抗や誘起スラストがある。図

BJ，DOJは，当社において最も生産量の多いCVJ

12にEDJ，DOJのスライド抵抗測定結果を，図13

であるが，今回のEシリーズは軽量，コンパクト化やに誘起スラスト測定結果を示す。スライド抵抗に関し

高効率化を実現した次世代型CVJとして，ドライブシては両者に差はない。誘起スラストに関しては，回転ャフトだけでなく，高速回転で使用されるプロペラシ

次数成分が主となるため，EDJは回転の8次成分，

ャフトにも今後採用が拡大されるものと期待する。こDOJは6次成分が主になるが，EDJの回転8次成分は

れらのEBJ，EDJが自動車の技術開発に微力ながらDOJの回転6次成分より小さい。一般にCVJが関連すでも貢献できれば幸いである。
又，EBJ，EDJの開発は1ステップであり，今後更ン振動の回転2次成分，CVJ誘起スラストの回転6次なる軽量化，コンパクト化，機能向上が求められるで成分，車室の共鳴周波数の3つが一致するケースでああろう。次のステップでは，CVJの機構のみでなく，る。これは，ギア比や車室形状の関係から比較的多く

材料や潤滑等も含む総合的な領域での取組みが必要との車にあてはまる。この様なケースでもEDJは回転6なってくる。今後もCVJの開発に対し絶ゆまぬ研鑚に次成分が小さいため，DOJよりこもり音やビート音

努め，期待に応えられる新製品を開発していく所存でが小さくなることが期待できる。

ある。

300

T＝98N・m，θ＝6°，N＝0rpm
加振条件：±0.25mm，20Hz

T＝176N・m，θ＝6°，N＝500rpm
加振条件：±0.25mm，20Hz

動的加振スライド抵抗（N）（Peak To Peak）

静的加振スライド抵抗（N）（Peak To Peak）

るこもり音やビート音が最も大きくなるのは，エンジ

250

200

150

100

50

0

EDJ95(n＝4)

300

250

200

150

100

50

0

DOJ95(n＝4)

EDJ95(n＝4)

静的加振ｽﾗｲﾄﾞ抵抗（5分後）DOJ95(n＝4)

動的加振ｽﾗｲﾄﾞ抵抗（5分後）

図12 スライド抵抗
Plunging resistance
T＝147N・m，N＝900rpm

T＝147N・m，N＝900rpm

9.0

誘起スラスト8次成分（N）（rms）

誘起スラスト6次成分（N）
（rms）

9.0
EDJ95 6次成分（n＝4）
DOJ95 6次成分（n＝4）

8.0
7.0
6.0
5.0
4.0
3.0
2.0
1.0
0.0

EDJ95 8次成分（n＝4）
DOJ95 8次成分（n＝4）

8.0
7.0
6.0
5.0
4.0
3.0
2.0
1.0
0.0

3

4

5

6

7

8

3

9

4

5

6

7

角 度（°）

角 度（°）

6次成分

8次成分

図13 誘起スラスト
Induced cyclic axial load

-31-

8

9

[論 文]

BJの伝達効率解析とEBJ開発への適用
長 谷 陽 夫*
井 本 正 之*Analysis of BJ Efficiency and Utilization on EBJ Development
By Haruo NAGATANI and Masayuki IMOTO
BJ torque losses were examined empirically and theoretically. Experiments were performed
using equipment developed to determine the efficiency of the CVJ's by measuring secondary
coupling motion. Theoretical analysis was performed by compiling the equations of motion for
the CVJ components, including friction, plural simultaneous second order differential equations,and calculating torque losses based on inner joint forces. Both methods show good agreement.
Using these methods, BJ efficiency was optimized by varying joint parameters. This technology
was used in developing the EBJ.

外径（d）

自動車のドライブシャフトに使用されるアウトボー
ド用等速ジョイント（CVJ）には，主に固定式のBJ（Ball fixed Joint）が使用されるが，このジョイント

内輪軸穴径

1．まえがき

に対する市場のニーズは，「高効率」と「コンパクト」である。これは，ブレーキやハブ，軸受，等の車両レイア

EBJ

ウトからくるスペース上の制約と，動力伝達時のロス低減や軽量化による省エネルギー化，省資源化という

外径（d）

これらのニーズに対する回答として， NTN では
EBJ1）（図1）を開発している。本報では，EBJ開発時に行なった伝達効率解析について述べる。

内輪軸穴径

環境問題に対する配慮によるものであると思われる。

2．実験装置BJ

高効率を追及するためには，等速ジョイントの効率測定技術が必要不可欠である。等速ジョイントの場合，

外

効率はジョイントのトルク損失率を計測することによ

径

重量比（SUBASSY）って得られる2）。

内輪軸穴径

EBJ95

BJ95L

φ79.9

φ86.3 2サイズダウン

80

100
同

効 果
20％ダウン一

等速ジョイントのトルク損失率については，二次モ
図1 EBJとBJの比較（当社呼び番号95での比較）
Comparison between EBJ and BJーメントや軸受反力から測定する方法が考案されてい*自動車製品研究所-32-

BJの伝達効率解析とEBJ開発への適用

る2）。しかしながら，軸受反力から計測する方法は2

2.1 トルク損失率計測原理

ヶのジョイントのトルク損失率をまとめて計測するの二次モーメントからトルク損失率を計測する原理はで，精度面で問題がある。また，二次モーメントで計

過去に発表されている3）。ただ，発表されているもの

測する方法では，ジンバルを用いた方法が以前に紹介

は，ジョイントの回転と駆動の形態のある限定された

3）

されているが ，ジンバルの重量が重くなり，測定系

ケースについてのものであるため，今回新たに，すべの固有振動数が低下し，高速での二次モーメント測定ての場合に対応できるよう，式を導入した。ジョインが難しいという問題がある。また，ジンバル方式はセトの回転と駆動の形態として，以下の4種類あるが，ッティングが煩雑であり，サイズの違うものを測定す

試験機製作に当たっては，より汎用性をもたせるためるにも治具の準備が必要であり，汎用性に欠けるといに，いずれの場合にも対応できるものとした。なお，

う問題もある。そこで，今回新たに3分力計を用いてT1がシャフト側，T2が外輪側のトルクである。また，

二次モーメントを測定し，これによりトルク損失率を

紙面左側からみて時計回りの回転を正転，反時計回りの測定するという装置を製作した。

回転を逆転とし，下図の右側が駆動側のときを正駆動，左側が駆動側のときを逆駆動と呼ぶことにする。

Y

1正転正駆動
T2

回転方向

駆動側
T1

θ

外輪駆動，負荷側トラック負荷X

ジョイントセンター
Y

2正転逆駆動
T2

回転方向
駆動側

θ

T1

内輪駆動，非負荷側トラック負荷XY

3逆転正駆動T2 駆動側

回転方向
θ

T1

X

外輪駆動，非負荷側トラック負荷Y

4逆転逆駆動
T2

回転方向
駆動側

T1

θ

内輪駆動，負荷側トラック負荷
X（注）T1：シャフト側，T2：外輪側を表わす。
図2 各種回転，駆動状態
Various revolution and drive conditions-33-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

ジョイントに作用するトルクと二次モーメントには

2正転逆駆動 及び 3逆転正駆動

以下の関係がある3）。但し，Mは二次モーメントでM1θ T1−T2
M2x=−（T1・tan――+――――）・sinθ
2 tanθ

がシャフト側，M2が外輪側である。
T1x＋M1x＋T2x＋M2x＝0 ……………（1）T1y＋M1y＋T2y＋M2y＝0 ……………（2）θ T1−T2
M2y= （T1・tan――+――――）・cosθ
2 tanθ

T1x・M1x＋T1y・M1y＝0 ……………（3）T2x・M2x＋T2y・M2y＝0 ……………（4）θ T1−T2
M2 = （T1・tan――+――――）
2 tanθ

さらに，1〜4の各ケースに対応して以下の関係がある。（図2参照）

または
1正転正駆動 及び 4逆転逆駆動
T1x＝−T1

T1y＝0

T2x＝T2・cosθ

T2y＝T2・sinθθ T1−T2
M2x=−（T2・tan――+――――）・sinθ
2 sinθ

2正転逆駆動 及び 3逆転正駆動
T1x＝T1T1y＝0

T2x＝−T2・cosθ

T2y＝−T2・sinθθ T1−T2
M2y= （T2・tan――+――――）・cosθ
2 sinθ
θ T1−T2
M2 = （T2・tan――+――――）
2 sinθ

これらの関係を（1）〜（4）へ代入して以下の関係が得られる。なお，
22M2=±√M2x +M2y である。

以上の式から，試験ジョイント外輪側の二次モーメントM2を測定したときのトルク損失率への換算式

1正転正駆動 及び 4逆転逆駆動が以下のように得られる。なお，CVJには摩擦があるため，入力トルクを一定にしても出力トルクはわθ T1−T2
M2x= （T1・tan――+――――）・sinθ
2 tanθ

ずかではあるが変動する。このため，試験機の入力
トルク（T 1）を一定に制御する場合と，出力トルク（T2）を一定に制御する場合のどちらでも使用できる

θ T1−T2
M2y=−（T1・tan――+――――）・cosθ
2 tanθ

ように，両方の場合について計算した。
1正転正駆動T1を用いた場合

θ T1−T2
M2 =−（T1・tan――+――――）
2 tanθ

θtanθ・（M2+T1・tan―
）
T2−T1
2
――――=―――――――――――――――――
θ
T2
T1+tanθ・（M2+T1・tan―2）

またはT2を用いた場合

θ T1−T2
M2x= （T2・tan――+――――）・sinθ
2 sinθ

T2−T1
M2θ――――=sinθ・（――+tan――）
T2
T22θ T1−T2
M2y=−（T2・tan――+――――）・cosθ
2 sinθ

2正転逆駆動T1を用いた場合

θ T1−T2
M2 =−（T2・tan――+――――）
2 sinθ

T1−T2
M2θ――――=tanθ・（――−tan――）
T1
T1
2
-34-

BJの伝達効率解析とEBJ開発への適用

T2を用いた場合

これにより，二次モーメントと入力トルクを計測す
れば，すべての場合に対して，トルク損失率が求まる。

θ

sinθ・
（M2−T2・tan―
）
T1−T2
2
――――=―――――――――――――――――
θ
T1
T2+sinθ・（M2−T2・tan―
2）

2.2 伝達効率測定装置
図3に試験機概要を示す。

3逆転正駆動

トルクは2ヶのモータを駆動側と吸収側に使い分け

T1を用いた場合て，任意の側から駆動することができるようになってθ（M2−T1・tan―）
T2−T1 −tanθ・2――――=―――――――――――――――――
θT2
T1−tanθ・（M2−T1・tan―
2）いる。トルク計はモータのトルク制御のためのものである。ジョイントから発生する二次モーメントを計測する計測台には下図に示すように4ヶの3分力計が設

T2を用いた場合

置されており，これによりX，Y，Z方向の誘起力とY，
T2−T1
M2
θ
――――=−sinθ・（――+tan――）
T2
T2
2

Z軸回りのモーメントが計測できる。ジョイントはXY
平面内で角度をとり，トルク損失率の計測にはMyを使用する。

4逆転逆駆動二次モーメントM2は図4のような4ヶの3分力計を

T1を用いた場合用いて以下の式で計算される。
T1−T2
M2
θ
――――=−tanθ・（――+tan――）
T1
T1
2

M2=My=L1｛（FZ1+FZ2）−（FZ3+FZ4）｝+FZ（L+L1）

T2を用いた場合

ここでFZ =FZ1+FZ2+FZ3+FZ4θ−sinθ・（M2+T2・tan―
）
T1−T2
2
――――=―――――――――――――――――
θT1
T2−sinθ・（M2+T2・tan―
2）

である。

測定対象の等速ジョイント

モータ

トルク計

モー

台
軸受 計）
分力
3
（

軸受台

トル

タ

ク計

ダミージョイント

図3 伝達効率測定用試験装置概要
Illustration of CVJ efficiency measurement equipment
Fz1

Z

Fz4
Fx1

Mz

Fx4

Fy1

L2
Fy4

L1

L1

Fz
L

Fx Mx
X

Fz2

L2

Fz3

Fx3

Fx2
Fy2

Fy
My
Y

Fy3
ジョイントセンター

図4 二次モーメント計測用3分力計配置図
Illustration of secondary couple measurement device

-35-

θ

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

上記装置は，以下に述べる理論解析の妥当性確認の4．計算結果と実験結果の比較ために使用し，また開発された製品の効果確認にも利用した。

上記伝達効率試験機を用いて測定したトルク損失率と理論解析から求まったトルク損失率を比較した。その例を図5，図6に示す。いずれも車両で通常使用さ3．理論解析

れる状況に対応させて，BJの内輪側からジョイント
トルク損失率を計算で求めるためには，摩擦力を考を駆動した場合の結果である。

慮しながら，ジョイント内部の力を把握する必要があ

図5，図6とも実験値と計算値は，定性的にも定量る。ジョイント内部力を求める理論式としては，静的的にも良く一致しており，計算でトルク損失率を予測なジョイント内部の力とモーメントの釣合い式4）に摩することができるといえる。

擦力をプラスして，さらに加速度項（慣性力）を考慮
して，運動方程式化することによって求めた。その結
実験値
計算値

果，多元連立2階常微分方程式が得られ，これを数値
トルク損失率的に解いた。
摩擦力の方向と大きさは接触領域をセルに分割し，各セルでの接触2物体間の相対速度を求めることにより摩擦力の方向を決め，ベクトル的に合成して摩擦力とした。未知数は，内輪移動量，内輪回転角，ケージ
移動量，ケージ傾き角，各ボール移動量，各ボール回0

転角速度である。

10

20

30

40

50

作動角（度）

これを数値的に解くために，2階常微分方程式を1

図5 ＢＪ82のトルク損失率
Torque losses for BJ82

階常微分方程式に変形し，多元1階常微分方程式として解いた。これにより，上記未知数に加えて，内輪移
動速度，内輪回転角速度，ケージ移動速度，ケージ回
転角速度，ボール移動速度が追加される。

実験値
計算値

トルク損失率ジョイント内部の力を数値的に解いた後，外輪に作用している荷重ベクトルとジョイントセンターからの位置ベクトルとの外積をとり，それらを全て合計し，さらに外輪軸線方向単位ベクトルとの内積をとることによって，トルクを求めた。出力トルクは変動するた
め，変動する出力トルクの1回転あたりの平均値を出0

力トルクとした。この出力トルクと入力トルク（一定

10

20

30

40

50

作動角（度）

値）との演算により，次式にてトルク損失率を計算した。

図6

BJ95のトルク損失率
Torque losses for BJ

T入力−T出力
トルク損失率＝ ―――――――
T入力

｜

｜
5．EBJ開発への適用
BJの伝達効率へ及ぼす設計諸元の影響を調査するため，あるトルク，回転数，作動角を仮定して，約20種類のBJの内部諸元を各々変化させた場合の効率計算を行なった。この結果により最適諸元を抽出し，設計したのがEBJである。

-36-

BJの伝達効率解析とEBJ開発への適用

6．まとめ
EBJの開発に際して，「高効率化」の課題を達成す

参考資料
1）曽根，穂積 「高性能コンパクト固定式等速ジョイ
ント（EBJ）」NTN TECHNICAL REVIEW
NO.66（1997）
2）木全 「等速自在継手の伝達効率」 NTN ベアリン
グエンジニア No.50（1984）P.25
3）木全，他「等速自在継手の二次モーメントに対するトルク損失の影響」
機論58−551Ｃ（1992）172
4）木全 「ボール型等速自在継手の静力学的解析」
機論58−545Ｃ（1992）263

るため，理論解析により設計指針を見いだし，設計に活用した。理論解析の妥当性は，新型伝達効率試験機を使用したトルク損失率計測結果と比較し，両者が一致することにより確認した。また，開発したEBJの効
率アップ効果を伝達効率試験機により確認した。
今後共環境負荷低減のためエネルギーロスの少ない
高効率なCVJを開発していく必要があり，本解析をそのツールとして有効に活用していきたい。

-37-

[解 説]

人工衛星用軸受の最近の動向
川 合 信 行*

Recent Technical Trends in the Special Bearings for Satellites
By Nobuyuki KAWAINTN has developed many types of special bearings for satellites. This report shows a portion of
the NTN production capabilities and the specifications for special bearings for satellites whichwere recently launched by Japanese Rockets.

高真空は油，グリースの低分子成分の蒸発を引き起

1. まえがきこす。これは軸受の潤滑不良を起こすだけでなく，蒸1955年に始まったペンシルロケットの研究が日本

発分が周囲の機器，例えばレンズや鏡を汚染する可能における宇宙開発の起点であるとするならば，日本で性がある。また宇宙放射線の影響も地上とは比較にな

最初の人工衛星「おおすみ」が打上げられた1970年

らないぐらい厳しく，潤滑油やグリースの劣化が促進

2月は国際的にも宇宙開発の世界で日本が認められたされる。温度も太陽に向いた側では＋150℃，日陰時といえる。この時日本は世界で4番目の自力で人工で−100℃になり250℃の温度差が地球周回の間

衛星を打上げた国となった。

（約100分）で生ずる。高度250ｋｍ程度の空間には

その後文部省宇宙科学研究所のミッションである科

原子状酸素があり，有機材料，潤滑剤への影響が懸念

学衛星や試験衛星，宇宙開発事業団が実施している実される。しかし微小重力は軸受に作用する荷重を考慮用，技術試験衛星が数多く打上げられており，日本はする必要がないというメリットもある。
これらの条件のもとで軸受に要求される機能を次に人工衛星の開発，打上げに関して世界の仲間入りを果示す。

たした。 NTN は国家的プロジェクトである衛星国産化の技術開発の中で宇宙環境に耐えうる軸受の開発，
とくに表面処理技術，保持器材の開発を行ってきた。

3. 宇宙で使用される軸受

本稿では人工衛星に搭載されている軸受について，
特殊形状の要求は少なくISOのシリーズから選ばれそれに要求される機能とその対応について述べると共るものがほとんどである。深溝玉，アンギュラ玉軸受に実績の一部を紹介する。

が多く，大径のものは特に重量軽減の点から薄肉シリーズが用いられることが多い。

2. 宇宙環境の特徴

軸受の品質管理は厳しく，素材の状態から旋削，宇宙環境は微小重力，高真空，宇宙放射線，温度，

熱処理，研磨，組立てそして出荷にいたるまでの製

原子状酸素等地上における環境とは大きく異なってい

造工程全てのトレーサビリティが要求される。出荷る。このため宇宙空間において用いられる人工衛星，時も油分がつかないよう細心の注意を払い，包装形

そしてそれに搭載される各種機器に要求される特性も態も真空パックなどの特殊包装を行っている。軸受

地上で用いられるものと大きく異なっている。

には1個ずつシリアルナンバーが与えられ，軸受の表示を見れば品質，製造記録がすぐに引き出せるようになっている。

*軸受技術部-38-

人工衛星用軸受の最近の動向

表1 宇宙用駆動機構の使用条件3)
Requirements for drive mechanism of satellite
名称

宇宙での使用条件

寿命*

固体潤滑部品

太陽電池パドル駆動機構

1〜16回転/日〜10年

転がり軸受，歯車，スリップリング

アンテナ位置決め機構

低速，微小角

〜10年

転がり軸受，歯車デスパン機構15〜60rpm〜10年

油潤滑転がり軸受，スリップリング

各種スキャナ

5〜100rpm

〜10年

転がり軸受

20回

レンジ，ラッチ，カム，ジョイント，すべり軸受

太陽電池，アンテナ展開機構 1回*：地上試験を含む

寿命に対する要求は宇宙で1回だけ作動すれば使命保持器にはグリース潤滑の場合にはオーステナイトを終えるワンショットものと人工衛星自体が寿命とな

系ステンレス鋼JIS SUS304のプレスタイプ，またるまで作動することを要求されるものがあり両極端ではもみ抜きタイプ，あるいは自己潤滑性の高いポリテある。その使用個所の主なものを表1に示す。

トラフロロエチレン（PTFE）系（NTN名称：ベアリーFL3000）もみ抜きタイプが用いられる。固体潤4.

滑の場合にはPTFE系（NTN名称：ベアリー

軸受仕様

FL3800…旧名称：ルーロンE）もみ抜きタイプが主

4.1 軸受形式に用いられる。これらのPTFE系の樹脂材料はNTNグ
ループ内で素材から製品までの対応が可能である。

宇宙機器に搭載される軸受は深溝玉軸受，アンギュ

密封形式としてはJIS SUS304のシールド板が用

ラ玉軸受（図1）といった玉軸受が最も多く用いられいられることが多い。

ている。保持器付軸受と総玉軸受がある。密封形式が必要な場合はシールドタイプが用いられることが多4. 3 潤滑い。また球面すべり軸受，円すいころ軸受もわずかではあるが用いられている。打上げ重量に制限があるた

もっとも難しいのが潤滑である。潤滑の種類には固め薄肉タイプが多い。

体潤滑剤，グリース，油が考えられるが信頼性，取扱
いやすさの点より固体潤滑剤の使用が最も多い。最近

外輪

は蒸気圧の低い真空用のグリースが開発されており，

玉

このグリースを使用する場合も増えている。真空用油保持器

内輪を用いた潤滑は低トルクと長寿命が得られるため今後使用が進むものと思われる。すでに国外，特に米国ではかなりの実績が得られている。

4. 3.1 液体潤滑剤（潤滑油，グリース）
液体潤滑剤（潤滑油，グリース）は蒸発しやすい，
深溝玉軸受

温度の影響を受けやすい，経時変化しやすい，放射線

アンギュラ玉軸受の影響を受けやすいというように宇宙環境下では使い

図1 軸受形式
Bearing configuration

にくい潤滑剤である。しかし油膜の自己回復，摩擦熱除去作用，振動が少ない，トルク変動が少ない，高速回転が可能といった長所がある。最近は宇宙用潤滑油

4. 2 材料

として分子量4 000〜10 000程度のふっ素系合成

一般的に用いられる転がり軸受の内外輪，ボールの油が各種開発されており，その油を基油としたグリー

材 料 は マルテンサイト系 ステンレス鋼 で あ る J I S

スも用いられている。使用場所は比較的温度コントロ

SUS440Cである。この材料は軸受としての実績がールしやすい衛星内部機構が主である。油の供給シス

多く，高真空下で問題となるアウトガスも低く，さびテムの改良によりさらに使用個所は広がるものと思わの発生にも強いこと，使用温度範囲が広いことよりほれる。

とんどの宇宙用軸受として用いられている。
-39-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

4. 3. 2 固体潤滑剤あり，また低摩擦である。使用中摩耗粉の発生は避固体潤滑剤は摩擦を小さくする固体物質のことであけられないが軸受をシールドすることにより周囲のる。それを軸受の軌道面，ボール表面に特殊被膜加工

汚染を少なくできる。しかし摩耗粉によるトルク変処理（イオンプレーティング，スパッタリング）をす

動は起こりやすい。また軸受選定時には被膜強度のる。宇宙用の潤滑としてはMoS2，Pb，PTFEでほと点より膜の負荷能力の検討が必要であるといった問んど代表できる。広い温度範囲で使用でき低蒸気圧で題はあるが，現在のところ最も信頼性の高い潤滑方法といえる。NTNでは主としてMoS2を用いている。

NTNではこれらの表面処理を自社で開発し対応して

表2 宇宙用固体潤滑剤の諸特性3）
Characteristics of dry lubricants for special environment
PTFE

MoS2

Pb

使用温度範囲, °K 4〜100

4〜623

4〜623

結晶構造

長鎖状

六方晶

面心立方晶

分子量

10

7

160

207

比抵抗, Ω・cm

絶縁物

851

2.08 X 10-5

熱膨張率

8.3〜10.5X10-5 1.07X10-5 2.92 X 10-5

熱伝導率, W/(m・K) 2510

0.13

いる。
宇宙用固体潤滑剤の諸特性を表2に示す。

4. 3. 3 軸受すきまと軸受精度
軸受すきまは個々の使用条件により予想される温度変化，はめあいを考慮してそれぞれ検討されており一概に決められるものではない。剛性の確保のた

35

め軽与圧をかける場合もある。軸受精度はJIS P4級

固体潤滑における軸受の潤滑機構はこれまでに多くの文献で紹介されているが，ここで図2で簡単に説明する。軌道面（内外輪，玉）にあらかじめ付着させた潤滑膜（M oS2,Pb,PTFE）
が摩耗したあと自己潤滑性のある保持器（PTFE系）から転移した潤滑剤で潤滑を維持することで長寿命を実現している。

もしくはP5級を用いることが多い。

5. 使用実績

外輪

日本が打ち上げた主な人工衛星とそれに使用され転移膜

た NTN 製軸受の実績の1部を表3に示す。数多くのNTN製軸受が地球の周りを回っていることがわかる。

玉

なおこれらの人工衛星の打ち上げに使用された国保持器

産ロケット（H-!，H-@）にも多くのNTN製軸受が内輪用いられている。
図2 保持器からの潤滑剤の転移4）Transfer of lubricant from self-lubricating cage to balls
and raceways

具体的な使用例としては1992年2月にJERS-1で打ち上げられ，それ以後ETS-$ ，ADEOS，

表3 最近の衛星と使用された軸受
Recent launched satellites and bearings
衛星名

打上日

BS-3a（ゆり3号a）
BS-3b（ゆり3号b）

1990.8.28
1991.8.25

軸受品名

使用個所

FN-MM-SEB803T3CS15P5
他1点

JERS-1(ふよう1号)

1992.2.11

FN-F-SC916P4 他4点

ETS-Ⅵ(きく6号)

1994.8.28

FN-F-SC0486PX1

WGスイッチ
太陽電池パドル駆動部

他4点

SFU(フリーフライヤー) 1995.3.15

FN-F-6000JIZZ1CS08/LX12,
FN-F-7002F2DB/GLP4 他12点

太陽電池パドル進展駆動部 他

ADEOS(みどり)1996.8.17

FN-F-7006T3DB/G01P5/LX12
他19点

海色海温走査放射計

MUSES-B(はるか)1997.2.12

FN-MM-SEA907F2G/GNP5
他1点

Kバンドアンテナ

ETS-Ⅶ(きく7号)

1997.11.28 FN-MM-SEA905T3P4

COMETS（かけはし） 1998.2.21

他20点

FN-MM-SEB94T3CNLP5

-40-

他4点

他

ドッキング機構 他
中継器出力スイッチ他

人工衛星用軸受の最近の動向

COMETSに用いられている太陽電池パドル機構部

また人工衛星から地球を観測する各種装置にも数多（PDM:PADDLE DRIVE MECHANISM）を図3，

くの軸受が用いられており，1996年8月に打ち上げ

図4に示す。

られたADEOSの海色海温走査放射計（OCTS :衛星はその駆動源である電力を主として太陽電池か

OCEAN COLOR AND TEMPERATURE SCANNER）

ら得ている。太陽電池は一般に平板で効率よく発電す

は海の色，温度を高頻度，高感度で観測する装置であるためには太陽方向に対し直角に向いている必要がある。OCTSを図5に，これを搭載している人工衛星をる。PDMはこの動作を行う機構であり，この駆動部

図6に示す。この走査鏡の走査機構等に軸受（表5）に軸受（表4）が用いられている。

が用いられている。
また世界各国が協力している国際的なプロジェクトである国際宇宙ステーションは1998年から組立てが始まる。この日本実験モジュール（JEM: JAPANESE
EXPERIMENTAL MODULE）は2001年より組立Space craftてが開始される予定であるが，これにも30種類を超Solar Array Paddle

える NTN 製軸受が選定されており，すでに納入され

PDM

ている。
図3 太陽電池パドル機構概念図5）
Concept of installing PDM

OPTICAL SYSTEMSMA(SCAN MIRRORASSEMBLY)RADIATIVE COOLERCALIBRATOR FOR
V & NIR

BLACK BODY
ELECTRONICS

図5 OCTS7）
Cutaway view of OCTS

図4 太陽電池パドル機構部6）NASDA殿提供
Paddle drive mechanism

表5 OCTSに使用されている軸受
Bearing list for OCTS

表4 PDMに使用されている軸受
Bearing list for PDM

軸受品名

軸受品名

FN-F-7006T3G/G045P5V1/LX12

FN-F-SC916P4

使用個所
モータ

FN-F-SC0486PX1

FN-F-7212T3P4/FN-F-SF12T02P4V1/
走査系機構部
DB/G035/LX12

FN-F-SC1173P4

FN-F-7006T3DB/G01P5/LX12

モータ

FN-F-SC0167ZZXP4FN-F-6300J1CS10P5/LX12

モータ

FN-F-SF0785PX1

FN-F-7012T3DB/G04P4/LX12

レゾルバ

-41-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

図6 ADEOS NASDA殿提供

4）宮川行雄，野坂正隆，鈴木峰男，菊池正孝：航空宇宙技術研究所
液体水素中における玉軸受の性能：ベアリングエン
ジニア No.46(1978)p5
5）H. Hashimoto : NASDA, T. Honda, T. Ohhashi,
S. Wachi, K. Kai : Toshiba Corp.
Development of a Paddle Drive Mechanism ：PROCEEDINGS of THE 15TH
INTERNATIONAL SYMPOSIUM on SPACETECHNOLOGY and SCIENCE, TOKYO(1986)
6）本田登志男，和知重雄：東芝， 鈴木孝，松浦直人，
橋本英一： NASDA
地球資源衛星1号搭載用パドル駆動機構：日本機械学会第1回スペース・エンジニアリング・
コンファレンス講演論文集（1992.7.3 東京）
7）J. Tanii, T. Machida, H. Ayada, Y. Katsuyama,
J. Ishida : NEC Corp.
N. Iwasaki, Y. Tange, Y. Miyachi, R. Sato :NASDA
OCEAN COLOR AND TEMPERATURE
SCANNER(OCTS) FOR ADEOS：SPIE Vol.1490 Future European andJapanese Remote-Sensing Sensors andPrograms (1991)

6. まとめ
人工衛星の利用は通信衛星，気象衛星，地球観測衛星など多くの方面でこれからも益々盛んになり，より日常的になっていくものと予想される。これまでに多くの NTN 製の軸受が人工衛星に搭載され宇宙空間で稼動していることを紹介したが，人工衛星の利用がより民生化していくにつれ，衛星自体をはじめ軸受単体に求められる低コストと高信頼性と長寿命という相反する要求は一層強まるものと思われる。これに応える
べく一層の開発努力を続け，日本の宇宙産業に寄与していきたいと考える。

参考文献
1）平成9年版 日本の航空宇宙工業：社団法人 日本
航空宇宙工業会
2）宇宙環境利用の手引き(平成9年12月)：財団法人日本宇宙フォーラム
3）西村允 宇宙環境と宇宙用機械要素のトライボロジ
ー：機械の研究（養賢堂） 第5号(1997)p16-42-

[解 説]NTN 4×4システム（ロックオンデマンド システム）の開発
伊 藤 健一郎*堀勲*
後 藤 司 郎*

岡 田 浩 一**安井誠**
秋 吉 幸 治**Development of NTN's "Lock-On-Demand" (LOD) System
By Kenichiro ITO, Koichi OKADA, Isao HORI, Makoto YASUI, Shiro GOTO and Koji AKIYOSHI
Recently, four wheel drive sport utility vehicles (SUV's) have become very popular worldwide.
However, there are many different four wheel drive controls systems, and drivers are often at aloss when to change form 2WD to 4WD.
NTN has developed a new, automatic four wheel drive system called the Lock-On-Demand(LOD) system. The LOD system consists of a roller clutch, synchronizer, Auto Air Hub, and HiLow range vacuum shift motor. These components are controlled by an electronic control unit
(ECU). In this article, the LOD system's function, layout and operating principles are explained.

1. まえがき

2. LODシステムの構成・特徴

ここ数年間の自動車の売れ行きを見ると，4WD車

図1にLODシステムの構成を示す。LODシステムの割合は依然として高い水準を保っている。これは，においては，ドライバーは2WD，4WD-AUTO，

4WD車が持つ安全性や，走行性能の高さに消費者が4WD-LOCK（Hi），4WD-LOCK（Low）の4つの走

魅力を感じていることに他ならない。しかしながら，

行モードをスイッチ選択できる。

一言で4WDといっても，そのシステムは多岐にわた

2WDモードでは，オートエアハブによりフロントっており，各メーカともその車種のコンセプトに合致

駆動系とホイールは切り離されているため，経済的なしたシステムを採用している。

燃費での走行が可能である。

そんな中で，現在の流行のSUV（Sports Utility

4WD-AUTOモードでは，前後輪の回転数を常時検

Vehicle）と呼ばれる車種は，時には過酷なオフロー

知しているため，舗装路等の車輪のスリップが発生しド走行を求められる一方，乗用車的なオンロード走行にくいような路面状況であれば2WDとして走行する。

も求められる。同時に，一般の運転者にとって扱いが一方，滑りやすい路面にさしかかり車輪のスリップを

簡単な4WDシステムが求められている。

検知すると，自動的にローラクラッチが係合し（オンNTN は独自に開発したローラクラッチユニット，

デマンド方式）4WDとなるため，ほとんどの路面状
況において走行可能である。

シンクロ装置，オートエアハブ，Hi-Low切換装置の4つの機能部品を統合制御することにより，軽量コン

4WD-LOCK（Hi,Low）モードでは，極めてラフパクトで低コストな4WDシステム『ロックオンデマ

なオフロード路面（岩場，モーグル等）での使用を想

ンド システム（LODシステム）』の開発を行ってきた定しており，ローラクラッチは常時ロックされ，信頼のでここで紹介する。

性の高い直結状態となる。

**自動車製品研究所**メカトロニクス研究所-43-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

モード切換スイッチ
4WD
AUTO
LOCK Hi

2WD

LOCK Low

Hi-Low切換装置制御コントローラ
ECU
電磁バルブ

エンジン

トランス
ミッション
スピードセンサー
トランスファー
ローラクラッチユニット
シンクロ装置

オートエアハブ

図1 LODシステムの構成
Lock on demand system

LODシステムの特徴を以下に挙げる。

路面等）を走行する場合，4WD車特有のタイトコ¡すべての走行モード切換をスイッチ化しているたーナブレーキング現象を防止する。
¡ABS作動時は前後輪の拘束力をクラッチユニット

め，操作が簡便である。
¡4WD時の駆動力配分は直結4WD同様のトルク配分

で遮断し，動力循環を回避する。
¡ ドライバーは，2WD，4WD-AUTOおよび，となり，オフロード，雪道，砂地等では優れた走破性を発揮する。

4WD-LOCK（Hi）の各モードを走行中に任意に選¡4WD-AUTOでは， NTN 独自のローラ型ツーウェ

択できる。
¡Hi-Low切換装置としてエアアクチュエータを使用

イクラッチ機構と電子制御の高速応答により走行状

し，低コスト化を図った。

態に応じてスムーズに2WD-4WDが切り換えられ¡高伝達トルク，コンパクト，低コストな4WDシス

る。
¡AUTOモードで摩擦係数の高い路面（アスファルト

テムである。

3. 主要構成部品の構造と作動原理
3. 1 ローラクラッチユニット
ローラクラッチユニットはフロント駆動系への駆動
力伝達媒体であり，4WD-AUTO，4WD-LOCKモード
時に機能する。その構造を図2に，諸元を表1に示す。
本ユニットはローラ型ツーウェイクラッチと電磁クラッチから構成される。ローラ型ツーウェイクラッチ
は入力軸側にカム面を形成しており，外輪との間でローラを係合させることによりトルク伝達を行う。ロー
ラの係合は電磁クラッチによって制御することができ

写真1 ローラクラッチユニットとシンクロ装置
Roller clutch unit and synchronizer

る。
-44-

NTN 4×4システム（ロックオンデマンド システム）の開発

外 輪
保持器

なっても，トルクが加わっている間は図3（a）の状態

Aで駆動し続ける。車両の発進時や急加速時に後輪がスリップした場合に相当する。
図3（c）はエンジンブレーキ時に後輪の減速スリップを検知した場合に，電磁クラッチがONになった状態

ローラ
カ ム
A-A

である。前輪には減速方向のトルクが伝達可能となる。
A
電磁クラッチ3. 2 シンクロ装置
LODシステムには走行中に2WD-4WDの切換を可

図2 ローラクラッチユニットの構造
Schematic view of roller clutch unit

能とするために，シンクロ装置が含まれる。シンクロ装置の構造を図4に，諸元を表2に示す。本装置は，
主に電磁コイル，ロータ，インナープレート，アウタ

表1 ローラクラッチユニットの諸元
Specifications of roller clutch unit

ープレート，アーマチュアで構成されている。

寸 法

φ106×82mm

常用定格トルク

637Nm｛65kgfm｝

最大トルク

1 400Nm｛143kgfm｝

重 量

3.4kg

2WDモードで走行する場合は，電磁コイルには通電を行わないため，インナープレートとアウタープレートの間には適当なすきまが生じ，フロント駆動系をフリーにしている。
走行中に2WDから4WDに切り換える場合は，まず電磁コイルに通電を開始する。電磁コイルに通電す

次に4ＷＤ-AUTOモードでのローラクラッチユニ

ると，コイル⇔ロータ⇔各プレート⇔アーマチュア間ットの作動原理について説明する。
図3（b）は電磁クラッチがOFFの状態である。スイで磁界を形成するため，アーマチュアはロータに引きッチばねにより保持器はニュートラル位置に保持されつけられる。この吸引力がプレートを押しつけ，メイており，ローラは係合せず，クラッチフリーの状態にンシャフトとチェンスプロケット間に摩擦力を発生さある。車両の通常走行時や旋回時，ABS作動時に相せる仕組みとなっている。この摩擦力により，フロン当する。

ト駆動系がシンクロしたのをスピードセンサで検知し，後述のオートエアハブをロックさせる。

図3（a）は電磁クラッチがONの状態である。保持器と外輪が摩擦力によって一体化されるため入力軸に本シンクロ装置の台上での性能確認として，出力側対して保持器の位相が遅れ，ローラが係合し，入力軸に慣性と回転負荷抵抗を配置し，4 000rpmでのシから外輪へトルクが伝達される。

ンクロ試験を行った結果を図5に示す。慣性量はフロ

トルク伝達過程では前後輪の回転数が等しく，滑り

ント駆動系（ローラクラッチユニット分を含む）に合わを発生しない。また電磁クラッチの制御電圧がOFFにせた。本条件ではおよそ0.6秒でシンクロが完了する。

電磁クラッチON

電磁クラッチON
すきま

電磁クラッチOFF

外輪
保持器

ローラ
カム
入力軸

(a)駆動（加速スリップ時）(b)ニュートラル（通常時，ABS時）(c)4WDエンジンブレーキ

図3 ローラクラッチユニットの作動原理
Action of roller clutch unit

-45-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

プッシュプル・ケーブル

アウタープレート
電磁コイル
アーマチュアHi側吸引

Low側吸引インナープレート

ロータ

ダイヤフラム

図6 Hi-Low切替装置の構造
High and low range vacuum shift motor
図4 シンクロ装置の構造
Schematic view of synchronizer

表3 エアアクチュエータの諸元
Specifications of vacuum shift Motor

表2 シンクロ装置の諸元
Specifications of synchronizer

寸 法

φ120×144mm*

作動力

460N｛47kgf｝

寸 法

φ105×50mm

作動負圧−66.6ｋPa

動摩擦トルク

11Nm｛1.1kgfm｝

重 量

0.9 kg*

重 量

1.6kg

*ケーブルは含まない。

プッシュプル・ケーブルで構成され，その作動はエン入力回転数

ジン負圧と，別途設けられた電磁バルブによりおこなう。ケース内部はダイヤフラムによって2つの気密室

出力回転数に分かれ，一方に負圧が供給され，他方は大気開放となるように電磁バルブでコントロールされる。プッシ
シンクロトルクュプル・ケーブルの採用により，押引両作動可能な構
造とした。

コイル電圧
0.0000

図7に実車に搭載した場合の負圧配管図を示す。
[SEC]（オートエアハブの配管図も含む）

2.5000

図5 シンクロ装置試験結果
Test results of synchronizer

オートエアハブ

3. 3 Hi-Low切換装置
現在，一部の車両で採用されているスイッチ切換方式によるHi-Low切換装置は電動モータを使用しており，従来のレバー切換方式を上記方式に変更する

3方向電磁弁

には大きな設計変更が要求される。

フィルタ

そこで，スイッチ切換方式でかつ既存の副変速機からの設計変更が最小に抑えられる点に着目し，エ

オリフィス

E/G

アアクチュエータを使用した切換方式の開発を行っHiた。エアアクチュエータは作動スピードが速いので，

Low

圧力スイッチ

切換時のギヤ鳴りを防止することができる。

逆流防止弁

エアアクチュエータ

エアアクチュエータ組立品の構造を図6に，主な諸バキュームタンク元を表3に示す。

図7 負圧配管図
Vacuum pipe routing

エアアクチュエータは，ダイヤフラム，ケース，-46-

NTN 4×4システム（ロックオンデマンド システム）の開発

3. 4 オートエアハブ

5. 実車試験

オートエアハブは，エンジン負圧を利用してフロン
トドライブシャフトとフロントタイヤの切り離しを行

本LODシステムを2000CC4速オートマチックのうものである。これは，既に97年5月から量産を開

パートタイム4WD車両に搭載して実車試験を行った。

始しており，スズキ・ジムニーとジムニー・ワイドに

試験路面はアスファルト，ダート，砂地，摩擦係数

装着されている。オートエアの低い路面とし，それぞれ加速，減速，旋回試験を行

ハブの内部詳細についてはった。運転フィーリングはほとんどの路面状況と運転

NTNテクニカルレビュー

操作において違和感のないことを確認した。

写真2 装着部位
Installed AAH

No.65号に「フリーハブ用メ

一例として，摩擦係数の低い路面での発進加速時のカニカルクラッチユニット

前後輪速度波形を図9に示す。回転差を検知してロー(SFH-MCU)」として記載してラクラッチユニットを係合させた後，電磁コイルへのおり，本稿での説明は割愛する。

電流をOFFしても駆動が継続されている。
また，ダートでABS作動時の前後輪速度波形を図10に示す。ABS作動時は電磁コイルに一切信号を出さないため，前輪と後輪が独立して制御されている。

(V)
コイル電圧

0

写真3 オートエアハブ
Auto air hub
(rpm)

後輪回転数

0

4. LODシステムの制御

前輪回転数
t

図9 加速発進時の試験結果（摩擦係数の低い路面）
Test results of acceleration (on slippery road)

制御コントローラ(ECU)は選択された各モードに応じて，前後回転センサ，ブレーキ，ABS等の信号をもとに車両の状況を判断し，ローラクラッチユニット，(V)

シンクロ装置，オートエアハブ，Hi-Low切換装置を

0

コイル電圧（＝0VDC）制御する。図8にLODの制御回路ブロック図を示す。

後輪回転数

AUTOモード制御は回転差による制御を基本とし，(rpm)

前後輪間に設定された回転差が発生した場合，ローラ
クラッチユニットを係合させる。ただし，車両の旋回

前輪回転数

0

回転差などではタイトコーナブレーキング現象が起きt

ないように出力判定を行っている。

図10 ABS作動時の試験結果（ダート路）
Test results of ABS (on dirt road)

また，ABS，フットブレーキ信号を入力することによって前後輪に回転差を検出しても，必要のない場

6. あとがき合はロック信号を制限している。

モード切換スイッチ

2WD
AUTO
LOCK-Hi
LOCK-Low

制御コントローラ

シンクロ装置じて色々な組み合わせが可能であり，本稿で紹介したスリップ判定システムは一部にすぎない。

オートエアハブ

ブレーキスイッチ
ABS作動信号について紹介した。また，LODシステムは用途に応

速度演算

前推進軸速度センサ
後推進軸速度センサ

以上LODシステムの構成と構造，試験内容の一部

ローラクラッチユニット

出力判定

現在，本LODシステムを塔載した車両をもとに，

Hi-Low切換装置

トランスファ温度センサ

自動車メーカとの折衝を進めている。今後も更に洗練

図8 制御ブロック図ECU I/O block

されたシステムの開発に努めていく所存である。
-47-

[論 文]

油圧式オートテンショナの動特性解析
川 島 一 貴*Dynamic Characteristics Analysis of Hydraulic Auto-Tensioner
By Kazuki KAWASHIMANTN manufactures hydraulic Auto-Tensioners for automotive engine timing belt applications.
The hydraulic Auto-Tensioner is a reciprocating hydraulic device that can respond tofrequencies of up to 300 Hz. In this article, simultaneous differential equations are used todescribe the function and damping characteristics of the NTN Auto-Tensioner.

1. まえがきロッド
オイルシール

空気
作動油

気液二相

NTN では自動車エンジンのカム軸を駆動するタイ
ミングベルト用油圧式オートテンショナを商品化しているが，この油圧式オートテンショナはエンジン回転
リザーバ室数に同期した最大200〜300Hzの高周波加振力を受リターンスプリング

ける往復運動型の油圧アクチュエータである。必要とスリーブされる第一の機能は，チェックバルブを内蔵すること

プランジャ

により，ダンピングに方向性を与え，ベルトからの変動荷重を圧力室の油圧で受けることである

チェックバルブ

1）2）

。しか

プランジャ
スプリング

し，オートテンショナに作用する最大荷重は2kN以上にも達し，内部諸元の設定次第では，高速化した時に

油穴
圧力室

図1 NTN油圧式オートテンショナの構造
Construction of NTN hydraulic type auto-tensioner

キャビテーションを発生し，適切なダンピング機能を十分に発揮できない場合がある。
本稿では，オートテンショナ内部の挙動を連立常微

3. 理論解析

分方程式で記述し，その数値解を求めることにより，内3. 1 解析モデル

部諸元がダンピング特性に与える影響を明らかにする。

解析対象は油圧ダンパ部のみとし，図2に解析のモ

2. NTN油圧式オートテンショナ

デルを示す。NTN油圧式オートテンショナは図3に示

現在商品化している NTN 油圧式オートテンショナ

すようなチェックボールスプリングは使用していないの構造を図1に示す。シリンダ中央部のリターンスプ

が，解析手法としては含めた系により行った。プラン

リングにより，ベルトに一定の張力を付与し，下部にジャに余弦波状の変動荷重が作用したときのプランジ配置された油圧ダンパ部により，ベルトの張力変動に

ャ挙動,チェックボール挙動，作動油の流れ，圧力室伴うプーリ振動を抑制する。

の圧力等を解析する。運動方向は軸方向のみを考える。

*自動車製品技術部-48-

油圧式オートテンショナの動特性解析

F＝A cos nωt＋B

XP

XB

チェックボールの変位aチェックバルブ部のオリフィス面積eP

プランジャ座面の反発係数

er

リテナの反発係数f

加振周波数f ric プランジャとスリーブの固体摩擦力

XB

g

重力加速度

h

プランジャとスリーブの半径隙間m

スリーブの振動周波数mB チェックボールの質量
チェックボールスプリング

mP プランジャの質量Pi
プランジャスプリング

n

気筒数／2

rP

プランジャの半径γ

作動油の単位重量

ηB チェックボールの作動油による減衰係数
XC＝AC cos（mωct＋θ）

図2 解析モデル
Analysis modelθ

スリーブの振動位相

κ

比熱比

μ

作動油の粘性係数

ω

クランク軸の回転角速度

ωC スリーブの振動角速度

3. 2 記号A

プランジャの加振力振幅Ac

スリーブの振動振幅

B

加振力の平均値Cd

チェックバルブ部の流量係数

3. 3 基礎方程式
3. 3. 1 チェックボールの運動
図3に示す解析モデルを用い，チェックボールがプ
ランジャ座面とリテナの間を往復運動する場合を考える。チェックボールはリテナとプランジャ座面にFBO チェックボールスプリングの初期押付け荷重
K

作動油の体積弾性率

KB

チェックボールスプリングのばね定数

KP

プランジャスプリングのばね定数

L

プランジャ長さ

LB

チェックボールのストロークPo

リザーバ室の圧力

Pi

圧力室の圧力

衝突し，それぞれ反発係数 er，epで反発する。
・・

・①チェックボールとプランジャ座面の衝突によるチェックボールの速度変化
・

・

・

・

XB+＝XB-＋（XP−XB-（1＋）eP）

QB チェックバルブ部を流れる作動油流量②チェックボールとリテナの衝突によるチェックボ

QP プランジャとスリーブの隙間を流れる作動油流量SB

チェックボールの有効受圧面積ールの速度変化SP

プランジャの断面積

XB+＝XB-＋（XP−XB-（1＋
）
er）

VO

圧力室の作動油体積Va

圧力室に混入した空気の体積

・

VaO 圧力室に混入した空気の体積（大気圧）XO プランジャの原点位置
XC

スリーブの変位XF

圧力室の長さXP

プランジャの変位

・mB XB＝（Po−Pi）SB−ηB（XB−XC）−KB（XB−XP）−FBO
XC＝AC cos（m ωC t＋θ）

-49-

・

・

・

XB−XP

XB

XP

PO
プランジャ

SB
反発係数 ep

チェックボールmB

チェックボールストローク LB

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

PO
オリフィス面積 a
プランジャ

QB＞0

チェック
ボール
Pi

KB
チェックボールスプリング

図5 チェックバルブ部を流れる作動油
Oil flowing through check valvePi

反発係数 er

リテナ②プランジャとスリーブの間を流れる作動油流量

図3 チェックボールの運動
Movement of check ball

図6に解析モデルを示す。スリーブとプランジャの隙間を流れる作動油の速度分布は圧力室とリザーバ室

3.3.2 プランジャの運動の圧力差に依存するとする。

図4に示す解析モデルを用い，プランジャの運動を

QP=2rpπh3（Po−Pi）/12μL記述する。チェックボールがプランジャに及ぼす力は小さいとして無視する。
・・

mPXP＝A cos nωt＋A−（Pi−Po）SP・・−KP（XP−XC）−sgn（XP−XC）f ric

rp

h

PO

但しsgnはプラスまたはマイナス記号を示す。
プランジャ

原点

作動油の
速度分布

L

加振力
F＝A cos nωt＋B

Xo

XP

Po

Pi
プランジャ

QB＞O

mP

図6 プランジャとスリーブ間を流れる作動油
Oil flowing between plunger and sleeve
プランジャスプリング③ 流出入-流量とプランジャ速度

KP

プランジャの移動速度と流出入-流量の関係を考える。作動油は圧縮性を考慮し，空気が圧力室に混入しPiている場合は，膨張・圧縮は，断熱的に行われるもの
スリーブの振動XC＝AC cos（mωCt＋θ）とする。
作動油の流出入-流量総和と圧力室の体積変化の釣図4 プランジャの運動
Movement of plunger

合いより，
・

3.3.3 圧力室とリザーバ室間を流れる流量

・

・

・

SP（XP−XC）−Va−Vo＋QP＋QB＝0
Vo＝（XF−XP＋XC）SP1/κ
Va＝（Po/Pi）
VaO
・･
Va＝（−Va /κPi）Pi・･
Vo＝（−Vo/K）Pi①チェックバルブを流れる作動油流量
図5に解析モデルを示す。チェックバルブ部を流れる作動油の抵抗はオリフィス面積に依存するとし，乱流時の動圧抵抗について考える。

QB＝Cd・asgn（Po−Pi）√2g｜Po−Pi｜/γ
但しsgnはプラスまたはマイナス記号を示す。
-50-

油圧式オートテンショナの動特性解析

室からリザーバ室に逆流していることがわかる。

4. 計算結果と考察

圧力室とリザーバ室間の流出入量が多いとプランジ

上記方程式に代表的なパラメータを代入し，チェッャの振幅が大きくなり，結果として圧力室の負圧も大クボールの衝突点近傍を細分化したルンゲクッタ法できくなる。また，負圧が大きいとプランジャ突出時の数値解を求める。

抵抗が大きくなり，突出速度も低下する。同一のプラ
ンジャ加振力が作用し続けると，プランジャは徐々に

プランジャの加振力一周期中の内部挙動例を図7に押し込まれ，プランジャスプリング力の増加により，

示す。

突出

プランジャ

プランジャとチェックボールが一体

図8〜11に若干のパラメータについてプランジャの安定位置の計算結果例を示す。

押込

プランジャ
チェックボールの変位（XP, XB）

加振力とバランスする安定位置まで押し込まれていく。

チェックボール
バルブの閉じ遅れ

リテナと衝突図8よりプランジャ加振力の振幅が大きい程，押込
まれ方向に移動する。これは，加振力が大きい程，プ

0

π
角位相

2π

ランジャとスリーブの隙間からリザーバ室に流出する

ωt

きくなる程押込まれ方向に移動するのは，周波数が大

流出

圧力室から
リザーバ室に逆流

きくなるとチェックボールの慣性力により，図7で示する作動油量が多くなることに起因する。

π
角位相

2π

XP

ωt

大気圧
0気圧
0

π
角位相

押込まれ側

0

プランジャの位置

圧力室に流入したように閉じ遅れが大きくなり，リザーバ室に流出

圧力室の圧力 Pi

オイル流量

Q

作動油量が多くなることに起因する。加振周波数が大2πωt

図7 プランジャ加振力一周期中の内部挙動
Internal movement in a cycle of plunger force

f＝100Hz
f＝50Hzf＝25Hz00

図7上図より角位相π付近を除いて大部分において大
プランジャ加振力の振幅

A

図8 プランジャ加振力の振幅，周波数の影響
Influence of plunger force amplitude and frequency

プランジャとチェックボールは一体となり，プランジ
ャの油路を閉じている。角位相π付近においてチェッ
クボールはプランジャを離れ，リテナと衝突後，再びプランジャと一体化し，バルブを閉じる。図7中央図

図9より，チェックボールは加振力の周波数だけプより，角位相π付近を除く大部分において，作動油はランジャ座面とリテナ間を往復するため，加振力が高プランジャ外周部のわずかの隙間を通って圧力室から周波になるほどチェックボールの慣性力が大きくな

リザーバ室に流れる。流量が少ないため，図中ではほり，チェックボールストロークがチェックバルブ部を

とんどわからない。角位相π付近では，バルブの開閉

流れる流量に与える影響が大きくなる。加振周波数がが行われ，大流量の作動油が圧力室，リザーバ室間を大きくなる程，最適なチェックボールストロークは小流出入する。チェックボールがプランジャ座面から離さい方向に移動する。

れ，リテナと衝突後再びプランジャ座面に向かう時，
閉じ遅れが生じ，閉じる直前には多量の作動油が圧力-51-押込まれ側ものはバルブが早く開くのがわかる。結果として作動油が素早く圧力室に流入し，圧力室の負圧化を軽減している。

プランジャの位置

押込まれ側

f＝100HzXP

f＝50Hzf＝25Hz00

大チェックボールストローク

f＝100Hz A＝大
f＝100Hz A＝小f＝ 25Hz A＝大プランジャの位置

XP

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

LB

図9 チェックボールストロークと加振周波数の影響
Influence of check ball stroke and plunger force frequency

0
リテナに押付け図10から作動油粘度が一定値以上であれば，プラ0

プランジャ座面に押付けチェックボールスプリングの初期押付け荷重

ンジャとスリーブの隙間はほとんど機能への影響がな

FBO

図11 チェックボールスプリングの初期押付け荷重と加振振幅，周波数の影響
Influence of check ball spring load and plunger force
amplitude, frequency

いのがわかる。これは，プランジャとスリーブの隙間
を流れる油量より，チェックバルブ部の作動油流れがf＝100Hz

突出

π

角位相
プランジャ

FBO
リテナに押付け押込み

チェックボール
プランジャの変位（XP, XB）

h＝大
h＝中
h＝小

プランジャの位置

XP

押込まれ側

支配的になるためである。

チェックボール
FBO＝0

FBO
プランジャ座面に押付け

f＝25Hz

図12 チェックボールスプリングの初期押付け荷重とチェックボール挙動
Check ball spring load vs check ball movement0
大作動油の粘度μ

図10 作動油粘度とプランジャ，スリーブ間隙間の影響
Influence of oil viscosity and clearance between plunger and sleeve

5.

まとめ

図11よりプランジャ加振力の振幅と周波数毎に最上記解析の結果は，実際のエンジンに取付けた場合

適なチェックボールスプリング荷重が存在し，加振力のオートテンショナ挙動を良く表していることを確認の振幅，周波数が大きいほどチェックボールをリテナしており，各パラメータの機能への影響を把握し，そに押し付ける方向のスプリング設定が良いことになの結果を NTN 油圧式オートテンショナの設計に反映る。チェックボールをプランジャ座面に押し付ける従している。今後，更なる高機能，高信頼性を追求し，来のチェックボールスプリングはダンピング性能に悪エンジンのメンテナンスフリー化に貢献していきたい。

影響を与えるのがわかる。

参考文献
1）川島 NTN TECHNICAL REVIEW No.61 P57
2）古谷，川島 NTN TECHNICAL REVIEW No.65

図12はチェックボールスプリングの押付け荷重を変えた場合のチェックボールの動きを比較したものであるが，押付け荷重がマイナス（リテナ側に押付け）の

P30

-52-

[論 文]

dn 値350万 超高速円筒ころ軸受の運転性能
藤 井 健 次*Operating Characteristics of Ultra-High Speed Cylindrical Roller Bearing
Operating at 3.5 Million DN
By Kenji FUJII
The innovative gas-generator demands the use of cylindrical roller bearings that operate at highspeeds (3〜4million DN) and high temperatures (300〜400˚C). A cylindrical roller bearing (borediameter=140mm) has been evaluated at test conditions of 3.5 million DN using an under-race
oil delivery system with 100˚C lubricating oil. The subject bearing was successfully
demonstrated under these high speed test conditions through the optimization of both radial
clearance and under-race lubrication oil flow rate.

1. まえがき

2. 試験軸受の仕様

近年，国際的石油備蓄量の減少，地球環境保護への試験軸受は，図1に示す内径φ140，外径φ185，

関心が高まる中で，熱効率の向上，小型軽量化，NOｘ

幅36のＮ型円筒ころ軸受である。内輪軌道面の端に排出量の削減を実現する革新ガスジェネレータの開発

はアンダーレース潤滑用給油穴が円周上に2箇所（両が期待されている。こうした背景の中で（株）先進材

端で4箇所）設けられている。本軸受の仕様を表1に示

料利用ガスジェネレータ研究所（AMG;Research

す。組込み前ラジアルすきまは，93μm，138μm，Institute of Advanced Material Gas-Generator）

183μmの3通りである。Si3N4製転動体以外は，現は，基盤技術センタと民間企業14社の共同出資で

行材料と同じである。以下，Ｍ50転動体を使用した

1993年に設立された。この研究プロジェクトでは，軸受を標準軸受，Si3N4ころを使用した軸受をハイブ

10年間で，20％燃費向上，50％の重量軽減およびリッド軸受と呼ぶ。

70％のNOｘ削減を目的とし，革新材料を利用したガ
スジェネレータの基盤技術の確立に取り組んでいる。

36

この目的を達成するため，ガスジェネレータに使用

26
外輪
転動体

される円筒ころ軸受には300℃〜400℃の軸受温度でdn値300×104〜400×104の運転が要求される。
円筒ころ軸受の運転条件としては，実用レベルで保持器

240℃，dn値250×10 4，文献では200℃，dn値

dn値350×10 4の運転を達成したのでその結果を報

アンダーレース潤滑
給油穴φ1.2

告する。

図1 試験軸受の構造
Schematic diagram of test bearing*軸受技術研究所

-53-

φ185

内輪
盗み部

P.C.D.164

今回，研究の第1段階として，内輪温度180℃で

φ140

300×104 1) 2)がこれまでの最高水準である。

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）である。軸受の内径左右から等量の潤滑油を供給し，

3. 試験装置と潤滑方法

盗み部から軸受内部を潤滑している。潤滑油は現行油

図2に試験装置を示す。本試験装置は，試験軸受組であるエッソターボオイル2380を使用した。その性込み部と支持軸受部から構成されている。増速機で増状を表2に示す。この油の引火点260℃と運転中の昇速したモータの回転出力を図の左から主軸に伝達して温を考慮して，今回の試験では給油温度を100℃といる。主軸，および保持器の回転数は，それぞれに加した。

工された6箇所の切欠の通過を，ギャップセンサによりパルス検出することで測定している。内輪，外輪おスクイズダンパー
供試軸受
給油
外輪温度測定用熱電対保持器回転数測定用センサ

よび給排油の温度はＫ型熱電対を用い，内輪温度は水
銀スリップリングを介して測定した。振動は試験軸受
ハウジングの上側に取り付けたピックアップで測定しアンダーレース
給油（左）た。

アンダーレース
給油（右）
外輪温度測
定用熱電対

軸受の潤滑は図3に示すようなアンダーレース潤滑

表1 試験軸受の仕様
Test bearing specifications
材 質
ラジアルすきま
（μm）

回転力入力

軌道輪

M50

転動体

Si3N4，M50

保持器

SAE4340+銀メッキ

組込前

93

138

183

組込後

32

77

122

転動体ピッチ円径φ164

転動体サイズ

φ11×11

転動体個数

図3 アンダーレース潤滑方法
Under-race lubrication system
表2 潤滑油の代表性状
Characteristics of lubricant
銘

36

柄

動粘度，mm2/s

給油溝数

2カ所

アンダーレース潤滑 給油穴径

φ1.2

引火点，˚C

給油穴数

4カ所

比 重，60/60F

アンダーレース給油
支持軸受

振動ピックアップエッソ・ターボオイル2380
40˚C

23.8

100˚C

5.0
260
0.9752負荷軸受

供試体

保持器回転数検出センサ
水銀スリップリング（内輪温度，主軸温度）

外輪温度測定用熱電対

アンダーレース給油

図2 試験装置
Schematic view of test equipment-54-dn 値350万 超高速円筒ころ軸受の運転性能

回転速度の影響もあるが，ラジアル荷重が大きくな

4. 軸受運転試験と結果

ると保持器すべりが減少することがわかる。この特高温高速条件で円筒ころ軸受を運転すると，熱や遠性はHarrisが示した傾向6)と一致しており，荷重によ心力によるすきま減少3)のため，寿命低下や，転動体

り内輪と転動体の接触荷重の増加が駆動力を増大さ4)せた結果と考えられる。

のすべりによるスキッディング損傷 の問題が生じることがある。そこで，本運転試験では内外輪温度（軸ガスジェネレータ用軸受は軽負荷であることを考

受すきまの変化）や転動体のすべりに着目した性能評慮すれば，保持器すべりの大きいラジアル荷重0の条価を行った。

件で運転評価する方が適切と考え，以下の試験は無負荷で行った。

4.1 標準軸受
4.1.1 転動体のすべりに及ぼすラジアル荷重の影響

4.1.2 軸受温度と保持器すべり率

転動体のすべりに及ぼすラジアル荷重の影響を調べ

組込前すきま93μmの軸受を給油量6R/minで潤た。

滑した時の回転速度と軸受温度の関係を図5に示す。

転動体のすべりは，直接測定が難しいので，下記の回転速度と共に軸受温度は上昇し，内輪温度145℃，式で表される保持器すべり率Csによる評価が一般的に

外輪温度210℃でdn値350×10 4 の運転を達成し5)行われている 。

た。この時の保持器すべり率は図6のように高速運転

Nc
Cs=（1−―――）×100
Ntc

時ほど小さくなるが，全般的に5％以下で安定してい
(%)

（1）

た。図5の軸受温度による軌道輪の熱膨張と内輪の遠心膨張から計算した運転すきまを図7に示す。dn値

Nc ：保持器実測回転数(rpm)150×104から250×104の中速域では図5に示し

Ntc：保持器理論回転数(rpm)

たように外輪温度が内輪温度より高くなるため外輪の熱膨張によりすきまは増加しプラスとなる。それ以上の高速では，遠心力による内輪膨張のため逆に

Nsdw
Ntc= ――×（1−―――）
2
Dp

（2）

すきまは減少し，dn値350×104において約−25μmの負すきまとなった。

Ns ：主軸回転数（rpm）
Dp ：転動体ピッチ円径220

dw ：転動体の径

標準軸受
組込み前すきま93μm
給油量 6R/min

200
180

温度

℃

ラジアル荷重と保持器すべり率の関係を図4に示す。

内輪
外輪

160
140

25
120

保持器すべり率％

荷重 Fr=0 kN
荷重 Fr=3 kN

20

100

荷重 Fr=6 kN

80100

荷重 Fr=9 kN

15

標準軸受
組込み前すきま183μm
給油量 8R/min

200

250

300

350

回転速度×104 dn

10

図5 回転速度と軸受温度
Bearing temperature during operations

5

0
100

150

150

200

250

300

350

回転速度×104 dn

図4 ラジアル荷重と保持器すべりの関係
Effect of shaft speed on cage slip for various radial loads

-55-

400

保持器すべり率％

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

外輪転動体荷重

20

外輪

標準軸受
組込み前すきま93μm
給油量 6R/min

10

遠心力
0
100

150

200

250

300

350

ωc

転動体
ωr

400

4

回転速度×10 dn

ωi

図6 保持器すべり率
Effect of shaft speed on cage slip

内輪転動体荷重

図8 軸受寿命解析モデル
Analysis model30
標準軸受
組込み前すきま93μm
給油量 6L/min

20

100

10

ハイブリッド軸受

軸受転動疲労寿命比

運転すきま μm

内輪

0
−10
−20
−30
100

150

200

250

300

350

10

1
計算条件
荷重 0
運転すきま 0400

回転速度×104dn

0.1
200

図7 運転すきま
Radial clearance during operations

標準軸受

250

300

350

400

回転速度×104 dn

図9 転動体材質と軸受転動疲労寿命
Effect of roller material on bearing fatigue life

4.2 ハイブリッド軸受
図10はdn値400×104で運転すきまと寿命の関係

4.2.1 転動体材質と軸受の寿命
運転中の転動体荷重の解析モデルを図8に示す。内を示している。運転すきまが−5μm以下で寿命は急輪や外輪の熱膨張や転動体に働く遠心力，内輪の遠心激に短くなるので，これ以上大きな運転すきまを確保

膨張によるすきま変化を考慮して転動体荷重を求め，する必要がある。すきま−5μm以上で寿命が一定とLundberg & Palmgrenの理論式から軸受寿命を計なるのは，遠心力による転動体荷重が外輪のみに作用算できる。

し，内輪側の荷重が0となるためである。

運転すきま0と仮定して，転動体の遠心力のみによる標準軸受とハイブリッド軸受の計算寿命を図9に示10

軸受転動疲労寿命比す。軸受転動疲労寿命比は目標寿命に対する計算値の比率を示している。Ｍ50製転動体を使用するとdn値
330×10 4 以上では目標寿命を満足できなくなり，dn値350×104では目標の30％となる。一方，ハイブリッド軸受は，転動体が軽量であるため，dn値

1

計算条件
ハイブリッド軸受
dn値400×104
ラジアル荷重 00.1

400×10 4でも目標寿命を満足している。標準軸受
0.01
−20

は，図5に示したようにdn値350×10 4の運転はできたが寿命の問題がある。したがって，本研究の最終

−15

−10

運転すきま

目標であるdn値400×10 4での寿命を達成するため

−5

0

μm

図10 ハイブリッド軸受の運転すきまと転動疲労寿命
Effect of radial clearance on bearing fatigue lifeには，Si3N4ころを使ったハイブリッド軸受は必須である。ハイブリッド軸受は，長寿命だけでなく，耐焼
き付き性，耐摩耗性および耐スキッディング損傷にも優れており7）高速運転に適している。
-56-

dn 値350万 超高速円筒ころ軸受の運転性能

4.2.2 ハイブリッド軸受のすきまの影響

50％

給油量を8R/min一定とし，ハイブリッド軸受のす保持器すべり率

きまを変えた時の運転温度，保持器すべり，運転すきまおよび最大接触面圧をそれぞれ図11，図12，図13，図14に示す。
最高回転数はすきまが大きい軸受ほど高く，組込み
前すきま93μm，138μmおよび183μmで，それぞれのdn値で240×104，280×104，350×104

給油温度：100℃
給油量：8R/min

40

20
運転中止

10
0
100

4

組込前
すきま
183μm

組込前
すきま
138μm

30

組込前
すきま
93μm

200

であった。dn値350×10 に到達しなかった軸受は，

300

400

4

回転速度×10 dn

モータ過負荷のため運転を停止したものである。この

図12 ハイブリッド軸受の保持器すべりに及ぼすすきまの影響
Effect of radial clearance on cage slip of hybrid bearing

時の最大接触面圧は図14から900MPaであった。
dn値350×10 4における軸受（組込み前すきま183μm）温度は内輪で180℃，外輪で160℃であった。

120

保持器すべり率は，概ねすきま大ほど大きくなる傾μmに異常はなく，試験後の軸受に摩耗等の損傷も認めら

運転すきまれない。このすべりが大きくなるとスキッディング損傷を生じることがある。経験値としてすべり10％以下
であれば問題ないと考えられている3）。この判断基準

給油温度：100℃
給油量：8R/min

組込前
すきま
183μm 組込前
すきま
138μm

100

向が見られる。dn値350×10 4ではすべり2％で特

80
60

組込前
すきま
93μm

40

運転中止

20

4

に照らしても，今回のdn値350×10 の運転は問題

0

ないと考えられる。保持器すべりが10％以上の運転−200

条件については，図10に示したようなすきまと寿命

100

200

300

400

回転速度×104 dnの関係も考慮した軸受すきまの設計が必要となる。

図13 ハイブリッド軸受の運転すきま
Radial clearance of hybrid bearing during operations

150

MPa

運転中止

組込前
すきま
93μm

内輪軌道面最大接触面圧

軸受温度

℃

200

組込前
すきま
138μm

100
組込前
すきま
183μm

50
100

給油量 8R/min
図中の白抜きポイントは
内輪温度，塗りつぶし
ポイントは外輪温度。

1 000
給油温度：100℃
給油量：8R/min

800

運転中止
組込前
すきま
93μm

600
400

組込前
すきま
138μm

200
0
0

200

300

400

組込前
すきま
183μm

50

100

150

200

250

300

350

回転速度×104 dn

回転速度×104 dn

図11 ハイブリッド軸受の運転温度に及ぼすすきまの影響
Effect of radial clearance on hybrid bearing temperature

図14 ハイブリッド軸受の最大接触面圧
Maximum contact stress of hybrid bearing

-57-

400

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

4.2.3 ハイブリッド軸受の必要潤滑油量

5. あとがき

軸受すきま183μmの軸受を使い潤滑油量を変えた時の軸受温度を図15に示す。給油量4R/minとガスジェネレータ用円筒ころ軸受のすきまやアンダ

6R /minの条件では，振動大のためそれぞれdn値

ーレース潤滑油量の適正化により，内径140ｍｍの300×10 4 とdn値330×10 4 で停止した。dn値

軸受を給油温度100℃，内輪温度180℃で，dn値350×10 4運転には8R/min以上の給油量が必要で350×10 4の運転を達成することができた。そのたあることがわかった。

めの条件と運転特性を以下にまとめる。
1）ラジアル荷重が大きくなると，転動体のすべりは小さくなる。

150

給油量4R/min，内輪
給油量4R/min，外輪
給油量6R/min，内輪
給油量6R/min，外輪
給油量8R/min，内輪
給油量8R/min，外輪

2）従来材料を使った軸受でも運転は可能であるが，軸受寿命を考慮すると転動体にSi3N4を使用した

運転中止

ハイブリッド軸受が必要である。
3）ハイブリッド軸受の潤滑油量は8R/min以上必要

温度

℃

200

である。
100

4）ハイブリッド軸受は，すきま183μmでdn値
350×104の運転ができたが，今後の更なる高温

50100

高速運転を可能にするためには，寿命と転動体す
200

300

400

べりの両方の問題を解決するすきま設計が肝要で

回転速度×104 dn

ある。

図15 ハイブリッド軸受の潤滑油量と最高回転数
Effect of lubricating oil flow rate on hybrid bearing performance

引用文献
1）F.T.Shuler,NASA TP-1413(1979)2）M.Itayama他4名,Yokohama International Gas
Turbine Congress(1995),Ⅲ-231
3）藤井他2名,日本トライボロジー学会トライボロジー
学会予稿集,(1996-10),417
4）J.V.Poplawski,Journal of Lubrication
Technology, Vol.94 No.2(1972),143
5）B.A.Tassone,J.Aircr.,Vol.12 No.4(1975),281
6）T.A.Harris,ASLE Trans.,Vol.9 No.3(1966),229
7）F.D.Slaney,ASME Paper 94-GT-112(1994)-58-

[論 文]

低速条件下の転がり軸受寿命
赤 松 良 信*Effects of Low Speed on Rolling Bearing Fatigue LifeBy Yoshinobu AKAMATSU
Rolling bearing life tests were conducted to study the effect of low speed on the fatigue life of
30 mm bore cylindrical roller bearings at inner race speeds from 19 to 3725rpm and EHL oil film
parameter LAMBDA (Λ) from 0.09 to 1.2. Under the boundary lubrication conditions, bearing
life was directly related to transit time (TT). As TT increases, life also increases. That is,bearings which run slower have longer lives in terms of bearing revolutions. Both TT and thetotal number of stress cycles affect the decomposition of retained austenite on the inner-race
surface, the microhardness distributions of the inner-race and the magnitude of the inner-ring
surface residual stress. A transit time life factor is suggested for slow moving industrial
equipment roller bearings operated in the boundary lubrication regime.

潤滑条件であるにもかかわらず，計算寿命と比較して

1. まえがき長い場合も多く確認されている。回転速度を変更した

転がり軸受の寿命をその使用条件から予測すること

軸受の寿命試験は円すいころ軸受7−9）や玉軸受10）をは，転がり軸受を使用する技術者だけでなく，設計す

用いて境界潤滑条件で行われているが，それらの寿命る技術者にとっても重要なことである。転がり軸受の試験は回転速度を数百rpm以上としていることもあ

寿命に及ぼす影響因子は多くあり，それぞれに対してり，転がり軸受寿命は油膜パラメータで決定されてい寿命補正に関する実証研究が精力的に行われている。また，円筒試験片を用いた低速あるいは極低速の

1）2）。特に潤滑状態は転がり軸受の疲労寿命に大き転動疲労寿命および転動疲労の発生に関する基礎的なな影響を及ぼし，境界潤滑条件下の軸受寿命は充分潤

研究 11−14）はあるが，境界潤滑条件下の速度の影響

滑下の軸受寿命に比べ低下する。現在では，「弾性流を系統だって研究した例はほとんどない 15）。本稿で

体潤滑理論により求まる油膜厚さｈと転動体と軌道輪

は，油膜パラメータが1.2以下の境界潤滑条件下で行の二乗平均粗さの合成粗さσとの比」で定義される油った低速回転の円筒ころ軸受の寿命試験結果ならびに膜パラメータΛ（＝ｈ／σ）と転動疲労寿命の関係がそれら軸受の調査結果を報告する。

る3）

寿命補正係数として使用されている 。一方，境界潤
滑条件下の転動疲労寿命が油膜パラメータだけでは一2. 実験条件

義的に決まらない例として，表面粗さの方向性4）や突起形状5）6）などの要因が明らかになっている。

試験は，円筒ころ軸受N2206（内径30mm，外転がり軸受が境界潤滑条件で使用される場合の特徴

径62mm，幅16mm）を用いて行った。軸受の鋼種

的な使用条件の一つに数十rpm程度の低速回転があは，浸炭鋼JIS SCM420である。転動体ならびに軌り，従来から実際の使用環境ではその使用条件が境界

道面には超仕上げ加工を施した。図1に試験に使用した寿命試験機の構造を示す。この試験機では，同時に2個の軸受の寿命試験ができる。ラジアル荷重はレバ*軸受技術研究所

ーを介してばねにより回転軸中央の負荷用軸受と2個-59-NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）の試験軸受に負荷される構造になっている。回転軸は，3. 試験結果及び考察

インバータ制御された駆動用モータによりプーリを介

3.1 油膜パラメータと軸受寿命の関係

して所定の速度で駆動される。潤滑油にはタービン油
VG56を用いた。潤滑方法は循環潤滑である。試験中

試験結果を整理して，表2に示す。それぞれの試験

は，オイルタンク内および給油配管に設置したヒータに供した軸受の数は異なるが，総試験軸受数は85個を用いて試験軸受外輪の温度を所定の温度に設定した。

である。8種類の試験の内，2種類の試験（試験Ｅと転がり軸受の寿命試験は，境界潤滑条件下で行った。

試験Ｇ）では途中で試験を打ち切った。他の6種類の潤滑状態を表す油膜パラメータΛは0.09から1.2の試験では，各試験においてはく離した軸受の運転時間範囲である。内輪の回転速度の範囲は，19rpmからをワイブル分布にあてはめ，10％寿命，50％寿命な

3 725rpmであり，荷重を2.5GPaから4.2GPaとらびに傾きを算出した。これら各試験の10％寿命として，8種類の条件で寿命試験を行った。実験条件のそれぞれの計算寿命との寿命比を求め，試験Ａの寿命

詳細は，表1に示すとおりである。表中の油膜パラメ

比を基準とした相対寿命を求めた（表2）。ここで，ータならびにヘルツ最大接触圧力Pmaxは，内輪ところ

油膜パラメータが1.2の試験Ａの相対寿命を1としたとの接触部の値である。軸受温度は，外輪外径面の温のは，円筒ころ軸受の油膜パラメータと寿命の関係を度である。試験Ａは今回の寿命試験において基準とな示したSkurkaの実験結果7）のLIFE FACTORとの比る条件の試験で，その油膜パラメータの値は1.2，

較を行うためである。したがって，表2の相対寿命はPmaxは2.5GPaである。

ISOの潤滑係数ａ316）に相当する。
相対寿命と油膜パラメータの関係を図2に示す。同
図には，Skurkaの円筒ころ軸受の寿命線図も付記し試験軸受た。Skurkaの線図では，油膜パラメータが大きい場
合には，潤滑状態が良好であり相対寿命は大きいが，油膜パラメータが2未満では潤滑膜の破断が発生する
ため油膜パラメータの減少とともに相対寿命は急激に減少し，油膜パラメータが1未満では潤滑膜が形成されないため相対寿命が小さくかつ一定の値となっている。
図2には，相対寿命を求めた6種類の試験結果をプ

図1 軸受寿命試験機
RCF tester for roller bearings

ロットしたが，油膜パラメータが0.5未満の2種類の表1 試験条件
Test conditions
A

B

C

D

油膜パラメータ

1.2

1.2

0.6

0.6 0.28

0.2

0.09 0.42

Pmax, GPa

2.5

4.2

3.5

4.2

3.5

4.2

4.2

4.2

回転速度, rpm 2900 3725 1270 1385

98

107

19

400

軸受温度, ℃

40

40

40

60

80

80

80

80

E

F

G

表2 試験結果
Test results
試験

A

試験個数

13

はく離個数

5

10%寿命比*相対寿命**

B

C

D

8

14

4

13

1

F

14

2

9

0

0.54 0.26 0.71

Skurka（7）
3

2

1

E

0.96 0.52 0.25 0.68

4H

Relative Life

試験

G

H

13

8

13

8

0

7

NA

2.98

NA

1.92

NA

3.10

NA

2.00

0
0

1

2

3

Lambda図2 油膜パラメータと相対寿命の関係
Relation between LAMBDA and relative lives*10%寿命／計算寿命**試験Aの10%寿命比を1とした寿命-60-低速条件下の転がり軸受寿命試験結果がSkurkaの結果と大きく異なっていることしている。図3より，接触時間が大きくなると修正相がわかる。すなわち，小さな油膜パラメータであっ

対寿命も大きくなる傾向が認められた。修正相対寿命ても相対寿命が著しく長くなっている。これらは試は接触時間の約0.4乗に比例する。

験Hおよび試験F（油膜パラメータ0.42および0.28）

3. 3 損傷形態

であり，試験条件の特徴は表1より，回転速度がそれぞれ400rpmならびに107rpmと低いことである。

未はく離停止した軸受を除くすべての軸受には，は

本試験は，基準試験とした油膜パラメータ1.2の場合

く離が発生していた18)。はく離の一例を図4に示すが，を除くとすべて0.6以下の潤滑膜が形成されない境界

どの軸受もはく離の形態は起点部が表面に認められる潤滑状態で行った。したがって，本試験条件下にお表面起点型はく離であり，回転速度の影響は認められ

いて寿命に及ぼす回転速度の影響を検討する場合，なかった。
また，回転速度が低い場合には転がり摩耗が発生し潤滑状態の差は考慮する必要はない。
以上より，境界潤滑条件下の軸受寿命は油膜パラ

疲労の進行が遅れることが考えられるが，図5に示す

メータの値では一義的に決まらず，回転速度の影響

ように計算寿命時間に比べ3倍以上運転した場合におを強く受けることが推定される。

いても，回転速度に依存せず軌道面には摩耗はほとん
ど発生していなかった。

3. 2 接触時間と軸受寿命
図3に本試験結果ならびに文献 17)の結果をあわせた，回転速度と寿命との関係を示す。従来から軸受の回転速度をあらわす尺度としては，dn値（内径ｘ回転数）が用いられているが，ここでは，内輪の表面がヘルツ接触幅を通過する時間（接触時間：Transit Time）を用いた。これは，表面の負荷履歴を従来に比べより正確に表現するためである。図3の修正相対寿命は，図2の相対寿命に対して2.5GPaの場合の寿命を基準として面圧の補正を行った結果である。
なお，
文献17)の実験は，
円筒ころ軸受（40x90x23）

図4 はく離の観察例（試験Ｃ，1.32×L10h）
Example of flaking (Test C,1.32xL10h)

を回転速度が38rpmから3 600rpmの範囲で行ったものである。図3の接触時間が16msの実験データは，
表2の試験Gの未はく離軸受8個の運転時間を全数はく離したと仮定して求めたもので，参考のため付記

19rpm : 3.1×L10h

Adjusted relative L10 life100

107rpm : 15.2×L10h

101400rpm : 3.0×L10h

文献（17）
本報
0.1
0.01

0.1

1

10

100

5μm

Transit time, ms

3725rpm : 3.9×L10h

図3 接触時間と修正相対寿命の関係
Relation between transit time and adjusted
relative life

1mm

図5 外輪最大負荷部の母線（4.2GPa）
Surface profiles of Outer-ring raceway (4.2GPa)-61-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

3. 4 材料の組織変化

3. 4. 2 断面硬度変化

転がり接触によって材料の組織が変化することはよマ イ ク ロ ビ ッ カ ー ス 硬 度 計 を 用 い て ， Pmaxがく知られている。以下には残留オーステナイトの組織

4.2GPaの試験条件で運転した軸受内輪の断面硬度分変化，硬度変化，圧縮残留応力の生成に関する調査結布を測定した。19rpmの軸受の場合を，図7に示す。

果を報告する。

試験前の内輪の表面硬度はHV800であり，40μm

3. 4.1 残留オーステナイトの分解深さ位置でHV760に低下し，内部硬度と等しかった。

残留オーステナイトは転動接触によってマルテンサ

この表層部の高硬度層の生成は加工によるものと思わ

イトに変態することはよく知られている。Ｘ線測定装れる。図7より，表面ならびに内部の硬度は，負荷回置を用いて，Pmaxが4.2GPaの試験条件で運転した軸数の増加とともに上昇していることがわかる。断面硬受内輪表面の残留オーステナイトの変化を調査した。

度分布の硬度ピーク部の深さは，最大せん断応力位置

図6に負荷回数と残留オーステナイト比（試験後の残深さとほぼ一致した。107rpmおよび400rpmの試留オーステナイト／試験前の残留オーステナイト）の験の場合も，図7と同様に，負荷回数の増加に伴って関係を示す。どの回転速度の場合も，転動初期に残留硬度が上昇した。

オーステナイト比が急激に低下し，その後は，負荷回

図8に約120万回負荷後の内輪の断面硬度分布を示数の増加とともに残留オーステナイトが徐々に減少す

す。回転速度にかかわらず，表面および内部の硬度上る傾向が認められた。この負荷回数と残留オーステナ

昇が認められた。107rpmと400rpmの試験の場合，

イト量の関係は，完全流体潤滑条件の場合の接触面に硬度変化の状態にほとんど差が認められなかった。一

おける結果 19） と同じである。回転速度が高い場合

方，3725rpmの試験の内輪は，断面硬度分布の形状（1 375rpm，3 725rpm）は，残留オーステナイト
比は負荷回数の増加とともに急激に減少した。一方，回転速度が低い場合（19rpm，107rpm，400rpm）

950
NEW

Microhardness, HV

は，負荷回数が100万回以上では，残留オーステナ
イト比は負荷回数の増加とともに緩やかに減少した。
油膜パラメータが小さい境界潤滑条件下において，残留オーステナイトの分解は回転速度の影響を受けることがわかる。

0.87 E6 rev.

900

2.91 E6 rev.
7.20 E6 rev.

850
800
750
700
0

50

1.0

150

200

250

RPM

107 RPM

0.9

400 RPM

図7 試験Ｇの内輪の断面硬度分布（19rpm）
Microhardness distributions of inner-race1385 RPM
3725 RPM

0.8
0.7

950

0.6
Microhardness, HV

Retained austenite ratio

19

100

Depth below surface, μm

0.5
0

5

10

15

20

Running time, millions of inner-race revolutions

図6 残留オーステナイト比の変化
Change in retained austenite ratioNEW
107 RPM
400 RPM
3725 RPM

900
850
800
750
700
0

50

100

150

200

250

Depth below surface, μm

図8 120万回負荷後の内輪の断面硬度分布
Microhardness distributions of inner-race after 1.2 million
revolutions-62-低速条件下の転がり軸受寿命

は他の回転速度の場合と同じであるが，すべての深さ

長くなるほど内輪表面には圧縮残留応力が生成されてで低速の場合より大きい硬度であった。図9は，5種いないことがわかる。この残留圧縮応力の生成状態は，類の試験における約650万回負荷後の内輪の断面硬図6の残留オーステナイトの減少とよく対応がついて度分布である。図8の120万回負荷後の断面硬度分布いることから，圧縮残留応力の生成と残留オーステナと比較して，表面および最大せん断応力位置深さの硬イトの分解に関連があると考えられる。

度が上昇していることがわかる。5種類の回転速度の内輪を比較すると，最も回転速度が大きい3 725rpm

4. まとめの内輪が表面ならびに内部で最も大きな硬度上昇を示した。他の4種類の回転速度では著しい差はなかった。

内径30mmの円筒ころ軸受を，回転速度を19rpm
から3 725rpmとし，油膜パラメータが1,2以下の境界潤滑条件下で転動した結果以下のことが明らかにな

NEW
19 RPM
107 RPM
400 RPM1385 RPM
3725 RPM

Microhardness, HV

950
900

った。
転がり軸受寿命は油膜パラメータの値では一義的に決まらず，回転速度が低い場合には潤滑係数が大きく850なる。境界潤滑条件における転がり軸受の低速運転の場合の潤滑係数は，内輪の表面がヘルツ接触幅を通過

800

する接触時間の0.4乗に比例する関係を用いて補正で

750

きる。
700
0

50

100

150

200

回転速度の大きさにかかわらず，転動による残留オ

250

ーステナイトの分解，硬度分布，圧縮残留応力の生成

Depth below surface, μmの傾向は，完全流体潤滑の場合と同じであった。

図9 650万回負荷後の内輪の断面硬度分布
Microhardness distributions of inner-race after 6.5 million
revolutions

残留オーステナイトの分解，硬度変化，圧縮残留応力の変化は，回転速度が低いほど疲労の進行が遅いことを示した。

3. 4. 3 残留応力の形成
Ｘ線応力測定装置を用いて，Pmaxが4.2GPaの試験
条件で運転した軸受内輪の表面における残留応力を測

参考文献

定した結果を図10に示す。それぞれの軸受の負荷回

1）E. V. Zaretsky：STLE Publication SP-34(1992).
2）T. A. Harris,et al：ASME preprint 95-TRIB-58(1995).
3）E. N. Bamberger, T. A. Harris, W. M.
Kacmarsky, C. A. Moyer, R. J. Parker, J. J.
Sherlock & E. V. Zaretsky：Life Adjustment
Factors for Ball and Roller Bearings An
Engineering Design Guide, ASME, New York,(1971).
4）Y. Akamatsu, N. Tsushima, T. Goto & K.Hibi：
Trib. Trans., 35,4 (1992) 745.
5）D. F. Li, J. J. Kauzlarich & W. E. Jamison：Trans. ASME, J. Lub. Tech., 98,4 (1976)
530.
6）伊藤冬木・赤松良信：トライボロジー会議予稿集（1995-5）535.
7）J. C. Skurka：Trans. ASME J. Lubr. Tech.,
92,2 (1970) 281.

数は図中に示すように120万回前後である。試験前の残留圧縮応力は150MPaであった。図3と同様にCompressive residual stress, MPa

接触時間を用いて測定結果を整理すると，接触時間が

800
B

600

D

1.16 E6
1.83 E6

H

400

200

0
0.01

F

1.20 E6 1.26 E6

Test:G

Inner-race revolutions: 0.87 E6

0.1

1

10

100

Transit time, ms

図10 接触時間と残留圧縮残留応力の関係
Relation between transit time and residual stress-63-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

8）C. Danner：ASLE Trans., 13,4 (1970) 241.
9）C. A. Moyer & A. Bianchi：EHL Symp., I. Mech.
E., C15(1972)95.
10）J. Y. Lui, T. E. Tallian & J. I. McCool：ASLE
Trans., 18,2 (1975)144.
11）P. H. Dawson：J. Mech. Eng. Sci., 4,1(1962) 16.
12）P. H. Dawson：Proc. I. Mech. E., 180, Pt 3B(1965/66) 95.
13）石橋 彰・横手 孝：潤滑,16,9 (1971) 646.
14）市丸和徳・ほか3名：潤滑,23,7 (1978) 496.
15）赤松良信・伊藤冬木：トライボロジー会議予稿集（1994-10）315.
16）ISO 281/1(1990).
17）J. R. Miller & Y. Akamatsu：Trib. Trans.,
40,1 (1997)129.
18）赤松良信：トライボロジー会議予稿集 (1996-10)
10.
19）A. P. Voskamp, R. Osterlund, P. C. Becker &O. Vingsbo：Metal Technology, 7, 1
(1980)14-64-

[解 説]

産業機械・鉄鋼用ＡＳシリーズ軸受の適用事例
那須忍*

Applications of AS Series Bearings for Steel and General Industry
By Shinobu NASU
Recently, bearings used in the steel and general industry areas require various features, withlong life being a perpetual theme. Thus, NTN has developed a long life bearing with a modified
surface chemistry. The surface of these bearings is strengthened by controlling retained
austenite. NTN calls the bearings "AS" (Advanced and Super performance) series. In this article
some typical AS bearings for the steel and general industry areas are discussed along with the
AS bearing attributes.

織とし，熱的安定性を図って長寿命化した軸受がAS

1. まえがきシリーズであり，①清浄油潤滑はもとより，特に異物混入潤滑条件下で軸受に対する要求はますます多様化しているが，産飛躍的な長寿命化が達成される（図1）

業機械・鉄鋼用軸受においては長寿命化が永遠のテーマであり，合せて保守点検期間の延長化も期待されて②耐ピーリング強度が大きいいる。特に最近の過酷な使用条件下においても長寿命③耐摩耗強度に関しても優れているが要求されており， NTN では特殊熱処理を施して軸等の特長があり深みぞ玉軸受（TAB軸受），小形円す

受の軌道面，転動面の表層部に適度な残留オーステナ

いころ軸受（ETA軸受）については一部シリーズ化さイトを生成させ，長寿命化を図った軸受を開発した。

れており，さらに大形の円筒ころ軸受，円すいころ軸

これらの軸受をNTNではAS（Advanced and Super

受，自動調心ころ軸受についてもEA軸受として販売

performance）シリーズ軸受と呼び，各種タイプのされている。

軸受を提供している。ここでは，産業機械・鉄鋼用軸受として長寿命化に貢献している代表的な軸受とその99

累積破損確率（％）

効果について紹介する。

2. ASシリーズ軸受の特長
最近の軸受に対する使用環境はますます厳しくな

80
50

20
10
5

L10（h）寿命比
通常浸炭軸受 22.2 1.0
EA軸受
120.0 5.4

通常浸炭軸受EA軸受り，特に産業機械・鉄鋼用軸受については異物のかみ
1 010

込みや潤滑不具合等による表面起点型損傷が多くなっ

2

4

6 8 1012

4

6 8 1022

4

6 8 103

2

4

6 8

寿命（h）

ている。この表面起点型損傷に対して軌道面の表層部

図1 異物混入潤滑条件での寿命試験結果
Operating life results when lubricant mixed with debris
particles is used

を適度な残留オーステナイトと炭化物を分散させた組*軸受技術部-65-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

イルバスであり，異物混入によるかみ込み圧痕からの3. 産業機械用軸受の適用事例

表面損傷が従来より問題となっていた。EA軸受を使用することにより異物混入潤滑条件での長寿命が確認

ASシリーズ軸受は産業機械では油圧ポンプ，油圧されている。

モータ，コンプレッサ，汎用減速機に使用されており，
建設機械，農業機械，運搬機械ではダンプトラックの3. 2 トラクタの最終減速機遊星装置用軸受

ホイール部，ブルドーザの最終減速機，トラクタのト
ランスミッション，アンローダ走行車輪に，また繊維

重量65トンクラスのトラックタイプトラクタ最終

機械では織機のカム軸用として適用事例がある。この

減速機遊星装置にも円すいころEA軸受が背面組合せ

中から2，3の例を紹介する。

で使用されている。（図3）従来，外部から浸入してくる異物により期待寿命が得られていない箇所である

3.1 大型ダンプトラックのホイール軸受が，1996年よりEA軸受が組み込まれフィールドテ

90トンクラスのダンプトラックリアホイールにはストにおいて問題なく使用されている。

特殊熱処理をした大形の円すいころＥＡ軸受が背面組

3. 3 アンローダ走行車輪用軸受合せで使用されている。（写真1，図2）軸受は荷重条

アンローダ走行車輪には自動調心ころ軸受が使用さ件が厳しいうえに潤滑はホイール部の減速機と同じオれているが，異物浸入と重荷重という過酷な条件下での長寿命化としてEA軸受が採用され効果が発揮された。(写真2)軸受組込み部

写真1 90トンクラス ダンプトラック（株式会社 小松製作所殿 提供）
90 ton class dump truck (by Komatsu Ltd.)

ホイール軸受図3 65トンクラス トラックタイプトラクタ
65 ton class truck-type tractor

最終減速機

写真2 アンローダ車輪部（石川島播磨重工業株式会社殿 提供）
Wheels of unloader (by Ishikawajima-Harima Heavy
Industries Co., Ltd.)

図2 リアホイール部（株式会社 小松製作所殿 提供）
Dump truck rear wheel (by Komatsu Ltd.)-66-

産業機械・鉄鋼用ＡＳシリーズ軸受の適用事例

4.1 熱間仕上圧延機用ロールネック軸受

4. 鉄鋼用軸受の適用事例

熱間仕上圧延機用ロールネック軸受として大形の四鉄鋼用軸受は水・スケールの多い環境下で使用さ

列円すいころEA軸受が使用されており，長寿命の効れることが多く，特殊熱処理を施したEA軸受の効果果をあげている。熱間仕上圧延機用ロールネック軸受が期待できるため各種の圧延機用ロールネック軸受，

は重荷重・高速回転のうえ，更に多量の水とスケール

連続鋳造設備用セグメントロール軸受に多く使用さが浸入しやすい厳しい環境下で使用されており，長寿れている。（表1）その他，焼結設備パレット台車車

命化要求に対してEA軸受を使用した結果，従来軸受

輪用軸受や石炭乾燥機チューブドライヤ，スパイラに比べて約3倍（L10寿命）の寿命が得られた。（写真ル鋼管設備にも使用されている。この中から2例の軸3，図4）

受を紹介する。

表1 主な使用実績例
Application examples
使用箇所
熱間圧延機

冷間圧延機

軸受形式

主要寸法 (内径×外径×幅)

四列円すいころ軸受

φ355

密封形四列円すいころ軸受

mm

×φ480

×482

φ440

×φ590

×480

φ482.6×φ615.956 ×488.75

φ343.052 ×φ457.098 ×254

四列円すいころ軸受

φ384.175 ×φ546.1×220

密封形四列円すいころ軸受 φ343.052 ×φ457.098 ×254
棒鋼圧延機

四列円筒ころ軸受

φ160

×φ230

×130

φ260

×φ370

×220

四列円すいころ軸受

φ266.7×φ355.6

×228.6形鋼圧延機

四列円すいころ軸受

φ380

×φ560

×360

調質圧延機

四列円すいころ軸受

φ558.8×φ736.6

×322.268

φ95

×φ170

×43

φ130

×φ200

×69

φ130

×φ210

×80

φ160

×φ270

×109

φ170

×φ260

×90

φ180

×φ280

×100

φ140

×φ225

×85

φ160

×φ270

×109

φ170

×φ260

×90

φ140

×φ210

×59

自動調心ころ軸受
連続鋳造設備調心輪付円筒ころ軸受
円筒ころ軸受φ615.956

488.750

写真3 熱間仕上圧延機（新日本製鐵株式会社殿 提供）
Hot strip finishing mill (by Nippon Steel Corporation)-67-

図4 熱間仕上圧延機用四列円すいころ軸受
Four row tapered roller bearing for hot
strip finishing mill

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

4. 2 連続鋳造設備用セグメントロール軸受

5. あとがき

連続鋳造設備用セグメントロール軸受は固定側に自動調心ころ軸受，自由側にはロールの膨張，収縮を吸これまで紹介した事例以外にも石炭，セメント粉砕

収できる調心輪付円筒ころ軸受が使われている。（写

ミル用大形円すいころ軸受にもEA軸受が使用されて真4，図5）これらの軸受は重荷重と低速回転で使用

おり効果がでている。このようにNTNのASシリーズ

され，さらに連鋳材を凝固させるためのスプレイ状の軸受は産業機械・鉄鋼用軸受に多く使用され，長寿命

高圧水とスケールが多量に発生する劣悪な環境下にあ化，高信頼性化，保守点検期間の延長化等に役立ってるため常に長寿命化の要求がある。この箇所にもEAいる。

軸受を使用した結果，従来の標準軸受に比べて約2倍

最後にASシリーズ軸受の適用事例で参考とさせての寿命延長ができた。

頂いた各社殿に厚くお礼申し上げます。

写真4 連続鋳造設備（川崎製鉄株式会社殿 提供）
Continuous casting machine( by Kawasaki Steel Corporation)

自動調心ころ軸受

調心輪付円筒ころ軸受

図5 連続鋳造設備用セグメントロール軸受
Bearings for continuous casting machine segment roll-68-

[解 説]

フラットパネルディスプレイの修正技術
猿 田 正 弘**匂 坂 哲 次**Repair Technologies for Flat Panel Displays
By Masahiro SARUTA and Tetsuji SAGISAKA
NTN's pattern repair system has been developed to repair defects in flat panel displays such as
liquid crystal displays（LCD's） and plasma display panels. One of the most importantcharacteristics of this system is its ability to repair opened defects, using a needle-shaped tool
to transfer the conductive paste, and a continuous wave laser to "bake" the repaired area. In
addition, an image processor is used to detect defects and a YAG laser generates 2nd and 3rdorder harmonics for trimming shortened defects. These features and overall system function are
described in detail in this paper.

本稿では，パターン修正装置によるPDP基板の修

1. まえがき正を例にとりながら，装置が持っているこれら多くの機能とその要素技術について述べる。

フラットパネルディスプレイの修正装置として，液晶リペア装置およびその改良型であるパターン修正装置を開発してから約9年が経過した。当初，歩留まり

2. 装置の概要

向上とともに修正の必要性は低くなるとの懸念が示さ
パターン修正装置の全体構成を図1に，またその主れたが，LCD（液晶ディスプレイ）の高精細化やな仕様を表1に示す。

PDP（プラズマディスプレイパネル）の大型化などの市場動向に対しタイムリーに装置供給ができたこ

欠陥を修正するためのレーザ光学系やペースト塗と，またこの間に，修正作業が製造工程の一部として

布・焼成機構は，装置の性能を左右する最も重要な要

広く認められるようになってきたことなどから，現在

素部品である。ショート欠陥の場合は，レーザ照射にまでに多くの実績，経験を積んできている。

より欠陥部を除去し，オープン欠陥の場合は，針先端装置の機能や性能は，この間に大きく向上した。レ
ーザ照射によりショート欠陥を除去する単機能であったものが，ぺーストを塗布し局部的に焼成することにZ軸ステージよりオープン欠陥を修正する機能や，画像処理を用い

X軸
ステージ

て自動的に欠陥を検出する機能も付加した多機能な装レーザ光学系
ペースト
塗布機構

ホスト
コンピュータ

置になってきている。またレーザの種類にしても，YAG（Yttrium Aluminum Garnet）レーザのみであ基板搭載部

ったものが，YLF（Yttrium Lithium Fluoride）レー

操作パネル

ザ，炭酸ガスレーザ，半導体レーザと目的に応じてそY軸ステージの種類を使い分けることができる状態になっている。

制御部

図1 装置の構成
Structure of repair system**メカトロニクス研究所**精密機器技術部-73-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

表1 主な装置仕様
Specifications of system
機

能

構

成

ペースト焼成乾燥

XY分離駆動型，分解能 1μm/pulse
最大ストローク 1600×1200mm

Zステージ

分解能 0.05μm/pulse
ストローク 100mm

塗布針

標準径 φ30，50，70，100μm

塗布ペーストAu，Ag，蛍光体

針洗浄

溶剤中の撹拌洗浄，エアパージ

炭酸ガスレーザ

波長 10μm，出力 10W

半導体レーザ

波長 800nm，出力 15W

ハロゲンランプ

出力YAGレーザ

波長 1064，532，355nm
出力 40，10，5mJ

YLFレーザ

波長 1046，523nm
出力 140，40μJ

レーザ照射

パターン観察および欠陥検出様XYステージ
位置決め

ペースト塗布仕ほか

150W（乾燥用）

対物レンズ

超長作動距離型

照明ユニット

落射照明，透過照明

2×，50×各種

画像処理装置

パターンマッチングによるマーク検出
オープン/ショート欠陥検出 ほかに付着させたペーストを塗布し，かつ焼成することにトを用いて修正せざるを得ない時には，ペースト交換

よりパターンを接続する方式を採っている。

とともに針先の洗浄が必要となる。このような場合に針によるペースト塗布機構は，本装置の特徴の1つ

備えて，洗浄剤を攪拌して針を洗浄する機構や洗浄後である。その構造を図2に示す。塗布針は，位置決めの針をエアにてパージする機構も設けている。

アクチュエータにスライド部を介して取り付けられて位置決めステージは，大型基板にも対応できるよう

おり，インデックス円板上に配置された容器中のペーに開発したものであり，レーザ光学系やペースト塗布

ストを先端に付着させた後，基板上の欠陥部に接触さ機構を搭載して左右に移動するX軸ステージと，修正せてペーストを転写する。針径は，修正すべきパター基板を搭載し前後に移動するY軸ステージとがそれぞ

ンの幅寸法により任意に設定できるが，通常はφ30

れ分離して設置された構造としている。

〜φ70μｍ程度を選ぶことが多い。欠陥部が長い場

一体型XYステージと比較すると，設置面積が半分

合には，塗布径よりも小さいピッチで塗布を繰り返し，になること，相手軸の精度の影響を受けないことなど

連続パターンとしていく。2種類以上の異なるペースの利点がある。高い位置決め精度を得るために，各軸のステージには経年変化が少なく振動減衰性の高いグラナイト（花崗岩）を用い，位置決め分解能は1μｍ

位置決め
アクチュエータに設定している。ステージサイズは，最大1600×

円板駆動部

1200mm（PDPの60インチに相当）までをシリーズ化しており，各サイズの基板に対応することができる。

インデックス円板
スライド部

欠陥修正プロセスは以下のようになる。まず，欠陥ペースト容器データ情報が，サーバあるいは検査装置から本機ホス

ペースト
塗布針
針洗浄部

トコンピュータに送信されてくる。欠陥データには，
オープン／ショートなど欠陥の種類や欠陥の位置が含

エアパージ部

まれており，これを基に修正作業を行う。欠陥位置の
図2 ペースト塗布機構
Paste unit

特定やペースト塗布，焼成，レーザ照射などの修正動-74-

フラットパネルディスプレイの修正技術

作を，すべてマニュアル操作により行なうこともある

整して，希望の塗布径とする場合もある。これは上が，一般的には，半自動的に行うことが多い。即ち，記のようにペーストが針上方に移動するまでにある基板のアライメントマークを認識して傾きを算出し，程度の時間を要するためであり，この間に塗布径が上記欠陥位置を座標変換して正確にモニタ画面内に入変化することを利用する。A社のペーストを用いた時れるまでを自動的に行い，修正すべき欠陥の領域や焼の塗布例として，針径と塗布径との関係を図3に，塗成条件を作業者がマニュアル指令する。なお，パター

布径と針待機時間との関係を図4に示す。

ンの形状によっては，画像処理装置による欠陥検出機能を利用して，修正作業を完全に自動化することも可能である。このように，さまざまな状況に対応できる
よう豊富なソフトを用意しているのも本機の特徴でもある。

3. ペースト塗布機能
ペーストを塗布する方式として，針方式，ディスペンサ方式，ジェット方式などが考えられるが，針方式を採用した理由は，微細な径の塗布が可能なこと，ペーストの目詰まり問題がないこと，客先の使用しているさまざまなペーストに対応可能なことなどによる。
針を用いた微細径塗布の研究 1）2）が最近増しつつあることも，本方式の有効性を示している。
塗布径の微細化にともなって，塗布位置の高精度化

写真1 ペースト塗布状態
Paste adhered to the needleもまた重要になってくる。以下にこれらの現状につい
て述べる。
120

塗布径（μm）

3. 1 塗布形状
安定した塗布は，塗布針形状とペーストの性状に負うところが大きい。針は根元に向かってテーパ状となるような形状に加工している。ペーストを付着させ充

100
80
60
40
20

分時間を経た後の状態は，写真1のように，ペースト0の多くは表面張力によりテーパ側に引っ張られ，先端

30

50

70

塗布針先端径（μm）に僅かに付着した状態となる。この状態で対象物に接

図3 塗布針径と塗布径
Needle diameter vs pasted diameter

触させると，先端のペーストのみが転写されて，針径にほぼ比例した塗布径が得られる。
PDPの電極修正の場合，パターン幅は現状70μｍ
500い。なお，塗布径のばらつきは，±5％程度である。

400

塗布径（μm）

程度であるため，塗布針はφ50μｍを使うことが多一方ペーストは，導電性ペーストの場合AuやAgの金属のほか，ガラスパウダー，高分子樹脂や溶剤が含まれており，これらの成分比率により粘度や塗布性が異なる。良好な塗布性を示す粘度を得るために，成分

300

50μm針
70μm針

200
100
0
0

比率を調整することが多い。ただし，成分比率の変更

1

2

3

4

針待機時間（秒）は焼成後の膜厚にも影響するため，成分調整の代わり

図4 塗布径と針待機時間
Pasted diameter vs dwell timeに対象物に接触させるまでの時間（針待機時間）を調-75-

5

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

光学系中心とのオフセット量をテーブル駆動した時の3. 2 塗布位置精度
塗布径が数10μmと小さいため，塗布位置精度も繰り返し位置再現性によって決まり，後者は，設定し塗布域全域にわたり±10μm以下が要求される。塗たオフセット値と任意の塗布位置における誤差やピッ布位置精度は，同一位置における塗布繰り返し精度と，チング，ヨーイングなどのテーブル精度が塗布針の位

塗布領域全体におけるステージ精度とが組み合わされ置ずれを生ずることと関係する。実測例として，同一た値となる。前者は，位置決めアクチュエータが上下位置での繰り返し精度を図5に，また1600×駆動した時の針位置の再現性，および塗布中心と観察

1200mmの大型装置におけるＸ軸方向の精度を図6
に示す。

12

した例を写真2に示す。このケースでは，電極パター

10ンに沿って位置を微少移動しながら7回連続して塗布数

また，実際にPDPのAg電極のオープン欠陥に塗布

8

回

14

6

している。

4
2

4. ペースト焼成，乾燥機能

0
-4

-3

-2

-1

0

1

2

3

4

塗布した導電性ペーストを焼成するために，レーザ

Y方向ずれ量（μm）

照射による局部加熱機能を持っている。レーザは，波図5 同一位置での繰り返し塗布精度（Y軸方向）
Repeatability of paste position

長が10μｍの炭酸ガスレーザと，0.8μｍの半導体塗布位置精度（μm）

レーザの2種類を用意しており，いずれも連続発振の
10
8
6
4
2
0
-2
-4
-6
-8
-10

レーザである。
約φ1mmのレーザ照射エリア内には，Ag，ITO（Indium Tin Oxide）などの電極材料，ペースト材料
およびベース基板であるガラス材料が混在しているが，電極材料やペースト材料のレーザ光吸収率は，上記の2波長間ではあまり大きな差がないのに対して，
0

300

600

900

1200

1500

ガラス部のそれには大きな差がある。即ち，長い波長

X軸ストローク（mm）（10μm）では吸収率が大きいためガラス部自体が発

図6 塗布全域での塗布精度（X軸方向）
Paste position accuracy at whole stroke

熱するのに対して，短い波長（0.8μm）ではほとんど吸収されないため発熱もない。
局部加熱には，照射部温度が短時間にかつ確実に目
標温度まで到達すること，およびガラス基板へのストレスが極力少ないことの両方が求められる。
波長の長い炭酸ガスレーザを用いた場合には，照射エリア全体が加熱される一方，ガラス自体へのストレスが残りやすい。これに対して，波長の短い半導体レーザを用いた場合には，照射エリア内の電極およびペースト塗布部の占有面積により，焼成条件を変える必要がある反面，ガラスへのダメージは小さいなど一長
一短がある。したがって現在は，要求されるペーストの焼成温度，焼成タクトタイム，パターン形状などを総合的に判断し，適切なレーザを選定している。ただし，いずれのレーザを使用しても焼成完了後の状態に差はなく，焼成炉と同等であることを確かめている。

写真2 PDP電極のオープン修正
Repair of open defect-76-フラットパネルディスプレイの修正技術

なお，本装置ではペーストの乾燥を目的としてハロが，焼成後の電極に同一の照射を行うと，溶融，再付

ゲンランプによる照射機能も設けている。照射部温度着を繰り返す現象が生じるため正常なカットができなはせいぜい150℃程度であり，ぺーストの垂れを防い。このような場合には，AOQ（Acoustic Optic

止する際に用いる。

Element Ｑ）スイッチ付きのYLFレーザが有効である。第2高調波（523nm）を用いて熱影響を小さくし，かつ連続パルスにて照射すると，良好なカット状

5. レーザカット機能

態を得ることができる。
写真3に焼成後のAg電極をカットした時のレーザカットする材料には，電極のような金属材料もあれ比較を示す。

ば，カラーフィルタのような高分子材料もある。更には金属材料にダメージを与えないで，その上に積層されたシリコン窒化膜あるいはシリコン酸化膜のみを剥6. 欠陥検出機能

離する場合もある。このようなさまざまな用途に対し適切なレーザが搭載できるよう準備をしている。

修正作業の自動化要求は，今後ますます強くなると最も一般的に使用されるレーザは，EOQ（Electro

予想されるが，これを実現するためのキーテクノロジ

Optic Element Ｑ）スイッチによりジャイアントパ

ーが画像処理による欠陥検出であると考えている。

ルスを発生させるYAGレーザである。基本波長は基板全域における欠陥座標やその種類などの欠陥情1064nmで，主に金属材料のカットに用いられる。

報は，パターン修正装置の前に設置された検査装置か

発 振 波 長 を 第 2 高 調 波 （ 5 3 2 n m ）， 第 3 高 調 波

ら通信によって送られてくる。この検査装置には，パ（366nm），第4高調波（266nm）と短くするに従ターンの導通をチェックするタイプと画像処理によりい，熱加工からアブレーション加工へと変化していく。

欠陥検出するタイプとがあるが，前者ではオープン欠

高分子材料やシリコン膜などは第3あるいは第4高調

陥の位置認識ができないためライン番号情報のみとな

波のレーザを用いることが多い。

り，また後者では高速処理のために検出分解能に限界

材料の切れ方は，波長以外にレーザ光の照射方法にがあり，疑似欠陥情報が含まれていることがある。

よって異なることもある。

よって，修正機に要求される機能は，受信したデー

例えばPDPのAg電極は，焼成前では上記ジャイアタを基にあるライン，ある特定の位置近傍を対象に，ントパルスを数回照射することによりカットできる

精度良く再検査することである。
本装置では，必要な位置にステージを駆動しながら，モニタ画面に表示されている画像情報を処理し，欠陥の有無，欠陥の正確な位置を判定する機能を有している。画像処理方法としては，あらかじめメモリした正常な画面と検査する画面との相関をとるパターンマッ
チング法のように一般的に知られている手法を用いる
こともあれば，特定のパターンを対象に，固有の検査ソフトを開発して用いることもある。
ここでは，固有ソフトの例として，図7に示したよ
うな電極線のオープン欠陥検出について，検査アルゴ
リズムを以下に示す。

写真3 レーザによるPDP電極カット状態の比較（上：CW-YLFレーザ 下：パルス-YAGレーザ）
Comparison between YLF and YAG laser-77-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

電極線

7. まとめA

B

C1

パターン修正装置の機能を主にPDP基板の修正をD

断線部

例にとって説明してきた。

a

これら機能の充実により，LCD，PDPの分野はも塗布位置とより，プリント基板やマスク基板などパターンが形E成されている多くの基板への修正が対応可能となっている。

C2

しかしながら，基板の高精細化の傾向は止どまるこ

図7 オープン欠陥の検出
Detection of open defectsとなく進んでおり，またFED（Field Emission
Display），EL（Electroluminescence）など新しいフラットディスプレイも次々と開発されてきている

1. 画像をあるしきい値で二値化し，低い濃度の部分ことから，より微細なエリアでの修正や，多層膜パタを電極線と認識する。

ーンの修正などの新しい課題も出てきている。

2. 電極線のブロック（Ａ〜Ｅ）ごとに輪郭を抽出し，これらの要求に応える要素開発を今後とも進め，完

画面内での非連続部分（断線部）の有無を検出する。

成度の高い商品としていきたいと考えている。

3. 断線部がない場合は，ステージを微動し次の画面を検査する。
4. 断線部が確認された場合は，分離しているブロック（Ｃ1，Ｃ2）の各々の中心線を求め，ブロック

参考文献

間の距離を欠陥長さとする。

1）視覚を用いたマイクロ液滴塗布システムの構築
宮崎英樹 日本機械学会論文集（Ｃ編） 63-609，
19972）マイクロ接着のための機械システム
堀江三喜男 日本機械学会論文集（Ｃ編）61-581，
1995

5. 2本の中心線の成す角度がしきい値以上の場合は，交点（ａ）が存在し電極が曲っていると認識する。
6. 欠陥の長さ，角度から塗布すべき位置を計算し，修正データとする。
なお，ショート欠陥の場合には，電極と認識した以外の部分を対象に検出することになり，全く同様に処
理できる。

-78-

[論 文]

動圧ベアファイト（焼結動圧軸受）の運転性能
中 関 嗣 人**森 夏 比 古**岡 村 一 男**山 本 康 裕**Running Performance of Herring-Bone Bearing Made of Porous Metals
By Tsugito NAKAZEKI, Kazuo OKAMURA, Natsuhiko MORI and Yasuhiro YAMAMOTOIn Herring-bone bearings made of porous metals, it is assumed that hole density on the bearing
surface as well as the setting position of the bearing in the housing influence bearing
performance. Experiments were performed to study these effects. With high surface holedensity, the tilted grooves cannot generate sufficient pressure due to leakage through theporous media, resulting in low bearing stiffness. Reducing the hole density to less than 10％
results in bearing stiffness equivalent to a solid bearing.
The setting position of the bearing in the housing also has a significant effect on bearing
performance. When the space beneath the bearing is large, oil in the porous media flows out of
the lower end of the bearing. This results in oil starvation and entrapment of air in the bearing
surface, which causes a reduction in bearing stiffness.

びることが期待できる。しかし，量が多すぎる場合は

1. はじめに

油漏れによる機器の汚染が懸念されるため，軸受内に転がり軸受に比べ優れた回転性能が得られるヘリンは適量を保持させなければならない。また，焼結軸受

グボーン溝付き動圧軸受は，既にその基本設計が確立

は本来多孔質体であり，特に表面開孔率は圧力発生とされているが1），実用化はごく一部の用途に限られて密接な関係があり，軸受性能に大きな影響を及ぼすこきた。動圧軸受の性能は動圧発生溝形状によるばかりとが予想される。本稿では，焼結動圧軸受が多孔質体ではなく，軸受すき間の影響が大きく，軸受性能維持であることに注目し，潤滑油量や表面開孔率が軸受性のためには高精度加工が要求され，製造コストの高い能に及ぼす影響についての実験結果を示す。

ことが用途拡大を妨げてきたと考えられる。最近の情報機器用モータには低価格で高性能軸受が求められて

2. 試験装置と供試軸受

はいるが2），未だ充分満足できるレベルに達した軸受はない。我々は焼結軸受の加工性に注目し，これまで

図1に焼結動圧軸受の性能試験に用いたモータを示の焼結軸受製造技術に若干の工夫を加え，高精度加工

す。市販のアキシアルギャップ型ブラシレスDCモーが可能なヘリングボーン溝付き動圧軸受の製造法を開タであり，軸径はφ3である。軸振れ測定のため長尺発し，動圧ベアファイトの名称で販売開始している。

の軸に組み替えている。軸受性能をNRRO，軸受剛性

焼結材料を用いることにより，軸受が潤滑油のリザおよび軸受トルクについて評価した。NRROは回転中ーバの役割を果たし，軸受すき間内に存在する潤滑油の軸のリサージュ図形より求め，軸受剛性とトルクはのみで潤滑する場合に比べ，潤滑油の寿命が大幅に延回転軸にアンバランスウエイトを取り付けたときの軸振れ量と，駆動回路を含む消費電流で評価した。なお，モータ駆動装置への印加電圧はDC12Vである。測定結果からモータの影響を除去するため，軸受を含むハ*軸受技術研究所**軸受技術部-79-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

φ3

回転軸
非接触変位計アンバランスウエイト

7

試験軸受

8.75

下部空間

図1 軸受性能測定装置
Measurement apparatus for bearing performance

ウジングのみを交換し，モータステータおよびロータは同一のものを使用した。
表1は試験に供した焼結動圧軸受の諸元であり，図2に軸受面の写真，図3に内径面形状を示す。
図2よりわかるように，軸受内径面には部分型ヘリングボーン溝が2列設けてある。表1に示すように，
これまでに実用化されている動圧軸受の設計諸元と比較した場合，溝深さが浅く軸受すき間が小さいことが本軸受の特徴である。 NTN が開発した動圧溝の高精度加工方法は軸受内径寸法と溝深さ精度が高く，この

図2 軸受表面の写真
Photograph of bearing surface

ような小さなすきまの軸受仕様を可能にし，高い軸受剛性を得ることができる。

表1 軸受諸元Specifications of test bearing
軸受内径

3ｍｍ

軸受外径

6ｍｍ

軸受総幅

8.75ｍｍ

単軸受幅

2.4ｍｍ

溝角度

20度

軸受直径すきま

4μｍ

溝深さ

3μｍ

溝幅比

0.5

軸受材質

銅鉄系

潤滑油粘度

40mm2/s/40℃

図3 内径面形状
Talyrond form of inner surface-80-動圧ベアファイト（焼結動圧軸受）の運転性能性が低く，アンバランスによる遠心力により軸振れ3. 試験結果

は動圧軸受に比べ2〜3倍大きくなる。

3.1 表面開孔率の影響

真円軸受は潤滑油を軸方向へ押し込むポンピング

0.5g-cmのアンバランス付加時の軸回転数と軸振作用がないため，軸受すきま内の気泡は抜けること

れ量，駆動電流の関係を，表面開孔率を変えて得た結がなく軸受すきま内に滞留し，空気と潤滑油の混合果を図4に示す。図5は表面開孔率を7.8％に調整し状態になる。このため，見かけの粘度が低下し消費た軸受面の，空孔分布2値化図である。黒い部分が空

電流値は動圧軸受に比べ少なくなると考えられる。

孔を示している。この空孔は焼結時に焼結助剤である

軸受材料がソリッドである流体動圧軸受も，一度噛Snが溶解した跡と考えられている。表面開孔率を小み込んだ気泡を抜くことは困難であるが，焼結材料

さくすると，動圧溝のポンピング圧力が有効に作用しで作った本軸受は潤滑油の循環があり，容易に軸受軸受剛性が向上する。表面開孔率が10％以下であれ

すきまから気泡が抜けることになる。図6はこれら軸ばソリッド型軸受と同等の剛性が得られることが図4

受のリサージュ波形の一例である。リサージュ図の（a）よりわかる。一方，軸受の負荷トルクを表す消費

線幅から求められる真円軸受のNRROは，動圧軸受

電流は表面開孔率の影響を受けないことが，図4（b）に比べ一桁大きな値を示した。また，焼結動圧軸受より明らかである。また，同図には同一寸法の真円型のNRROは表面開孔率にかかわらず試験した範囲に

焼結軸受に関する結果も示されている。真円軸受は剛おいて0.02μm以下であった。

30
開孔率 10％以下
10％〜15％25μm

15％〜20％20

ソリッド動圧
焼結真円

軸振れ

15
10
5
0
0

2 000

4 000

6 000

回転数

rpm

8 000

10 000（a）軸回転数と軸振れの関係
Relation between rotational speed and vibration amplitude

図5 空孔分布の2値化像
Binary treated image of bearing surface hole500
開孔率 10％以下
10％〜15％400mA

15％〜20％
ソリッド動圧

電流値

300

焼結真円

200

100

0
0

2 000

4 000

6 000

回転数

rpm

8 000

10 000（b）軸回転数と駆動電流の関係
Relation between rotational speed and drive current

2μm

2μm

焼結動圧軸受

焼結真円軸受図6 リサージュ波形
Lissajous figure

図4 軸受性能におよぼす表面開孔率の影響
Effect of hole density on bearing performance-81-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）すると共に，再度スピンドル姿勢を戻したとき，潤滑3.2 注油量の影響安定した軸受性能を得るためには，軸受すき間内は油不足が発生するため，動圧軸受の性能の低下は避け

完全に潤滑油で満たされていなければならない。軸受られない。下部空間が小さい場合，毛細管現象により，に含浸させた潤滑油以外に，スピンドル組立時に追加

ハウジング下部の潤滑油は軸受すきまに入ることがでする注油量を変えたときの，8 000rpm時の軸受性きる。このため，少量の注油においても充分な動圧軸能の変化を図7に示す。下部空間（図1参照）の設定

受の機能を得ることができる。下部空間を1.2mmにはハウジングへの軸受組込み位置を調整することによしたときに現れるモータ駆動電流の低下は，軸受面にり行った。下部空間が0.7mmまでは注油量の減少に油の欠乏が生じ空気を巻き込んだための見かけの粘度よる軸受性能の大きな低下は見られないが，これが低下が原因と考えられる。注油量ゼロにおいて駆動電1.2mmに拡大すると，20mg以下の注油量において流の増加が見られる。この原因は明らかではないが，軸受剛性の低下が生じ，これに同期して消費電流が低軸受面で金属接触が発生したことが考えられる。

下する。注油量20mgは1.2mmの下部空間容積に相回転軸当する。図8は下部空間の大きさと潤滑油の存在状態

シールを模擬的に描いたものである。下部空間が大きい場合，

ハウジング

焼結軸受内の潤滑油は重力によりハウジング底面に溜軸受

まり軸受面に入ることができず，この空間を満たす潤
滑油量がなければ充分な動圧軸受の機能を得ることができない。しかし，下部空間を満たす潤滑油は，スピ
ンドルを逆さにした場合，軸受外へ流出し周辺を汚染
潤滑油

10

下部空間小

軸振れ

μm

8

下部空間大

図8 下部空間の油の状態
State of lower space64

下空間 1.2mm
0.7mm

2

0

4. まとめ

mm

0
0

10

20

注油量

30

流体動圧軸受と焼結動圧軸受の構造的な違いは，焼mg

結動圧軸受が多孔質体であることである。多孔質体で（a）注油量と軸振れの関係
Relation between amount of added oil and vibration amplitude

あるための特徴について，その軸受性能への影響を調査し以下のことが明らかになった。

300（1）軸受面の表面開孔率は軸受剛性に影響を及ぼす

mA

250

が，10％以下にすることによりソリッド型と同

200

電流値

等の軸受性能が得られる。
150（2）ハウジング内のすきまは必要注油量に影響し，

下空間 1.2mm

100
50

0.7mm

1.2mm以上のすきまがあると，その空間容積分0の注油が必要になる。

mm

0
0

10

20

注油量

30

参考文献

mg

1）J. BOOTSMA ：PHILIPS RESEARCHREPORTS SUPPLEMENTS (1975).
2）山内良明，新居勝敏，河野 敬，三枝省三，佐藤良広，熊坂登行：日本機械学会第74期通常総会講演論
文集（Ⅳ）（東京 1997-3）2810.

（b）注油量と駆動電流の関係
Relation between amount of added oil and drive current

図7 軸受性能におよぼす下部空間の影響
Effect of setting position on bearing performance-82-

[解 説]

NTNポリルーブ® ベアリングの種類と特長
麻 生 光 成*三 上 英 信*Characteristics of NTN Bearings with Solid Grease
By Mitsunari ASAO and Hidenobu MIKAMI
The properties and performance of bearings with solid grease are reviewed. Solid grease isprepared in three different grades. The conventional type is referred to as the "General-Purpose
solid grease". Recently a "Heat-Resistant solid grease" and a "solid grease for Food Processing
Machines" were developed. The Heat-Resistant solid grease is based on an epoxy-silicone
resin, which can operate at 120˚C, compared to the conventional type which can only operate
up to 80˚C. The solid grease for food processing machines is a mixture of grease and ultra
molecular weight polyethylene, which are safe for food. The grease meets the USDA H1standards for food processing machines and the ultra molecular polyethylene meets FDA
standards. The solid grease have many excellent properties compared to conventional greases
and are useful in specialized industrial machines.

1. まえがき

2. ポリルーブの組成と性状
2. 1. 組成

潤滑グリースと超高分子量ポリエチレンを主成分とした熱固化型グリース・ポリルーブ（LP03）1)〜3)をポリルーブとは潤滑グリースを，樹脂材料で固形化封入したポリルーブベアリングは，潤滑剤の漏れが少したものであり，樹脂材料はポリルーブの骨格をなし，ない，グリースのように攪拌されないので回転トルク

保油機構を持つ。

が小さいなど，これまでのグリースにはない特長が顧

表1に各種ポリルーブの主成分を示した。

客から評価され用途が拡大しており，それに伴い新た

一般用ポリルーブ（LP03）は潤滑剤に汎用性のあるリチウム石けん−鉱油系グリースを用い，樹脂材料

なニーズが生じてきた。

NTN ではニーズに応えるため潤滑グリースとエポには超高分子量ポリエチレンを用いている。高温用ポ

キシ・シリコーン樹脂を主成分とする高温用ポリルー

リルーブ（LP05）は潤滑剤に耐熱性のあるウレアー

ブグリース（LP05）と，食品用潤滑グリースと超高合成油系グリースを用い，樹脂材料にも耐熱性の高い

分子量ポリエチレンを主成分とする食品機械用ポリル

エポキシ・シリコーン樹脂を用いている。また，食品ーブグリース（LP06）を開発し，従来からの一般用

機械用ポリルーブ（LP06）は食品衛生上も考えて，ポリルーブベアリングに，新たに高温用ポリルーブベ

潤滑剤にUSDA（米国農務省）のH-1規格（食品と接アリングと食品機械用ポリルーブベアリングを加えた触可）に認可されたウレアー流動パラフィン鉱油系食ので以下に紹介する。

品機械用グリースを用い，樹脂材料にFDA規格（米
国食品医薬品局規格）に認可されている超高分子量ポリエチレンを用いている。LP03とLP05には性能を向上させるために添加剤を若干配合している。

*軸受技術研究所-83-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

表1 各種ポリルーブの主成分
Composition of solid grease
ポリルーブ（記号）

樹

脂

潤滑剤

一般用ポリルーブ（LP03）

超高分子量ポリエチレン1）

Li―鉱油系グリース

高温ポリルーブ（LP05）

エポキシ・シリコーン樹脂

ウレアー合成油系グリース

食品機械用ポリルーブ（LP06）

超高分子量ポリエチレン1）

ウレアー流動パラフィン鉱油
系グリース2）

1）FDA規格に認可。
2）USDAのH-1規格に認可。

表2 各種ポリルーブの単体物性
Physical properties of solid grease
区分

項目

未硬化物 ちょう度
硬さ
硬化物

試験方法

単位

LP03

LP05 LP06

JISK 2220.5.3

―

297

315

295

JISK6301

―

80

―

88

JISS6050

―

93

65

―

wt%

4

8

6

kgf/cm2

28

10

35

焼成時油分離率 NTN法
引張強度

ASTM D 180740

2. 2. 性 状
潤滑グリースと樹脂材料を混合したグリース状をし35ているポリルーブの未硬化時と加熱硬化させた後の主30％

な性状を表2に示した。硬化後の硬さは樹脂より軟ら
油分離率, wt

かくゴム程度である。
ポリルーブから軸受内の潤滑を必要とする部位への潤滑油供給量の多少は潤滑上非常に重要なポイントであり，油の供給量が多すぎても少なすぎても良くない。
多すぎると漏れ易くなり，少なすぎると潤滑不良を生

LP03
LP05
LP06
PE+潤滑油

25
20
15
10

ずる。

5

図1は遠心分離機を用い，室温において，φ10×08mmの円柱状の試料に5 700Ｇの遠心力を作用させ0た場合の試料からの油の分離量を測定した結果であ

0.5

1.0

1.5

2.0

2.5

時間, h

る。比較のため超高分子量ポリエチレン（PE）と潤

図1 遠心力下における油分離率（遠心力：5 700G，温度：室温）
Oil separation by centrifuge

滑油を配合したもののデータを併記した。潤滑油とPEの混合物を加熱・冷却すると固形化するが，初期の離油（焼成時油分離率）が約30wt％ある。これに熱量分析計で測定した結果を示す。LP03は124˚C，対し，ポリルーブは約4〜8wt％と少ない。この程度

LP06は130˚Cで融解による熱量の吸収ピークが認の初期の離油は潤滑寿命に悪影響を及ぼすものではなめられるが，LP05は200˚Cまで熱量の変化は認め

く，軸受の運転開始初期の潤滑に不可欠のものである。

られず，安定である。これは，LP03とLP06に使用

また，このような大きい遠心力下においても20wt％

している樹脂材料が熱可塑性樹脂に対して，LP05は以下程度の離油しか起こさず，高遠心力下での長寿命

熱硬化性樹脂を用いているためである。LP06の融解が期待される。

する温度がLP03より高いのは超高分子量ポリエチレ
ンの配合割合を多くしたためである。

図2に各種ポリルーブの耐熱性の比較を示差走査型-84-

NTNポリルーブ®ベアリングの種類と特長

ポリルーブベアリングは以下の特長を持つ。3種類の
発熱

LP05

ポリルーブベアリングそれぞれの特長を表3，4に示
LP03

した。

LP06

①ポリルーブは，焼成により固化し，内部に潤滑剤を保持する。この潤滑剤が軸受の使用に際し発熱し，吸熱

遠心力等により徐々に供給されるため，潤滑剤の漏れが少ない。

124˚C②軸受に強い振動や大きい遠心力が作用する場合でも

130˚C

潤滑剤が漏れにくく，長寿命である。
80

100

120

140

160

180

200

220

③外部からの浸入物（水，塵埃など）に対してポリル

温度，˚C

ーブは防壁となる。ただし，シールとしては不充分

図2 各種ポリルーブの示差走査型熱量分析結果
DSC thermogram of solid grease

であり，これらの浸入を防ぐには別途シール（接触形ゴムシール）が必要である。
④ポリルーブは固形で水が浸入しても乳化して，流出

3. 一般用ポリルーブベアリングの特長と性能することがないので潤滑寿命が長くなる。

3.1.特長⑤一般的にポリルーブベアリングでは潤滑剤がグリー

ポリルーブをベアリングに封入し，焼成・固形化

スのように撹拌されないので撹拌抵抗が少ない。封したポリルーブベアリングの例を写真1〜3に示す。

入量（スポットパック仕様，フルパック仕様）によりトルクの大きさを調整できる。

写真1 一般用ポリルーブベアリング
General-purpose bearings with solid grease

写真2 高温用ポリルーブベアリング
写真3 食品機械用ポリルーブベアリング
Heat-resistant bearings with solid grease Bearings with solid grease for food processing machines
表3 ポリルーブベアリングの特長
Property of bearings with solid grease

一般用ポリルーブベアリング 高温用ポリルーブベアリング 食品機械用ポリルーブベアリング（LP03）（LP05）（LP06）
深溝玉軸受
ミニアチュア，小径玉軸受
軸受形式 自動調心玉軸受
自動調心ころ軸受
ベアリングユニット
針状ころ軸受

深溝玉軸受
ベアリングユニット

深溝玉軸受
ベアリングユニット

スポットパック

封入仕様*

スポットパック
フルパック

スポットパック

許容温度−20〜80˚C（長時間使用：60˚C以下）−20〜120˚C−10〜110˚C（長時間使用：100˚C以下） （長時間使用：100˚C以下）* ポリルーブベアリングは，その封入量によりスポットパック仕様とフルパック仕様の2仕様がある。
スポットパック仕様：深溝玉軸受の保持器上にポリルーブをスポット封入し焼成・固形化したもので，低トルク及び潤滑剤漏れ防止に主眼をおいた仕様である。
フルパック仕様：軸受の空間容積ほぼ一杯に，ポリルーブを封入し，焼成・固形化したもので，潤滑寿命に主眼をおいた仕様である。

-85-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

表4 ポリルーブベアリングの許容回転数（dn値*）
Critical speed of bearings with solid grease
一般用ポリルーブ
ベアリング（LP03）
封入仕様

スポットパック

高温用ポリルーブ
食品機械用ポリルーブ
ベアリング（LP05） ベアリング（LP06）

フルパック

4

スポットパック4

スポットパック

4

5×10

12×10

12×104

深溝玉軸受

20×10

ミニアチュア小径玉軸受

20×104

―

―

―

―

3×104

―

―

軸受 自動調心玉軸受
形式 自動調心ころ軸受

3×104

―

―

12×10

3×104

8×104

12×104―3×104**―――
4

ベアリングユニット
針状ころ軸受* dn値：（d=軸受内径寸法，mm）×（n=使用回転数，rpm）** Fwn値：（Fw=ころ内接円径寸法，mm）×（n=使用回転数，rpm）

燥状態であり内外輪・ころすべてにさびが発生し，茶3. 2. 性 能
1）塩水試験

褐色となつた（継続使用不可状態）。

ポリルーブベアリング

表5に示した試験条件で塩水試験を行い，ポリルー
ブベアリングの耐水性能を評価した。試験軸受はニー

軸受内部のポリルーブは，初期封入時の形態を保っ

ドル軸受・内径φ65×外径φ115×幅36（A軸受）ていたが分析の結果軸受にさびが発生していた（継続と内径φ22×外径φ40×幅25（B軸受）にLP03を使用可能状態）。回転調子に，ごり感があったが，こ封入し，焼成・固形化したものを用い，各々の軸受にれは油分の減少とさびによるものと考えられる。

9R／minの塩水をかけた。500ｈ後の試験結果を表

以上の通りであり，Li−鉱油系グリースとポリルー6に示す。試験結果をわかりやすくするため，ABC評

ブには明確な差異が認められた。この差異については，価を行った。

前途のようにLi−鉱油系グリースが塩水により乳化し軸受外に流出したのに対し，ポリルーブは固形潤滑剤

500時間後の内部状態の詳細については，以下の通りである。

であり乳化や流出がおこらないこと，油分の劣化に対

Li−鉱油系グリース封入軸受

してはポリルーブ内より絶えず清浄な潤滑油が供給さ軸受内部には全くグリースの残存が認められず，乾れていたことなどのためと考える。この試験結果から判断すると，通常の雨水や泥水のかかる状態で長期間使用した場合でもポリルーブは潤滑剤流出に対して効表5 塩水試験条件
Conditions of salt water spray test
A軸受
軸受荷重

果があると推察できる。

B軸受

157N｛16kgf｝

回転数

50rpm（外輪）放水量

9R/min

塩水濃度

5wt%

運転サイクル

総運転時間2）潤滑剤の漏れ試験

144rpm（内輪）図3に示す試験方法と表7の試験条件で，ポリルー
ブベアリングの潤滑剤の漏れ量を測定した。軸受の取付けは回転軸に対し平行及び垂直の2姿勢とした。

500h

Li−鉱油系グリースを封入した軸受は，LUシール付（5h回転+3h停止）×62サイクル

き，LBシール付きのいずれの軸受も約10分程度でグ
表6 塩水試験結果
Results of salt water spray test

リースが飛散し，シールがはずれた。これに対し，図ポリルーブ

Li−鉱油系グリース4に示すようにポリルーブベアリングは，オープン状

A軸受

態で平行姿勢（A）で約2wt％，垂直姿勢（B）で約

A軸受

B軸受

B軸受

5wt％の流出に留まっている。

回転調子
（ゴリ感）

B

B

C

C

潤滑剤残存状況

A

A

C

C

このようにポリルーブベアリングは，外部より作用潤滑剤劣化状況

B

B

C

C

する力に対して優れた潤滑剤保持能力を示しており，

水滴浸入状況A

A

CC

漏れの少ない軸受といえる。

テスト結果 A：良好 B：やや不良（劣化が見られる） C：不良-86-

NTNポリルーブ®ベアリングの種類と特長

12

漏れ率: wt(%)

注)遠心加速度の作用する方向が軸受のアキシアル方向

遠心加速度の作用する方向が軸受のラジアル方向

A軸受

10
8
G

6

B軸受

4
G

2

B軸受

試験軸受
試験軸受装置状態

0

1

2

3

A軸受
4

時間 h

図3 潤滑剤漏れ試験方法
Grease leakage test rig

図4 潤滑剤漏れ試験結果
Oil leakage vs time
注）漏れ率：NTNポリルーブ封入量を100として漏れた潤滑剤の重量比

表7 潤滑剤漏れ試験条件
Conditions of leakage test
A軸受
試験軸受

B軸受

6201（ポリルーブはスポット封入，オープン）
6201LLU（Li−鉱油系グリース封入，接触ゴムシール付き）
6201LLB（Li−鉱油系グリース封入，非接触ゴムシール付き）

遠心加速度

3 000G（公転5 000rpm）

軸受回転数

静止状態

軸受の姿勢

遠心加速度の作用する方向が軸受のラジアル方向

遠心加速度の作用する方向が軸受のアキシアル方向

試験時間

4h：1時間ごとに軸受重量を測定し，潤滑剤の漏れ率（重量比）を求める。

表8 トルク試験条件
Torque test condition

3）トルク試験
図5に示すトルク試験機装置Aを用いて，表8の試

試験軸受

験条件で，ポリルーブベアリングのトルクを測定した。

6204ZZ

ットパック仕様は各回転数で，一般に低トルクといわポリルーブおよびLi系各種グリース
試験グリース （ポリルーブフルパック仕様以外は，空間容積の30％封入とする）

れるLi−ジエステル系グリースより低トルクであっ

軸受荷重

ラジアル荷重 39N｛4kgf｝

軸受回転数

1 800，3 600，7 200rpm

試験結果を表9に示す。ポリルーブベアリングスポた。ポリルーブベアリングフルパック仕様は，初期よりトルクが大きく，発熱も多い。1800rpm以上は発熱が大きく，測定できなかった。フルパック仕様は低表9 トルク試験結果
Results of torque test

速回転向きである。
回転数（rpm）
試験軸受
ハウジング

ラジアル荷重負荷用ばね

Li−鉱油系グリース

230

Li−ポリオールエステル系グリース

145

265

383

90

315

403

スポットパック仕様

63

113

190

フルパック仕様340――

Li−ジエステル系グリース
ポリルーブ

軸

ロードセル

エアスライド

図5 トルク試験装置ATorque test A equipment-87-(10-4Nm)
1 800 3 600 7 200
385

550

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

4）耐久試験

4. 高温用ポリルーブベアリングの特長と性能

図6の耐久試験機を用い，表10の試験条件で，

4. 1. 特 長

dn＝1 250の耐久性を，表11の試験条件で，90˚C，

一般用ポリルーブベアリングの使用温度が−20〜

dn＝90 000の耐久性を測定した。
dn＝1 250ではLP03スポットパック封入品，フ80˚C（長時間使用：60˚C以下）に対し，高温用ポリ

ルパック封入品ともに2 000h以上の耐久性を示し

ルーブベアリング（LP05）は−20〜120˚C（長時間た。

使用：100˚C以下）で使用できる。高温用ポリルーブ
ベアリングは一般用ポリルーブベアリングとほぼ同様

図7に90˚C，dn＝90 000の結果を示す。LP03にのスポットパック封入品の90˚Cにおける耐久性は

1潤滑剤の漏れが少ない

1100h程度を示した。

2漏れにくいため長寿命である
3水が浸入しても乳化して流出しない等の性質を示す。しかし，一般用ポリルーブベアリン
グはフルパック，スポットパック両用に対応できるのに対して，高温用ポリルーブベアリングはスポットパ
ックのみの対応となる。

4. 2. 性 能
1）トルク試験
図8に示すトルク試験装置Bを用い，表12の試験条
件で，LP05のトルクを測定した。試験結果を図9に
図6 耐久試験機
Endurance test equipment示す。LP05のトルクはLP03と同レベルである。

表10 dn=1250 耐久試験条件
Conditions of endurance test (dn=1250)
試験軸受

6305（LP03スポットパック封入，オープン）
6305（LP03フルパック封入，オープン）

軸受荷重

ラジアル荷重 2.2kN（0.1Cr*）

分銅

エア軸受
試験軸受

軸受回転数 50rpm（dn=1250）
雰囲気温度 室温

*Cr : 基本動定格荷重

表11 90˚C，dn=90 000 耐久試験条件
Conditions of endurance test (90˚C, dn=90 000)
試験軸受

6305（スポットパック封入，オープン）

軸受荷重

ラジアル荷重 2.2kN（0.1Cr*）

図8 トルク試験装置B
Torque test B equipment

軸受回転数 3 600rpm（dn=90 000）
表12 トルク試験条件
Torque test conditions

雰囲気温度 90˚C
*Cr : 基本動定格荷重LP03
スポットパック封入品

0

200

400

600

800

1 000 1 200 1 400 1 600

運転時間，h

試験軸受

6204LLB

試験グリースLP03（スポットパック封入）
LP05（スポットパック封入）
LP06（スポットパック封入）
食品機械用グリース1）

軸受荷重

アキシアル荷重 39kN｛4kgf｝

軸受回転数

1 000, 2 000, 4 000, 5 000,
6 000, 7 000, 8 000 rpm

1）複合AL―流動パラフィン鉱油系グリース

図7 LP03の耐久試験結果（90˚C，dn=90 000）Results of endurance test for LP03-88-

NTNポリルーブ®ベアリングの種類と特長

900
800

Nm

5. 食品機械用ポリルーブベアリングの
特長と性能

LP03
LP05
LP06
食品機械用グリース

1 000

5. 1. 特 長

回転トルク, ×10

−4

700
600

一般用ポリルーブベアリングの特長に加え，食品機

500

械用ポリルーブベアリング（LP06）はUSDAのH-1

400

規格に認可された食品機械用グリースと，FDA規格

300に認可された超高分子量ポリエチレンから構成された

200

ポリルーブを用い，食品衛生上の安全性を高くしてい100る。さらに，軸受内に水などの浸入に対して耐食性を

001 000 2 000 3 000 4 000 5 000 6 000 7 000 8 000 9 000

高めたステンレス鋼製ベアリングを用いている。

回転数, rpm

図9 トルク試験結果
Torque test results

5. 2. 性 能
1）トルク試験
図8に示したトルク試験装置Bを用い，表12の試験

2）耐久試験

条件で，LP06のトルクを測定した。

図6の耐久試験機を用いて，表13の試験条件で，
LP05の90˚C，120˚C，
150˚Cの耐久性を測定した。

試験結果を図9に示す。LP06のトルクはLP03と性能評価のため，一般的によく使用されるLi−鉱油

大差なかった。3種のポリルーブベアリングはほぼ同等のトルクを示す。一方，食品機械用グリースと比べ系グリースとポリルーブベアリングを比較した。

た場合，低速ではグリースのトルクが小さいが，高速試験結果を図10に示す。LP05はLi−鉱油系グリではグリースのトルクが急激に大きくなる。ポリルーースより長寿命であった。

ブベアリングは潤滑剤が徐々に供給されるので広範囲
表13 高温耐久試験条件
Conditions of endurance test

な回転域で低いトルクを示す。

試験軸受

6305LLB（LP05スポットパック封入，非接触ゴムシール付き）
6305LLB（Li−鉱油系グリース封入，非接触ゴムシール付き）

軸受荷重

2.2N（0.1Cr*）

2）耐久試験
図6の耐久試験機を用い，表14の試験条件で，
LP06の100˚Cの耐久性を測定した。

軸受回転数 3 600rpm（dn=90 000）
雰囲気温度 90˚C, 120˚C, 150˚C

LP06のスポットパック封入品は2 500h以上の耐*Cr : 基本動定格荷重久性を示した。

雰囲気温度

表14 高温耐久試験条件
Conditions of endurance test

打ち切り
打ち切り
打ち切り
打ち切り

90˚C
（LP05）

6305（LP06スポットパック封入，オープン）

軸受荷重

2.2N（0.1Cr*）

軸受回転数 3 000rpm（dn=75 000）

打ち切り
打ち切り

120˚C
（LP05）

試験軸受

雰囲気温度 100˚C*Cr : 基本動定格荷重

150˚C（LP05）

120˚C（Li-鉱油系
グリース）

0

1 000

2 000

3 000

4 000

5 000

運転時間，h

図10 LP05の高温耐久試験結果
Results of endurance test for LP05-89-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

従来の潤滑剤（グリース，油）と異なり，焼成する

6. まとめことにより固形化するポリルーブは本稿で示したよう

最近開発した「高温用ポリルーブ」「食品機械用ポ

な種々の特長がある。この特長を生かし，厳しい条件

リルーブ」と，従来から販売している「一般用ポリル下で使用されている各種産業機械の軸受として応えらーブ」も含めた固形潤滑剤およびこの潤滑剤を封入しれるものと考えられる。

たポリルーブベアリングの特長と性能を紹介した。
高温用ポリルーブは潤滑グリースとエポキシ・シリ
コーン樹脂を主成分にした固形潤滑剤である。一般用

参考文献

ポリルーブベアリングの使用温度が最高80˚Cであっ

1） 佐藤

たのに対して，高温用ポリルーブベアリングは佐，麻生光成，梅本武彦，

NTN TECHNICAL REVIEW，№62，（1993），

120˚Cでも使用できる。食品機械用ポリルーブは

Ｐ62.
2）麻生光成，佐藤 佐，日本トライボロジー学会予稿集，（東京，1993−5），Ｐ575.
3）佐藤 佐，麻生光成，鈴木達也，
NTN TECHNICAL REVIEW，№63，（1994），
Ｐ29.

USDAのH-1規格に認可された食品機械用グリースとFDA規格に認可された超高分子量ポリエチレンを主成分にした固形潤滑剤であり，これを封入した食品機
械用ポリルーブベアリングは食品機械に使用できる。

-90-

[論 文]

生分解性作動油・グリースの性能評価
平 田 正 和* 赤 松 良 信*
田 中 広 政* 南
政 美*Lubricating Performance of Commercial Biodegradable Hydraulic Fluids and Greases
By Masakazu HIRATA, Yoshinobu AKAMATSU, Hiromasa TANAKA and Masami MINAMI
Lubricating performance of commercial biodegradable hydraulic fluids and greases were
evaluated for rolling bearings. Types of base oils used in hydraulic fluids and greases arevegetable oils (rape seed oils) and synthetic ester oils.
1）On rolling fatigue tests at room temperature, synthetic ester oil based hydraulic fluids had
the same fatigue lives as vegetable oil based hydraulic fluids. However, at 120˚C, synthetic
ester oil based hydraulic fluids had longer fatigue lives than vegetable oil based hydraulicfluids.
2）On grease life tests, synthetic ester oil based greases had longer lives than vegetable oilbased greases.
3）On peeling tests, synthetic ester oil based hydraulic fluids and greases had better peeling
resistance than vegetable oil based hydraulic fluids and greases.
4）On smearing tests, the smearing resistance varied widely depending on the brand name ofoils and greases. It was found that additives strongly influence the smearing resistance.

アリング性（スミアリングとは，転がり面に生じる表

1. まえがき面損傷の一種で，微小な焼付が集合したもの）及びグ
リースの高温寿命を調査した。

地球規模の環境汚染が深刻となっており，地球環境の保全が，21世紀の最大の課題といわれている。ト

2. 生分解性作動油

ライボロジーの分野でも，環境に有害な物質の排除，

2.1 試験油

長寿命化による環境への負荷の低減，廃棄物の無害化などが図られており，その中でも，特に，土壌中のバ

なたね油系と合成エステル油系の生分解性作動油をクテリアにより二酸化炭素（CO2）と水（H2O）に分使用した。比較対象として2種類の鉱油系作動油を用解する生分解性を備えた，プラスチックや潤滑剤が注いた。試験油の一般性状を表1に示す。

目を受けている。既に，生分解性の2サイクルエンジ

なたね油系作動油の特徴は，鉱油よりも高い比重をン油や建設機械用作動油などが検討・上市されヨーロ持ち，マルチグレードのエンジン油なみの高い粘度指ッパを中心に急速に普及しつつある。

数と低温流動性を有すること等が挙げられるが，一方

本稿では，生分解性作動油やグリースの転がり軸受

で，泡立ちが大きい欠点があるといわれている1)。
また，用潤滑剤としての実用性を検討するため，市販されて合成エステル油系作動油の特徴は，鉱油と同程度の耐いる生分解性作動油5種，生分解性グリース9種の転摩耗性を持ち，なたね油系作動油よりも低温流動性と動疲労寿命，油膜形成能，耐ピーリング性（ピーリング

高温での酸化安定性に優れていることが挙げられる。

とは，粗面転動等によって，転がり接触する物体の表

2.2 転動疲労寿命

面に，短時間に発生する微小はく離をいう），耐スミ

潤滑油として使用した場合に軸受の転動疲労寿命に及ぼす影響を調査するため， NTN スラスト型寿命試*軸受技術研究所-91-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

表1 試験油の一般性状
Typical properties of biodegradable hydraulic fluids
系

統

生分解性植物油（なたね油）
生分解性
合成エステル油
鉱油（比較対象)

比重
15/4℃

引火点 ℃

流動点 ℃

RA

0.92

>200

RB

0.93

油

名

粘度，mm2/s

粘度指数

40℃

100℃

-36

35

7.8

215

>250

-30

40

8.7

210

RC

0.92

>224

-30

34

7.9

213

SD

0.92

280

-40

42.4

8.3

175

SE

0.92

221

-58

48.7

8.7

160

MF

0.87

212

-45

46.2

6.9

104

MG

0.88

224

-27.5

36.4

6

110

験機を用いて寿命試験を行った。なたね油はオレイン

表面起点型のはく離があったものの，はく離以外にピ酸やリノール酸などの不飽和脂肪酸を多く含有していーリングなどの損傷は見られなかったので，潤滑状態

るため酸化安定性が悪く，高温で使用された場合に劣は良好であったといえる。一方，120℃では，寿命1)化して性能が低下することが危惧される ので，常温の長い順に，合成エステル，鉱油，なたね油となり，と高温120℃での評価をした。

常温の結果と異なった。いずれも表面起点型のはく離

図1に試験機の概略を，表2に試験条件を示す。

であり，混合潤滑の状態にあったと思われる。また，

表3に試験結果を示す。常温では，なたね油系，合なたね油は合成エステル油，鉱油に比べ摩耗が大きか成エステル油系の生分解性作動とも鉱油系作動油と同った。見掛けの油膜パラメータΛは1.0以上であるが，程度の寿命を示している。なたね油RBのように，鉱真実接触部での温度は120℃以上であり，Λは1.0以

油に比べ2〜3倍の長寿命を示す油もあった。なたね

下になっていたと推定される。

油，鉱油では内部起点型のはく離，合成エステルでは
表2 転動疲労試験条件（スラスト型寿命試験機）
Test conditions for rolling contact fatigue life comparison
常回転軸

生分解性作動油

51106

温

120℃

回転輪

51106内輪

1/4"鋼球固定輪

GS81106（φ47×φ30×t3） SUJ2平板φ60×φ30×t10
0.078μmRMS
0.047μmRMS

GS81106

鋼球

1/4" 3個 0.019μm RMS

荷重

図1 スラスト型寿命試験機の構造
Rolling contact fatigue test rig

51306内輪

13/32" 3個 0.009μm RMS

回転速度

2 800rpm

2 800rpm

Pmax

5.88GPa（鋼球vs平板）

5.45 GPa（鋼球vs平板）

潤滑方法

油浴潤滑

油浴潤滑

油温

65〜70℃

120±5℃

油膜パラメータ
1.9〜2.1Λ

1.0〜1.5

表3 試験油の転動疲労寿命
Rolling fatigue life of biodegradable hydraulic fluids
系

統

植物油
（なたね油）
合成エステル油
鉱油（比較対象)

油

名

常 温

120℃

L10,minL50,mine

L10,minL50,min

e

RA

1870

4997

1.92

153

464

1.7

RB

3904

6808

3.39

209

626

1.71

RC

1456

3155

2.44

181

398

2.39

SD

2318

6842

1.74

1026

2558

2.06

SE

1309

2814

2.46

766

1348

3.34

MF

1861

6208

1.56

449

955

2.5

MG

1274

3664

1.78

297

757

2.01

-92-

生分解性作動油・グリースの性能評価

なたね油は酸化安定性が悪いため，試験中に酸化を

SUJ2, HRC62, 3μm Rmax

駆動側円筒

受けて油膜形成性が低下して，120℃での転動寿命が低下したことも考えられるので，120℃で試験後

φ39.6×L12×R60

従動側円筒

SUJ2, HRC62, 0.2μm Rmax
φ39.6×L12

回転速度

2 000rpmの潤滑油の全酸価を測定した。表4に結果を示す。なたね油系のRBでは明らかな酸化劣化が見られたが，RA，RCでは明確な酸化劣化は認められず，寿命試験
結果との相関は得られなかった。酸化劣化による潤滑

Pmax

2.3GPa

接触楕円2.34mm×0.72mm

負荷回数

4.8×105回

油膜不足が原因で金属接触が生じやすくなり，短寿命

雰囲気温度

室温

になったことが予想されたが，全酸価の測定結果から

給油方法

フェルトパッド

は，寿命との対応を見出すことはできなかった。
駆動側円筒

表4 試験前後の全酸価
Total acid number before and after fatigue test at 120˚C
系

統

植物油
（なたね油）
合成エステル
鉱

油

油名

従動側円筒

全酸価，mgKOH/g
新品

試験後（時間,min）

RA

0.86

0.92（ 592）

RB

0.69

4.17（ 582）

RC

0.38

1.13（ 554）

SD

0.15

0.22（1138）

SE

1.36

1.37（1113）

MF

0.75

1.27（ 564）

MG

1.97

2.14（ 513）

駆動側

従動側

図2 二円筒試験機概略図
Test conditions for peeling test and two roller test rig

金属接触率，％

100

2. 3 耐ピーリング性
二円筒試験機により油膜形成能と耐ピーリング性を調査した。

RA
RB

80

RC
60

SD
SE

40

MF
MG

20

図2に試験機略図と条件を，図3に金属接触率の時

0間変動，図4に従動側円筒表面に発生したピーリング

0

1

2

の面積率を示す。いずれの試験油においても，時間

3

4

5

時間，h

の経過と共に，駆動側円筒の表面あらさ突起部のな

図3 生分解性作動油の金属接触率
Metal-to-metal contact ratio of hydraulic fluids

じみにより，金属接触率が低下しているのがわかる。
また，なたね油は，合成エステル油，鉱油と比べ，いずれの時間においても，金属接触率が大きく，転がり接触部の油膜形成能が劣っている。合成エステ

50

ピーリング面積率，％

ル油は鉱油と同等あるいはそれ以上の油膜形成能を示している。
油膜形成能とピーリング面積率はほぼ対応がつき，なたね油の耐ピーリング性は劣るといえる。
また，従動側円筒母線形状の測定から，なたね油
では1.5〜2.5μm，合成エステル油では0.5〜0.9μm，鉱油では0.25〜0.5μmの摩耗が見られた。

40
30
20
10
0
RA

耐摩耗性とピーリング面積率にもほぼ対応がつき，

RB

RC

SD

SE

MF

油種

なたね油の耐摩耗性が劣ることがわかる。一般に，

図4 生分解性作動油の耐ピーリング性
Peeling performance of hydraulic fluids

耐ピーリング性には潤滑油の粘度の影響が大きい2)と
-93-

MG

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

いわれているが，粘度だけで考えると試験油種間の油

なたね油と鉱油はほぼ同等の耐スミアリング性を示

膜形成性に差はないので，生分解性の作動油では油のしたが，合成エステル油は銘柄により大きく異なった。

種類の影響が大といえる。

これは耐スミアリング性に添加剤が大きく影響したものと思われる2)。

2. 4 耐スミアリング性

3. 生分解性グリース

転がり−すべり接触部に発生するスミアリング損傷

3. 1 試験グリース

性に及ぼす影響を，ピーリング試験と同様に二円筒試験機により調査した。表5に試験条件を，表6にスミ既に市販されている9種類の生分解性グリースを使

アリング発生時の駆動側円筒の回転速度と発生時間を用した。試験グリースの一般性状を表7に示す。

示す。

基油の組成は3種類が植物油系，6種類が合成エス
テル油系である。
表5 スミアリング試験条件
Test conditions for smearing test

3. 2 グリース寿命

駆動側円筒
従動側円筒

SUJ2, HRC62, 3μmRmax
φ39.7×L12×R60

Pmax

2.0GPa接触楕円1.26mm×0.6mm

雰囲気温度

室温

給油温度

フェルトパッド

回転速度

駆動側：200rpm（なじみ運転180秒）
から100rpm単位で30秒毎に増速
従動側：200rpm一定

NTN グリース高温耐久試験機を用い，転がり軸受用グリースとしての可能性を検討した。図5に試験機の概略と試験条件を，表8に試験結果を示す。試験温度としては100℃と150℃の2水準を設定した。
植物油系グリースの寿命は非常に短く，100℃で60〜170時間であり，現在多用されている汎用Li石
けん-鉱油系グリースの30%程度の寿命である。成分分析の結果，酸化防止剤などは添加されているので，基油の酸化防止能が劣るためと推定される。

表6 スミアリングの発生状況
Smearing performance of hydraulic fluids
系

統

植物油
（なたね油）
合成エステル鉱

油一方，合成エステル油系グリースでは，グリース間の格差が大きく，20倍以上の開きがあった。最も長スミアリングの発生状況

油名

回転速度

発生時間

寿命のグリースの寿命はモータ用の汎用グリースに近RA

1200rpm

7分36秒

い水準であった。添加剤の違いや同じエステル系でも

RB

1100

7分28秒

分子構造の違いにより，耐熱性が著しく異なるためと

RC

1200

7分38秒

思われる。

SD

1000

6分49秒

グリース寿命との対応を見るために，グリースを

SE

1800

10分19秒

SPCC製の鉄板上に50mm×50mmの範囲で厚さ

MF

1100

7分07秒

MG

1100

7分11秒

1mmに塗布し，100℃の高温槽内に100時間放置
し，蒸発量，ちょう度及び全酸価の変化を測定した。

表7 生分解性グリースの一般性状
Typical properties of biodegradable greases
試料名

基油

B-1
B-2

植物油

増ちょう剤

8

280

150

98

―

280

195

>95

34.9

Li/Ca石けん

35

Li石けん

E-2
Li石けん

E-5
E-6

生分解率 %

Ca石けん

複合Li石けん

E-4

滴点, ℃

100℃

E-1
合成エステル油

混和ちょう度

40℃

B-3

E-3

基油粘度,mm2/s

ウレア

110.5

14.3

270

184

91

72

10.3

280

>260

99

90

13

280

163

93

112.1

15.8

280

188

91

54.8

8.8

270

184

60

90

―

280

190

>80

90

13

270

270

87

-94-

試験軸受

6204ZZ

グリース封入量，g1.8±0.1

試験温度，℃

100±2，150±2

回転速度，rpm

10000

荷重，Ｎ

Fr=Fa=67

グリース寿命（150℃），h

生分解性作動油・グリースの性能評価

ヒータ

1000
800
600
400
200
0
0

0.2

負荷用コイルバネ

試験軸受

0.4

0.6

0.8

1.0

1.2

Sの定量値，wt％

支持軸受

図6 硫黄定量値とグリース寿命
Sulfur content vs grease life

3. 3 耐ピーリング性
作動油の場合と同様に二円筒試験機により油膜形成
図5 グリース高温耐久試験機略図と試験条件
Test rig for grease life test

能と耐ピーリング性を調査した。評価方法，条件などは2.3項と同様である。
図7に金属接触率の時間変動，図8に従動側円筒表

表8に結果を示す。蒸発量，ちょう度は植物油系と合面に発生したピーリングの面積率を示す。いずれの試成エステル油系で大きな差は見られないが，全酸価の験グリースにおいても，時間の経過と共に金属接触率変化の傾向が異なる。植物油系では全酸価が増加の傾は低下しているのがわかる。また，植物油系と合成エ向にあるのに対し，合成エステル油系では減少傾向で

ステル油系を比較すると，植物油系の金属接触率が大ある。植物油系では酸化が進行しているのに対し，合きく，植物油系グリースは転がり接触部の油膜形成能

成エステル油系では酸化が進んでいないことがわかが劣っていることがわかる。油膜形成能とピーリングる。

面積率はほぼ対応がつき，植物油系の耐ピーリング性

図6にLi石けん-合成エステル油系グリースでのSは合成エステル油系よりも劣るといえる。合成エステ（硫黄）の定量値と150℃のグリース寿命との対応を

ル油系は一般グリースと比較してそん色ない耐ピーリ示す。S（硫黄）の定量値と150℃グリース寿命にはング性を有するといえる。

相関が認められ，添加量の多いグリースほど長寿命のまた，耐ピーリング性には潤滑油の粘度が影響する傾向が見られる。添加剤によりグリースの酸化防止能といわれているが，基油粘度とピーリング面積率に相が向上し，長寿命になったものと考えられる。

関は認められなかった。2.3項の作動油と同じ傾向を示しており，なたね油（ないし，植物油）は粗面転動での油膜形成能，耐ピーリング性が劣るといえる。

表8 生分解性グリースの性能
Performance of biodegradable greases
添加剤＊）

試料名

寿命L50，h

ちょう度

全酸価,mgKOH/g

100℃

150℃

蒸発量
%

放置前

放置後

放置前

放置後

165

20

2.7

252

236

3.3

4.2

B-1

S，SP系

B-2

―

65

17

3.3

238

184

2.9

13.6

B-3

S，SP系

57

33

1.1

248

224

1.4

2.7

E-1

S，SP系

7247

860

3

242

238

2.7

1.6

E-2

ZnDTP

373

36

2.9

246

276

4.6

3.7

E-3

S，SP系

2827

273

1.6

246

240

1

0.3

E-4

S，SP系

1107

106

2.3

248

244

2.3

1

E-5

S，SP系，Ca系

2363

96

3.6

248

241

2.1

1.8

E-6

S系

1354

469

1

270

268

0.6

0.8

注 ＊）当社での分析データ-95-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

100

が，一般のグリースに比べ高い値を示す。

B-2

80

金属接触率，％

合成エステル油系とも試料により大きく異なっている

B-1
B-3

60

E-1

耐スミアリング性には添加剤の影響が大きいといわE-2れており，今回の結果にも基油の種類よりも添加剤の

E-3

40

影響が大きく現れたものと思われる。

E-4
E-5

20

E-6
0

表12に植物油（なたね油）と合成エステル油の生
0

1

2

3

4

5

分解性潤滑油としての比較を示す。生分解性潤滑油の時間，h使用が主にヨーロッパで始まり，ヨーロッパでは植物

図7 生分解性グリースの金属接触率
Metal-to-metal contact ratio of greases

油（なたね油）は合成エステル油より低価格で，容易

ピーリング面積率，％に入手できるため，生分解性の潤滑油としては植物油50の利用が進んでいるが，生分解性を有しながら，かつ，

40

長寿命による環境への負荷の低減が図れる，これまでも潤滑油として多方面で使用されているという実績が30ある，という点から現時点では合成エステル油をベー20

スにした方が信頼性が高いと考える。

10
0
B-1

B-2

B-3

E-1

E-2

E-3

E-4

E-5

E-6

グリース種

表11 スミアリングの発生状況
Smearing performance of greases

図8 生分解性グリースの耐ピーリング性
Peeling performance of greases

試料名スミアリング発生時期
回転速度

発生時間

B-1

1300rpm

8分39秒

B-2

1000

6分52秒

B-3

1600

9分46秒

E-1

1600

9分37秒

E-2

1000

6分43秒

E-3

1600

9分40秒

E-4

1300

8分20秒

表11にスミアリング発生時の駆動側円筒の回転速

E-5

1300

7分50秒

度と発生時間を示す。耐スミアリング性は，植物油系，

E-6

1300

8分01秒

3. 4 耐スミアリング性
転がり−すべり接触部に発生するスミアリング損傷性に及ぼす影響を，ピーリング試験と同様に二円筒試験機により調査した。評価方法，条件などは2.4項と同様である。

表12 生分解性作動油・グリースの性能比較
Comparison of vegetable oil and synthetic ester oil
植物油
作動油
転動疲労寿命

常温120℃

合成エステル油

グリース

作動油

○〜◎
×
×

×

○

耐スミアリング性

○

○

×〜◎

×

注）作動油は鉱油を基準とした。グリースは汎用グリースを基準とした。

-96-

作動油
○

◎

耐ピーリング性グリース寿命

グリース

○

鉱油

○
○

○

○

○

×〜○

生分解性作動油・グリースの性能評価

4）耐スミアリング性は銘柄間の差が大きく，植物油4. まとめと合成エステル油間での明確な差はみられなかった。添加剤の影響の方が大きいといえる。

生分解性作動油やグリースの転がり軸受用潤滑剤としての実用性を検討するため，植物油（なたね油）と

5）コストを無視した場合，合成エステル油をベース

合成エステル油をベースにした市販の生分解性作動油にした潤滑剤の方が植物油ベースよりも信頼性が5種，生分解性グリース9種について転動疲労寿命，高いと考える。
6）用途，使用環境に応じた生分解性潤滑油・グリー

油膜形成能，耐ピーリング性，耐スミアリング性及びグリースの高温寿命を調査した。

スの開発は今後とも引き続き行われると思われる

1）作動油の常温での転動疲労寿命は，合成エステル

が，長寿命化による環境への負荷の低減を考慮す

油と植物油（なたね油）で差は見られなかったが，ると合成エステル油をベースにすることが望まし

120℃では合成エステル油の方が長寿命であっいと考える。

た。
2）グリースの寿命は，合成エステルの方が植物油より長寿命であり，モータ用の汎用グリースに近い

参考文献

水準のものもあった。

1）大川等，油圧と空気圧，（1992-11）23,7,18-24
2）徳田等，ベアリング エンジニア No,45，（1977）
8-193）耐ピーリング性（粗面転動に対する耐はく離性）
は作動油，グリースとも合成エステル油をベースにした方が高かった。

-97-

[解 説]

OA機器用樹脂摺動材の開発
江 上 正 樹**廣 瀬 和 夫**Development of Plastic Sliding Materials for OA Equipment
By Masaki EGAMI and Kazuo HIROSE
In office automation (OA) equipment such as copying machines and LBPs, many plastic sliding
parts, such as sliding bearings, gears, stripping fingers and paper feeding rollers are usedbecause of the heat resistance, low cost and self-lubricity of plastics. However, recent rapid
progress of the OA equipment has made the requirements of these devices higher and morediverse. With these changes, performance requirements of plastic sliding materials are also
getting higher. Increased heat resistance for high speed printing, reduced friction for energy
saving and low noise are instances of required performance. Low cost, down sizing andrecyclability are also needed with the trend of the times. In this report, the latest trends ofdevelopment of plastic sliding materials for OA equipment are introduced by taking the following
three items as examples.
(1) Development of a bearing for fuser roller at 250˚C operation(2) Development of a bearing for pressure roller under high PV value operation(3) Development of a bearing for toner cartridge

を事例として採り上げ，最近のOA機器用樹脂摺動材

1. まえがき

開発の動向を紹介する。

複写機やレーザ・プリンタを代表とするOA機器には，耐熱性，経済性，自己潤滑性の利点から，すべり

2. 250℃対応ヒートローラ軸受

軸受，歯車，分離爪，紙送りローラとして樹脂製摺動材が多用されている。しかし，昨今の急速なOA化の複写機やプリンタは，印刷速度により通常表1のよ進展にともなって，OA機器に求められる機能も常にうな3つのランクに分けられる。高速機種ほど定着温高レベル化，多様化しており，樹脂摺動材への要求性度が高い。従来より，中速機種以上のヒートローラ軸能も高度化する一方である。たとえば，印刷の高速化

受には速度や荷重の大きさから転がり軸受が使用さにあわせた耐熱性の向上，省エネルギー化のための低

れ，また低速機種にはポリフェニレンサルファイド樹

摩擦化，低騒音化などが挙げられるが，そのほかに時脂（PPS）を母材としたベアリーAS5053（NTN精代の要求として，低コスト化，小型化，リサイクル可密樹脂の商品名）製すべり軸受が使用されてきた（図能化なども重要な性能である。本稿では1参照）。しかし，ヒートローラ用転がり軸受は高温（1）250℃対応ヒートローラ軸受の開発，使用に耐えるよう，耐熱性グリース，樹脂製断熱スリ（2）高PV（面圧×速度）対応加圧ローラ軸受の開発，ーブや特殊熱処理を採用する必要があり，比較的高価となるため，ユーザから中速機種にも樹脂製軸受を流及び用したいという要求が出された。しかし，PPSの連（3）トナーカートリッジ用軸受の開発

続使用温度は230℃であるため，既存のAS5053では対応できず，新たな材料開発が必要となった。また，**軸受技術研究所**NTN精密樹脂（株）技術部

低速機種でもハガキの連続印刷により，紙が通過しな-98-

OA機器用樹脂摺動材の開発

表1 複写機及びLBPの機種構成
Classified characteristics of copy machine and LBP
機種

印刷速度

ローラ温度

低級機

10〜15枚/分

160〜200˚C

中級機

15〜30枚/分

250˚C

高級機

30枚以上/分

250˚C

軸

受

開発の課題

樹脂製すべり軸受
転がり軸受（熱処理，グリース，断熱スリーブ）→すべり軸受化

転がり軸受（熱処理，グリース，断熱スリーブ）いヒートローラ両末端が高温化し，PPS製軸受が溶て採用することとした。TPI分子構造の繰り返し単位

融するというケースがあり，より高温に耐える樹脂摺を図2に示す。本樹脂は連続使用温度が290℃で，射動材の要求を受けることがしばしばあった。

出成形が可能であると共に，難燃性である。

以上のような背景から，250℃対応ヒートローラ

材料開発に当たり，高温で各種充填剤が摩擦摩耗特軸受材の開発に着手した。本材に求められる性能とし性に及ぼす影響を調べた 1）。AS5053の材料組成をては，参考にし，TPIにポリテトラフルオロエチレン（1）ヒートローラ材質であるアルミニウム合金を損（PTFE），オキシベンゾイルポリエステル樹脂（OBP），

傷しないこと，

アラミド繊維及び黒鉛を添加し，表2のような5種類（2）250℃における摩擦係数が0.1以下であること，（3）同温度での比摩耗量が500×10−8の複合材料を試作した。これらをリング形状に射出成

3形し，軸加熱可能なジャーナル型摩擦摩耗試験機を用ｍｍ ／

いて摺動試験に供した。試験機の概略図を図3に示す。

（N・m）以下のこと，（4）難燃性であること

本試験機は実機定着部のシミュレーションを目的としが挙げられる。

て，ヒートローラと同様に，中空相手軸にヒータを挿入した構造となっている。試験条件を表3に示す。

2.1 材料開発

試験条件Ａ，Ｂ及びＣ下での摩擦係数を図4，5及耐熱性樹脂の代表的なものに，縮合型芳香族ポリイ

び6にそれぞれ示した。また，比摩耗量をまとめて図

ミド樹脂（PI）がある。しかし，PIは溶融流動性に乏7に示した。

しく，複雑な形状の軸受を得るには，圧縮成形の後，

図4〜6より，PTFEのみを配合したTPI-0は他材料

機械加工を行うため高価格となる。そこで，PIの分子に比べ摩擦係数が高く，経時変化も大きい。一方，黒構造にフレキシブルなセグメントを導入し，流動性を鉛を配合したTPI-2，3及び4は他材料に比べ低い摩改良した熱可塑性ポリイミド樹脂（TPI）を母材とし擦係数を示す。黒鉛の摩擦低減効果が窺われる。

ヒートローラヒートローラ軸受
O

O

O

C

C

C

C

O

O

N

O

ヒータ

N

図2 熱可塑性ポリイミド（TPI）の分子構造
Chemical structure of thermoplastic polyimide
表2 TPI複合材料の組成表
Composition of TPI-based composites
材料 No.
加圧ローラ軸受
加圧ローラ

図1 複写機・LBP定着部の概略図
Schematic representation of the copy machine and LBP

TPI-0

TPI-1

単位：VOL%

TPI-3

TPI-4

TPI

80

60

65

60

55

PTFE

20

25

25

25

25

アラミド繊維

―

5

5

―

5

OBP*

―

10

―

10

10

黒鉛

―

―

5

5

5

*：オキシベンゾイルポリエステル

-99-

TPI-2

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

図7より，TPI-0は大きな比摩耗量を示す。また，

察と顕微FT-IRによる分光分析を行ったところ，OBP

TPI-0は相手材であるアルミニウム合金の軸を損傷すを含有する複合材料，TPI-1，3及び4は，相手材表る。一方，PTFEに加え他の充填剤を配合したTPI-1

面に薄く均一な移着膜を形成することがわかった。こ〜4の耐摩耗性は大幅に改良される。これらは，相手の移着膜が摩耗を小さく抑えるものと考えられる。

材の損傷も少ない。特に，OBPの耐摩耗性改良効果

以上の知見を応用し，250℃対応ヒートローラ軸が著しいことがわかる。OBPの耐摩耗性向上メカニ

受材として，ベアリーPI 5013を開発した。

ズムを調べるため，試験後の相手軸摺動面の顕微鏡観

ハウジング

モータ

試験片

相手軸

表3 試験条件
Test conditions

熱電対

条

ヒータ

荷重

A

B

C

荷重，N

件

34.3

34.3

68.6

速度，m/min

2.8

9.0

9.0

温度，˚C

250

相手軸

アルミA5052（Ra=0.7μm）外径20.0mm

試験片寸法

内径20.4×外径28.0×幅5.0mm

試験時間，h50

図3 ジャーナル型試験機の概略図
Schematic representation of a journal type test rig

0.3

0.3
TPI-0
TPI-1
TPI-2
TPI-3
TPI-4

重：34.3N
度：2.8m/min
度：250℃

摩擦係数

0.2

摩擦係数

荷
速
温

荷 重：68.6N
速 度：9.0m/min
温 度：250℃

0.2
TPI-0
TPI-2
TPI-4
0.1

0.1

0

0
0

10

20

30

40

0

50

10

20

図4 TPI複合材料の摩擦係数（条件A）
Coefficient of friction of TPI-based composites under condition A

荷 重：34.3N
速 度：9.0m/min
温 度：250℃

1100

TPI-0
TPI-1
TPI-2
TPI-3
TPI-4

0.2

0.1

0
0

10

20

30

40

50

図6 TPI複合材料の摩擦係数（条件C）
Coefficient of friction of TPI-based composites under condition C

比摩耗量，×10-8 mm3/（N・m）

0.3

30

試験時間，h試験時間，h

摩擦係数

TPI-1
TPI-3

40

50

1130

800
条件A
条件B
条件C

600

400

200

0
TPI-0

試験時間，h

図5 TPI複合材料の摩擦係数（条件B）
Coefficient of friction of TPI-based composites under condition B

TPI-1

TPI-2

TPI-3

TPI-4

図7 TPI複合材料の摩耗特性
Specific wear rates of TPI-based composites-100-

OA機器用樹脂摺動材の開発

図9に，リングオンディスク型試験機で評価した，

2. 2 ベアリーPI 5013の特性

室温での摩擦摩耗特性を示す。試験条件は，面圧：

図8に，条件Bでの摩擦摩耗特性を縮合型芳香族PI

0.49MPa，速度：128ｍ／min，相手材：アルミダ

摺動グレードと比較して示す。

イキャストADC12である。室温及び高PV条件下でも

図8において，PI-A（仮称，黒鉛15wt％，PTFE
10wt％配合材）やPI-B（仮称，黒鉛15wt％配合材）

PI 5013は優れた摩擦摩耗特性を示す。

に比べ，PI 5013の摩擦摩耗特性が格段に優れるこ

表4にPI 5013の一般特性を示す。

とが分かる。

以上のように，ベアリーPI 5013は，室温から250℃程度の高温下で優れた摩擦摩耗特性を示すと共に，射出成形が可能であり，中級機種程度の電子写
800

摩擦係数

荷
速
温

重：34.3N
度：9.0m/min
度：250℃

0.08

600
摩擦係数
比摩耗量
400

0.04
200

0

0
PI 5013

縮合型PI-A

真装置のヒートローラ軸受や軟質相手材用摺動材とし比摩耗量，×10-8mm3/（N・m）

0.12ての応用が期待できる。

3. 高PV 対応加圧ローラ軸受
通常，電子写真式複写機及びレーザ・プリンタの定着部は，図1のように，ヒートローラと加圧ローラで構成されている。加圧ローラの軸材質は化学ニッケル

縮合型PI-B

メッキを施した快削鋼が一般的であり，その軸受は

図8 PI 5013及び縮合型芳香族PIの摩擦摩耗特性（条件B）
Sliding characteristics of PI 5013 and condensation Pl
under condition B

PPSを母材とするベアリーAS5000及びAS5053
が多用されている。
最近，プリンタへの新しい定着方式の導入や高性能

600
面
速
温

圧：0.49MPa
度：128m/min
度：室温

摩擦係数

0.2

400

摩擦係数
比摩耗量

0.1

200

0

0
PI 5013

縮合型PI-A

化に伴い，加圧ローラの材質がアルミニウム合金化さ

比摩耗量，×10-8 mm3/（N・m）

0.3

れたり，使用条件が高PV化（例えば，面圧が1MPa以
上，速度が1.5ｍ／min以上）される傾向がある。相手材が化学ニッケルメッキの場合は，高PV下でもAS5053が優れた摩擦摩耗特性を発揮するが，アルミニウム合金と高PV条件の組合わせにおいては，既存材では性能が充分でないことがわかった。そこで，相手材質によらず，高PVでも優れた摩擦摩耗を示す
加圧ローラ軸受の開発を行った。

縮合型PI-B

図9 PI 5013及び縮合型芳香族PIの摩擦摩耗特性（高PV，室温）
Sliding characteristics of PI 5013 and condensation Pl
under high PV value at room temperature

3. 1 材料開発
加圧ローラ軸受の使用温度条件は，およそ150〜165℃である。また，ヒートローラ軸受と同様に難燃性が求められるので，母材にはPPSを用いPPS，

表4 ベアリーPI 5013の一般特性
Characteristics of BEAREE PI 5013
項

目

試験方法

単位

特性値

比重

ASTM D792

―

1.59

引張強度

ASTM D638

MPa

40

伸び

ASTM D638

％

5.5

曲げ強度

ASTM D790

MPa

68

曲げ弾性率

ASTM D790

MPa

5090

線膨張係数
ASTM D696（R.T.〜200˚C）

1/˚C

4.8×10-5

―

V-0

難燃性

UL94

PTFE，アラミド繊維及び特定の無機化合物αの4成分系で，新材料RCA7441の開発に至った。

-101-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）

図10〜12より，AS5053がアルミニウム合金相

3. 2 RCA7441の特性
RCA7441及びAS5053の高PV下での摩擦特性を手の場合，摩擦摩耗特性が悪化するのに対して，

それぞれ図10及び11に示す。摩耗特性を図12に示RCA7441はいずれの相手材でも優れた性能を発揮す。試験機は図3のものを用い，160℃で評価した。

することが分かる。
参考として，表6にRCA7441の一般特性を示す。

試験条件を表5に示した。

以上のように，RCA7441を用いることにより，加圧ローラ軸受の使用条件の変化に対応可能であると

0.5

荷
周
温

摩擦係数

0.4

重：132.3N（1.32MPa）
速：1.5m/min
度：160℃

相手材：A5056

考えられる。また，RCA7441はAS5053に比べ経相手材：ニッケルメッキ

済的な原料で構成されており，低コスト化にも則して
いる。

0.3

0.2

4. トナーカートリッジ用軸受
0.1

トナーカートリッジの構造例を図13に示す。トナ
0
0

50

100

150

200

ーカートリッジはその名の通りトナーの入れ物であ250

試験時間，hり，蓄えられているトナーはマグネットローラにより

図10 RCA7441の高PV 下での摩擦係数
Coefficient of friction of RCA7441 under high PV value

感光ドラムに供給され，紙に転写されることで画像が形成される。マグネットローラは，その内部に棒状磁石が挿入されている。トナーには一般的にキャリヤー

0.5
荷
周
温

摩擦係数

0.4

と呼ばれる磁性酸化鉄の微粉末が配合されており，マ重：132.3N（1.32MPa）
速：1.5m/min
度：160℃

相手材：A5056

グネットローラの回転に伴い磁性酸化鉄を含むトナー

相手材：ニッケルメッキ

0.3

0.2

表5 試験条件
Test conditions

0.1

項
0

50

100

150

200

250

試験時間，h

図11 AS5053の高PV 下での摩擦係数
Coefficient of friction of AS5053 under high PV value

比摩耗量，×10-8 mm3/（N・m）

目

条

荷重，N

0

400
荷
周
温

件

132.3

速度，m/min

1.5

温度，˚C

160

相手軸

アルミA5056及びニッケルメッキ
Ra=0.7μm，外径20.0mm

試験片寸法

内径20.4×外径28.0×幅5.0mm

試験時間，h250

重：132.3N（1.32MPa）
速：1.5m/min
度：160℃

表6 RCA7441の一般特性
Characteristics of RCA7441

相手材：A5056
相手材：ニッケルメッキ

項

200

0
RCA7441

AS5053

材

料

図12 RCA7441及びAS5053の高PV下での摩耗特性
Specific wear rates of RCA7441 and AS5053 under highPV value

試験方法

単位

特性値

比重

ASTM D792

―

1.69

引張強度

ASTM D638

MPa

42

伸び

ASTM D638

％

4

曲げ強度

ASTM D790

MPa

68

曲げ弾性率

ASTM D790

MPa

5950

線膨張係数
ASTM D696（R.T.〜200˚C）

1/˚C

6.6×10-5

―

V-0相当

難燃性

-102-

目

UL94

OA機器用樹脂摺動材の開発

が感光ドラムに運ばれるしくみとなっている。トナー

0.4
面 圧：1.96MPa
速 度：4.2m/min
相手材：AI A5056
温 度：室温試験機：ジャーナル型

カートリッジは，トナーが枯渇した際にユニットごと交換されるため，OA機器本体に比べ生産量が数倍多

0.3

摩擦係数

く，また，製品寿命も長い。そのため使用部品にも高信頼性が求められる。従来よりマグネットローラの軸
受にはミニアチュア軸受が用いられてきたが，昨今の低コスト化から樹脂製軸受の採用が増加する傾向にあNY5100
RCA62600.2

0.1

る。そこで，本用途に対し汎用エンプラを母材とした軸受材の開発を行った。本軸受の使用条件は，面圧：002MPa，速度：4〜10m/min，相手材：アルミニウ

10

20

30

40

50

試験時間，hム合金である。

図14 NY5100及びRCA6260の摩擦係数
Coefficient of friction of NY5100 and RCA6260
トナーカートリッジ
レーザ

トナー

摩耗量，μmトナーブレード

60.0

撹拌ローラ
マグネットローラ
感光ドラム

紙

40.0

面 圧：1.96MPa
速 度：4.2m/min
相手材：AI A5056
温 度：室温試験機：ジャーナル型

20.0

図13 トナーカートリッジの概略図
Schematic representation of a toner cartridge
0.0NY5100

RCA6260

材

4. 1 材料開発
トナーカートリッジ部の温度は50℃程度であり，料

図15 NY5100及びRCA6260の摩耗特性
Wear properties of NY5100 and RCA6260

高度な難燃性も求められないことから，汎用樹脂ない
しは汎用エンプラの領域であるが，従来の知見から6ナイロン（PA6）とポリエチレン樹脂（PE）のポリ
マーアロイ（PA/PEアロイ）を母材として用いた。
摩擦係数の低減を目的に，潤滑油の配合を行うととも

潤滑油含有
PE粒子

に，材料組織をコントロールすることにより，従来の含油プラスチックとは摺動モデルの異なるベアリー
NY5100を完成した。

4. 2 ベアリーNY5100の特性と摺動モデル
ベアリーNY5100及び，開発過程で作成したいわ
ゆる含油プラスチックRCA6260（PA6に潤滑油を8wt％配合）の，ジャーナル型試験機で測定した摩擦係数を図14に示す。摩耗特性を図15に示す。評価条

5μm

写真1 NY5100の材料組織
Morphology of NY5100

件は，面圧：1.96MPa，速度：4.2m／min，相手材：A5056，温度：室温である。また，NY5100とRCA6260の材料組織写真（SEM写真）をそれぞれ写真1及び2に示す。
-103-

NTN TECHNICAL REVIEW No.67（1998）と摺動界面に現れるような状態になっていないので摩耗も大きい。

潤滑油

一方，NY5100では，潤滑油はPE粒子内に含有されており，しかも非常に細かく分散しているので，摺動界面に潤滑成分が常に存在し，摩擦係数が低く安定すると考えられる。またPA6とPEの界面が接着しているので，潤滑成分が摺動界面から脱落しにくく，摩耗も小さいと考えられる。さらに移着膜形成により相手材を保護するため，相手材損傷もない。
以上のように，NY5100は新しい摺動モデルにより優れた摩擦摩耗特性を発揮し，トナーカートリッジ
用軸受にはもちろんのこと，汎用摺動材として有用で5μm

写真2 RCA6260の材料組織
Morphology of RCA6260あると考えられる。

5. あとがき図14より，RCA6260は初期の摩擦係数は低いものの，試験時間の経過と共に増加していく傾向を示す。

OA機器は変化のサイクルがきわめて速く，部品にそれに対してNY5100の摩擦係数は低く，なおかつ対する要求特性も高度化する一方である。本稿で紹介

安定している。また，RCA6260はアルミ相手材をした事例はその一部であり，多くの開発課題が存在す

損傷するのに対し，NY5100はアルミ上に移着膜をる。今後もニーズを先取りし開発を進めることで，必形成し，損傷しない。NY5100は摩耗量も小さい。

要な摺動材をタイムリーに提案し，機器の高性能化に一方，材料組織において，RCA6260（写真2）では貢献していきたいと考える。

PA6中に潤滑油が抜け出たと思われる大きな穴が見られるのに対し，NY5100（写真1）に穴はなく，
PA6の海相に潤滑油を含有したPEの島相が細かく点

参考文献

在した組織になっている。

1）M. Egami：トライボロジスト，42，10（1997）785.

摩擦摩耗特性と組織観察結果を考慮に入れ，
NY5100とRCA6260の摺動界面をモデル化すると
図16のようになる。図16において，RCA6260では摺動の初期に油滴から多量の潤滑油が供給され，摩擦は一旦低下するが，潤滑油を保持する物質が存在しないため，PA6と相手材の接触及びすべりにより生ずる摩耗粉とともに潤滑油が摺動界面から排除され，それにともなって摩擦係数が増加していくと考えられる。しかも，潤滑油の分散単位が大きく，油滴が次々

潤滑油含有PE

潤滑油

移着膜（a）NY5100（b）RCA6260

図16 NY5100及びRCA6260の摺動モデル
Sliding models of NY5100 and RCA6260-104-

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EBJ

EDJ

軽量化・コンパクト化，伝達効率アップを実現し，環境・機能両面の向上に適合した画期的な等速ジョイントです。

従来のBJ，DOJに対し，強度，耐久性を損
なわず，次のような特長をもっています¡軽量化
EBJ：BJに対し約20％ダウン
EDJ：DOJに対し約10％ダウン¡コンパクト化EBJ：BJ外輪外径に対し約7％ダウン
EDJ：DOJ外輪外径に対し約4％ダウン

140
EBJ
BJ

120
100
80
60
40
20
0

5×103

104

温度上昇ファクター F（mm/min）¡温度上昇量

詳細は，本号P26〜31をご参照くだ
さい。

EDJ
DOJ

120
100
80
60
40
20
0

5×103

104

温度上昇ファクター F（mm/min）

T＝196N･m，N＝300rpm¡トルク損失率

T＝196N･m，N＝300rpm

5

2
EBJ95
BJ95L

4

トルク損失率（％）

トルク損失率（％）

低い（図2）

140

図1 温度上昇特性

EBJ，EDJ共約20℃ダウン（図1）
EBJ，EDJ共高角度時のトルク損失率が温度上昇量（外輪表面温度−雰囲気温度）（℃）

長
温度上昇量（外輪表面温度−雰囲気温度）
（℃）

特

3
2
1
0

0

10

20

30

40

50

EDJ95
DOJ95

1.5

1

0.5

0

0

図2 トルク損失率

-105-

5

10

15

角度（°）

角度（°）

20

25

[ 新商品紹介 ]CVT（無段変速機）用ツーウェイクラッチユニット

左右対称形状のスプラグを用い，入力回転方向に応じて自動的にクラッチ方向を切り替えることができます（両方向クラッチ）。

特長ツーウェイクラッチユニットの断面図¡スプラグを用いることにより，高トルク伝達が可能¡左右対称形状のスプラグを用い，入力回転方向に応じて自動的にクラッチ方向を切り替えることができます（両方向クラッチ）¡高い耐久性-106-[ 新商品紹介 ]プーリ内蔵形オートテンショナユニット

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オートテンショナ構造の変遷

オートテンショナとプーリを一体化した超小型タイプ¡揺動支点，取り付けボルトをプーリ内径部に配置¡超小型油圧オートテンショナを，プーリ内径部に設けプーリ一体化を実現（51）（29）（10）

（φ65）

（M10）

（24.5）-107-

[ 新商品紹介 ]食品機械用 ポリルーブ® ベアリング

食品機械用熱固化型グリースの採用により，安全性の向上と長期メンテナンスフリー化を実現

食品機械用熱固化型グリース

構造図

;;

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熱固化型グリース（P-06）

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許容dn値：120 000［dn＝軸受内径寸法 d（mm）×使用回転数 n（rpm）］-108-

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長

用

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-110-

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用

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途

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浄する場合

K-PU-N25
締結用こま

-111-

調整ナット

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特長
動圧ベアファイト

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動圧ベアファイトユニット

応用例
軸¡内径寸法：φ2〜φ6

ステータ¡適応機種：CD−ROM，DVD−ROM / RAM，
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ロータ

動圧ベアファイト

ハウジング
スラスト受け詳細は，本号P79〜82をご参照ください。
DVD−ROM/RAM用モータへの応用例-112-

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特

長

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ひげ剃り器，ガスボンベ

詳細は，専用カタログCAT. No. 5115/Jをご覧ください。

-113-

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FL3642

無潤滑および液中での使用に対応，優れた耐熱・耐摩耗・耐薬品性を発揮

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特

長

用

途

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いため，スティックスリップが起こりにくい¡軟質相手材，特に軟鋼・ステンレス鋼との相性がよい¡酸・アルカリ・溶剤による影響を受けにくい

詳細は，専用カタログCAT. No. 5100-%/Jをご覧ください。

-114-