【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、回転軸を支承する軸受として用いられる円筒ころ軸受に係り、特に、転動体としての円筒ころにラジアル方向とアキシアル方向の合成荷重が作用する場合に使用される円筒ころ軸受の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、回転軸を支承する転がり軸受として、たとえば、図１０に示すような円筒ころ軸受１０が知られている。この円筒ころ軸受１０は、円環状の内側軌道面１２ａを外周に有する内側軌道輪１２と、この内側軌道輪１２の軌道面１２ａと対向する円環状の軌道面１４ａを内周に有する外側軌道輪１４と、これら軌道輪１２，１４の軌道面１２ａ，１４ａ間に配設された複数の円筒ころ１６とを備えており、内側軌道輪１２又は外側軌道輪１４の一方を回転輪として用い、他方を固定輪として用いると、回転輪の回転に伴って円筒ころ１６が軌道輪１２，１４の軌道面１２ａ，１４ａ上を転動するようになっている。
【０００３】
このような円筒ころ軸受では、図１１に示すような鍔部１８を内側軌道輪１２や外側軌道輪１４の軌道面端部に設け、この鍔部１８の内側面１８ａに円筒ころ１６の端面１６ｂを当接させてアキシアル荷重を受けるようにしている場合が多いが、円筒ころ１６の周面１６ａと端面１６ｂとの境界部に形成された面取り部２０の曲率半径ｃが鍔部１８の内側面１８ａと軌道輪の軌道面との境界部に形成された逃げ溝２２の高さｈ１よりも小さい場合には、円筒ころ１６の端面１６ｂが逃げ溝２２のエッジ部２２ａに接触し、焼付き等の発生原因となるエッジロードが円筒ころ１６の端面１６ｂに発生することがある。
【０００４】
また、鍔部１８との接触による摩擦力によって図１２に示すようなスキューが円筒ころ１６に生じると、円筒ころ１６と鍔部１８との接触位置が円筒ころ１６のスキュー角によって変化し、スキュー角が大きい場合には、円筒ころ１６と鍔部１８との接触部分が鍔部１８からはみ出しまい、その結果、円筒ころ１６にエッジロードが発生することがある。
【０００５】
このような不具合を防止するため、種々の方策が従来から考案されており、例えば英国特許第１５２００６０号明細書には、円筒ころと鍔部との金属接触を最小限に抑えるために、円筒ころの端面や鍔部の内側面にクラウニング加工を施すことによって円筒ころの端面を鍔部の内側面に楕円の形態で点接触させるようにしたもの（以下「第１の従来例」と称す）が開示されている。また、特開平７−１２１１９号公報には、エッジロードの発生を防止する対策として、鍔部の内側面を円筒ころの端面に対して５′〜３°の開き角で傾斜させた円筒ころ軸受（以下「第２の従来例」と称す）が開示されており、さらに特開２００１−８２４６５号公報には、スキューモーメントを小さくするために、軌道輪の軌道面粗さを適正な値に設定したものが開示されている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述した第１の従来例では、研磨工程や検査工程を繰り返しながらクラウニング加工を施すため、多くの加工コストと検査コストを要し、最近のコストダウン要求に応えられないという問題がある。
これに対し、第２の従来例では、上記のような問題が生じることは少ないが、図１３に示すように、面取り部２０の曲率半径ｃが逃げ溝２２の高さｈ１よりも小さい場合には、円筒ころ１６の端面１６ｂが逃げ溝２２のエッジ部２２ａに接触してしまうため、円筒ころ１６と鍔部１８との間に良好な油膜を形成することが困難となる。
【０００７】
一方、面取り部２０の曲率半径ｃが逃げ溝２２の高さｈ１よりも大きい場合には、円筒ころ１６の端面１６ｂが逃げ溝２２のエッジ部２２ａに接触することはないが、円筒ころ１６に作用するアキシアル方向の負荷荷重が大きい場合には、円筒ころ１６と鍔部１８との接触点が楕円以外の形状に変化し、いわゆる接触楕円のはみ出し現象が生じることによってエッジロードが発生する可能性がある。
【０００８】
そこで本発明は、このような問題点に着目してなされたものであり、アキシアル方向の負荷荷重が大きい場合やスキューが生じた場合でも円筒ころと鍔部との接触点が楕円以外の形状に変化してしまうことを防止することのできる円筒ころ軸受を提供することを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、円環状の軌道面を外周に有する内側軌道輪と、この内側軌道輪の軌道面と対向する円環状の軌道面を内周に有する外側軌道輪と、前記内側軌道輪および前記外側軌道輪の両軌道面間に配設された複数の円筒ころとを備え、前記内側軌道輪および／又は前記外側軌道輪の軌道面端部に鍔部を設け、この鍔部の内側面を前記円筒ころの端面に対して所定の角度で傾斜させた円筒ころ軸受において、前記円筒ころの直径をＤａ、前記円筒ころの周面と端面との境界部に形成された面取り部の面取寸法をｃ、前記軌道輪の軌道面と前記鍔部の内側面との境界部に形成された逃げ溝の高さをｈ１、前記逃げ溝の高さと前記円筒ころの直径との比をｈ１／Ｄａ＝０．０５〜０．０７としたとき、前記面取り部の面取寸法を前記円筒ころの直径に対してｃ＝０．０８Ｄａ〜０．１８Ｄａの範囲内に設定したことを特徴とする。
【００１０】
請求項２の発明は、請求項１記載の円筒ころ軸受において、前記面取り部の面取寸法を前記円筒ころの直径に対してｃ＝０．０８Ｄａ〜０．１Ｄａの範囲内に設定したことを特徴とする。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。なお、図１０乃至図１３に示したものと同一部分には同一符号を付し、その詳細な説明は省略する。
図１乃至図４は本発明の一実施形態を示しており、図１は本発明の一実施形態に係る円筒ころ軸受の要部を示す断面図、図２は図１の円筒ころ１０にスキューが生じた場合の状態を示す断面図である。図１及び図２に示すように、円筒ころ１６が転動する軌道面１２ａの端部には鍔部１８が設けられており、この鍔部１８の内側面１８ａと軌道面１２ａとの境界部には、逃げ溝２２が軌道輪１２の周方向に沿って形成されている。
【００１２】
鍔部１８は円筒ころ１６の端面１６ｂに対向する内側面１８ａを有しており、この内側面１８ａを円筒ころ１６の端面１６ｂに対してδ＝５′〜３°の角度で傾斜させて軌道面１２ａの端部に設けられている。
円筒ころ１６はその周面１６ａと端面１６ｂとの境界部に面取り部２０を有しており、この面取り部２０の面取寸法及び曲率半径ｃは、円筒ころ１６の直径をＤａ、逃げ溝２２の高さをｈ１、逃げ溝２２の高さと円筒ころ１６の直径との比をｈ１／Ｄａ＝０．０５〜０．０７とすると、ｃ＝０．０８Ｄａ〜０．１８Ｄａ、好ましくはｃ＝０．０８Ｄａ〜０．１Ｄａに設定されている。
【００１３】
このような構成において、円筒ころ１６にアキシアル方向の負荷荷重が作用すると、円筒ころ１６の端面１６ｂが鍔部１８の内側面１８ａに点接触する。このとき、円筒ころ１６に作用するアキシアル方向の負荷荷重が大きい場合には、円筒ころ１６と鍔部１８は弾性変形が無視できなくなり、図３及び図４に示すような接触楕円２４を形成する。この場合、概ね面取り部２０の面取寸法及び曲率半径ｃと逃げ溝２２の高さｈ１との差（ｃ−ｈ１）が接触楕円２４の短半径ｂよりも小さいと、円筒ころ１６の端面１６ｂが逃げ溝２２のエッジ部２２ａと接触してしまい、エッジロードが発生する。また、接触楕円２４の長半径ａが円筒ころ１６の面取り部２０及び端面１６ｂよりはみ出す場合には、面取り部２０の曲率が理想的にはなだらかなため、接触楕円２４の長半径方向にはエッジロードは発生しないが、面圧が大きくなり、アキシアル荷重と釣り合いが取れるように接触楕円２４の短半径ｂが大きくなる。このため、接触楕円２４の短半径ｂが円筒ころ１６の端面１６ｂよりはみ出し、エッジロードが発生することになる。
【００１４】
従って、ヘルツの接触理論等に基づいて接触部分の曲率から接触楕円２４の大きさ及び形状を求め、長半径ａおよび短半径ｂの両方が鍔部内側面および円筒ころの面取り部２０及び端面１６ｂよりはみ出さないように設計すればエッジロードの発生は避けられる。
また、円筒ころ１６の面取り部分では、通常、接触楕円を形成して潤滑をするようなことは考えられていないので、面取り部２０の表面は研削前の黒皮が残存していたり、ショットピーニングによる梨地状態であったりする場合が多い。この場合、面取り部２０の表面粗さは研削面に対して非常に粗くて硬いため、理想的な潤滑が行われない場合が多い。従って、アキシアル方向に作用する負荷荷重の大きさによっては、円筒ころ１６の面取り部２０に残っている黒皮成分やショットピーニングによる梨地面を取り除いたり、面取り開始部分を滑らかにしたりすることが必要となる。そのためには、面取り部２０を形成した後に行うバレル加工の加工時間を長くすることによって解決できる。
【００１５】
バレル加工では、一度に多くの円筒ころ面取り部を処理できるため、円筒ころを一個ずつ加工するクラウニング研削加工よりも低コストに且つ短時間で加工することができる。
また、鍔部１８の開き角をδ（ｒａｄ）、逃げ溝２２の高さをｈ１（ｍｍ）、鍔部１８の高さをｈ２（ｍｍ）、面取り部２０の面取寸法及び曲率半径をｃ（ｍｍ）、円筒ころ１６の直径をＤａ（ｍｍ）、円筒ころ１６のピッチ円直径をＤｍ（ｍｍ）とすると、円筒ころ１６と鍔部１８との接触高さｈ（ｍｍ）、運動方向曲率半径Ｒｘ（ｍｍ）、接触点近傍の運動方向に対して垂直な面における曲率半径Ｒｙ（ｍｍ）は、下記の式から求めることができる。
【００１６】
【数１】
【００１７】
また、ヘルツの理論によると、
【００１８】
【数２】
【００１９】
となることが判っているので、これらの計算式を用いて円筒ころ１６の面取り部２０を最適設計することができる。
円筒ころ１６の端面１６ｂが鍔部１８の内側面１８ａに接触すると、円筒ころ１６と鍔部１８との接触点２４は図３及び図４に示すような楕円形となり、その大きさはアキシアル荷重の大きさによって変化するが、本実施形態では、鍔部１８の開き角δがδ＝５′〜３°、ｈ１／Ｄａがｈ１／Ｄａ＝０．０５〜０．０７である場合に、面取り部２０の面取り寸法及び曲率半径ｃが円筒ころ１６の直径Ｄａに対してｃ＝０．０８Ｄａ〜０．１８Ｄａ、好ましくはｃ＝０．０８Ｄａ〜０．１Ｄａに設定されているため、接触楕円２４が鍔部１８からはみ出すことがない。
【００２０】
また、本実施形態では、面取り部２０の大きさｃを逃げ溝２２の高さｈ１よりも接触楕円２４の短半径ｂ以上大きくしてあるので、逃げ溝２２のエッジ部２２ａに円筒ころ１６の端面１６ｂが接触することを回避できる。また、円筒ころ１６にアキシアル荷重が作用して接触楕円２４の大きさが最初に設定した大きさ以下であれば、円筒ころ１６の端面１６ｂがエッジ部２２ａに接触することを回避できる。さらに、円筒ころ１６に図２のようなスキューが生じた場合も鍔部１８の内側面１８ａが開き角δを有しているため、鍔部１８の先端部分で接触せず、鍔部１８の内側面１８ａが面取り部２０で接触するので、エッジロードを避けられる。
【００２１】
以下、図１０に示す形式の円筒ころ軸受（内径４０ｍｍ×外径８０ｍｍ×幅１８ｍｍ、内径８０ｍｍ×外径１４０ｍｍ×幅２６ｍｍ、内径１６０ｍｍ×外径２９０ｍｍ×幅４８ｍｍの３種類）について解析し、定量的に検証した結果を示す。
図５及び図６は、各々内輪鍔部、外輪鍔部において、円筒ころ１６の直径をＤａ（ｍｍ）、面取り部２０の面取寸法及び曲率半径をｃ（ｍｍ）、鍔部開き角をδ、逃げ溝２２の高さをｈ１、接触楕円２４のはみ出し量をｘ（ｍｍ）とした場合（ただし、δ＝５′〜３°、ｈ１／Ｄａ＝０．０５〜０．０７）におけるｘ／Ｄａとｃ／Ｄａとの関係を解析した結果を示す図であり、図中一点鎖線は円筒ころ軸受の基本静定格荷重の５％のアキシアル荷重が円筒ころ軸受全体に作用した時に円筒ころ１個に作用するアキシアル方向荷重を用いて計算される接触楕円２４の長半径ａ方向にはみ出す量を示している。また、破線は円筒ころ軸受の基本静定格荷重の５％のアキシアル荷重が円筒ころ軸受全体に作用した時に円筒ころ１個に作用するアキシアル方向荷重を用いて計算される接触楕円２４の短半径ｂ方向（この場合は鍔部の根元側）にはみ出す量を示し、実線は同じく接触楕円２４が短半径ｂ方向（この場合は鍔部の先端側）にはみ出す量を示している。
【００２２】
図５及び図６から明らかなように、ｃ／Ｄａが０．０８以下であると接触楕円２４が長径側すなわち円筒ころ１６の端面１６ｂからはみ出し、ｃ／Ｄａの大きさが０．１８を超えると接触楕円２４の短半径側の端部が鍔部１８の先端からはみ出すことがわかる。無次元化したころ面取りとはみ出し量の関係は、円筒ころ軸受の寸法にはほとんど依存しないことがわかる。
【００２３】
このことから、ｃ／Ｄａが０．０８〜０．１８の範囲内にある場合には、静定格荷重の５％程度のアキシアル荷重が円筒ころ１６に作用しても接触楕円２４が鍔部１８の内側面１８ａや円筒ころ１６の端面１６ｂからはみ出し、円筒ころ１６と鍔部１８との接触点が楕円以外の形状に変化してしまうことがないので、エッジロードの発生を回避することができる。
【００２４】
次に、円筒ころ１６の直径をＤａ、面取り部２０の面取寸法及び曲率半径をｃ、鍔部開き角をδ、研削用逃げ溝２２の高さをｈ１、円筒ころ１６の長さをＬ、円筒ころ１６の有効接触長さをＬｅｗ（＝Ｌ−２ｃ）とした場合（ただし、δ＝５′〜３°、ｈ１／Ｄａ＝０．０５〜０．０７）におけるＬｅｗ／Ｌとｃ／Ｄａとの関係を解析した結果を図７に示す。
【００２５】
図７の解析結果から明らかように、面取り部２０の面取寸法及び曲率半径ｃを大きくとると有効接触長さＬｅｗが短くなり、円筒ころ軸受の疲労寿命が短くなることが懸念される。円筒ころ１６に通常施されている面取り部の曲率半径を採用した場合、Ｌｅｗ／Ｌは０．９０程度であり、そのときの軸受寿命を１とするとＬｅｗ／Ｌが０．８である時の軸受寿命は、Ｐａｌｍｇｒｅｎの寿命計算式によると０．７６倍となる。また、Ｌｅｗ／Ｌが０．６である時の軸受寿命は０．３９倍となる。軸受寿命が通常品の０．３９倍になってしまうと長寿命の要求を満たせなくなることがある。従って、このことから、ｃ／Ｄａの大きさは０．１以下であることが望ましい。
【００２６】
次に、接触楕円２４のはみ出し解析と同じ３種類の寸法の円筒ころ軸受に対して、ＥＨＬ油膜計算式を応用して、合成粗さが０．５μｍのときの油膜厚さと合成粗さとの膜厚比とｃ／Ｄａとの関係を内輪鍔部及び外輪鍔部に対して解析した結果を図８及び図９に示す。解析は、以下の条件で行った。円筒ころに作用する荷重は接触楕円２４のはみ出し解析と同じ条件で、回転速度は内径４０ｍｍ、８０ｍｍ、１６０ｍｍの円筒ころ軸受の順に９０００ｍｉｎ−１、４８００ｍｉｎ−１、２２００ｍｉｎ−１で、潤滑油はＩＳＯＶＧ３２相当油を１００℃で使うものとした。
【００２７】
図８及び図９によると、膜厚比は、合成粗さが非常に粗い場合でもｃ／Ｄａが０．０８〜０．１の範囲内にあれば、５〜８と潤滑に対しては理想的であることがわかる。
以上のことから、円筒ころ１６の直径をＤａ、円筒ころ１６の周面１６ａと端面１６ｂとの境界部に形成された面取り部２０の曲率半径をｃ、軌道輪１２の軌道面１２ａと鍔部１８の内側面１８ａとの境界部に形成された逃げ溝２２の高さをｈ１、逃げ溝２２の高さと円筒ころ１６の直径との比をｈ１／Ｄａ＝０．０５〜０．０７としたとき、面取り部２０の曲率半径を円筒ころ１６の直径に対してｃ＝０．０８Ｄａ〜０．１８Ｄａ、好ましくはｃ＝０．０８Ｄａ〜０．１Ｄａの範囲内に設定すると、アキシアル方向の負荷荷重が大きい場合やスキューが生じた場合でも円筒ころ１６と鍔部１８との接触点が楕円以外の形状に変化してしまうことが抑制されるため、接触楕円２４のはみ出しによるエッジロードの発生等を防止することができる。
【００２８】
なお、本発明は上述した一実施形態に限定されるものではない。たとえば、上述した一実施形態では内側軌道輪１２の軌道面端部に鍔部１８を有する円筒ころ軸受に適用した場合を例示したが、外側軌道輪１４の軌道面端部に鍔部１８を有する円筒ころ軸受や内側軌道輪１２及び外側軌道輪１４の軌道面端部に鍔部１８を有する円筒ころ軸受などに本発明を適用することも可能である。
【００２９】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１の発明によれば、アキシアル方向の負荷荷重が大きい場合やスキューが生じた場合でも円筒ころと鍔部との接触点が楕円以外の形状に変形してしまうことが抑制されるため、接触楕円のはみ出しによるエッジロードの発生等を防止することができる。
請求項２の発明によれば、接触楕円のはみ出しによるエッジロードの発生等をより確実に防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態に係る円筒ころ軸受の要部を示す断面図である。
【図２】図１の円筒ころにスキューが生じたときの状態を示す図である。
【図３】図１に示す円筒ころと鍔部との接触点の形状を示す図である。
【図４】図３に示す円筒ころと鍔部との接触点の形状を示す図である。
【図５】円筒ころの直径をＤａ、面取り部の曲率半径をｃ、鍔部開き角をδ、研削用逃げ溝高さをｈ１、接触楕円のはみ出し量をｘとした場合（ただし、δ＝５′〜３°、ｈ１／Ｄａ＝０．０５〜０．０７）の内輪側鍔部と円筒ころとの接触部におけるｘ／Ｄａとｃ／Ｄａとの関係を解析した結果を示す線図である。
【図６】円筒ころの直径をＤａ、面取り部の曲率半径をｃ、鍔部開き角をδ、研削用逃げ溝高さをｈ１、接触楕円のはみ出し量をｘとした場合（ただし、δ＝５′〜３°、ｈ１／Ｄａ＝０．０５〜０．０７）の外輪側鍔部と円筒ころとの接触部におけるｘ／Ｄａとｃ／Ｄａとの関係を解析した結果を示す線図である。
【図７】円筒ころの直径をＤａ、面取り部の曲率半径をｃ、鍔部開き角をδ、研削用逃げ溝高さをｈ１、円筒ころの長さをＬ、円筒ころの有効接触長さをＬｅｗ（＝Ｌ−２ｃ）とした場合（ただし、δ＝５′〜３°、ｈ１／Ｄａ＝０．０５〜０．０７）におけるＬｅｗ／Ｌとｃ／Ｄａとの関係を解析した結果を示す線図である。
【図８】円筒ころの直径をＤａ、面取り部の曲率半径をｃ、鍔部開き角をδ、研削用逃げ溝高さをｈ１とした場合（ただし、δ＝５′〜３°、ｈ１／Ｄａ＝０．０５〜０．０７）の内輪側鍔部と円筒ころとの接触部における油膜厚さと合成粗さとの膜厚比とｃ／Ｄａとの関係を解析した結果を示す線図である。
【図９】円筒ころの直径をＤａ、面取り部の曲率半径をｃ、鍔部開き角をδ、研削用逃げ溝高さをｈ１とした場合（ただし、δ＝５′〜３°、ｈ１／Ｄａ＝０．０５〜０．０７）の外輪側鍔部と円筒ころとの接触部における油膜厚さと合成粗さとの膜厚比とｃ／Ｄａとの関係を解析した結果を示す線図である。
【図１０】円筒ころ軸受の一部断面側面図である。
【図１１】従来の円筒ころ軸受の鍔部を示す断面図である。
【図１２】図１１の円筒ころ軸受の円筒ころにスキューが生じたときの状態を示す図である。
【図１３】鍔部に開き角を持たせた円筒ころ軸受の一部を示す断面図である。
【符号の説明】
１２ 内側軌道輪
１２ａ 軌道面
１４ 外側軌道輪
１４ａ 軌道面
１６ 円筒ころ
１６ａ 円筒ころの周面
１６ｂ 円筒ころの端面
１８ 鍔部
１８ａ 鍔部の内側面
２０ 面取り部
２２ 逃げ溝
２２ａ エッジ部
２４ 接触楕円[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a cylindrical roller bearing used as a bearing for supporting a rotating shaft, and more particularly to an improvement in a cylindrical roller bearing used when a combined radial and axial load acts on a cylindrical roller as a rolling element. .
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as a rolling bearing for supporting a rotating shaft, for example, a cylindrical roller bearing 10 as shown in FIG. 10 is known. The cylindrical roller bearing 10 includes an inner race 12 having an annular inner race 12a on its outer periphery, and an outer race 12 having an annular race 14a on its inner periphery facing the race 12a of the inner race 12. 14 and a plurality of cylindrical rollers 16 disposed between the raceways 12a, 14a of the races 12, 14. One of the inner race 12 or the outer race 14 is used as a rotating wheel, and the other. Is used as a fixed wheel, the cylindrical rollers 16 roll on the raceway surfaces 12a and 14a of the raceways 12 and 14 with the rotation of the rotating wheel.
[0003]
In such a cylindrical roller bearing, a flange 18 as shown in FIG. 11 is provided at the end of the raceway surface of the inner race 12 or the outer race 14, and the end surface 16b of the cylindrical roller 16 is provided on the inner surface 18a of the flange 18. Are often caused to bear an axial load, but the radius of curvature c of the chamfered portion 20 formed at the boundary between the peripheral surface 16a and the end surface 16b of the cylindrical roller 16 is changed to the inner surface of the flange portion 18. If the height h1 of the clearance groove 22 formed at the boundary between the raceway 18a and the raceway surface is smaller than the height h1, the end face 16b of the cylindrical roller 16 comes into contact with the edge 22a of the clearance groove 22, causing seizure or the like. Edge load may be generated on the end face 16b of the cylindrical roller 16 which causes the occurrence of the above.
[0004]
Further, when a skew as shown in FIG. 12 occurs in the cylindrical roller 16 due to a frictional force due to the contact with the flange portion 18, the contact position between the cylindrical roller 16 and the flange portion 18 changes according to the skew angle of the cylindrical roller 16, If the corner is large, the contact portion between the cylindrical roller 16 and the flange 18 protrudes from the flange 18, and as a result, an edge load may occur on the cylindrical roller 16.
[0005]
In order to prevent such a problem, various measures have been conventionally devised. For example, in the specification of British Patent No. 152060, in order to minimize metal contact between a cylindrical roller and a flange portion, a cylindrical roller is required. (Hereinafter referred to as a “first conventional example”) in which the end face of the cylindrical roller is point-contacted with the inner face of the flange in an elliptical form by performing crowning on the inner face of the flange and the inner face of the flange. It has been disclosed. Japanese Patent Application Laid-Open No. 7-12119 discloses a cylindrical roller bearing in which an inner surface of a flange portion is inclined at an opening angle of 5 'to 3 [deg.] With respect to an end surface of a cylindrical roller as a measure for preventing occurrence of edge load. (Hereinafter, referred to as "second conventional example"), and Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-82465 further sets a raceway surface roughness of a race ring to an appropriate value in order to reduce a skew moment. Is disclosed.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the first conventional example described above, since the crowning process is performed while repeating the polishing process and the inspection process, there is a problem that many processing costs and inspection costs are required, and it is not possible to meet recent cost reduction demands.
On the other hand, in the second conventional example, the above-mentioned problem rarely occurs, but when the radius of curvature c of the chamfered portion 20 is smaller than the height h1 of the clearance groove 22, as shown in FIG. In this case, since the end face 16b of the cylindrical roller 16 comes into contact with the edge 22a of the clearance groove 22, it is difficult to form a good oil film between the cylindrical roller 16 and the flange 18.
[0007]
On the other hand, when the radius of curvature c of the chamfered portion 20 is larger than the height h1 of the clearance groove 22, the end face 16 b of the cylindrical roller 16 does not contact the edge 22 a of the clearance groove 22. When the applied axial load is large, the contact point between the cylindrical roller 16 and the flange 18 changes to a shape other than an ellipse, and a so-called protruding phenomenon of the contact ellipse occurs, which may cause an edge load. There is.
[0008]
Therefore, the present invention has been made in view of such a problem, and even when the load applied in the axial direction is large or skew occurs, the contact point between the cylindrical roller and the flange has a shape other than an ellipse. It is an object of the present invention to provide a cylindrical roller bearing that can prevent a change.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, the invention of claim 1 has an inner race having an annular raceway on the outer periphery and an annular raceway facing the raceway of the inner race on the inner periphery. An outer race; and a plurality of cylindrical rollers disposed between the raceways of the inner race and the outer race. A flange is provided at an end of the raceway of the inner race and / or the outer race. A cylindrical roller bearing in which the inner surface of the flange portion is inclined at a predetermined angle with respect to the end surface of the cylindrical roller, wherein the diameter of the cylindrical roller is Da, and the boundary between the peripheral surface and the end surface of the cylindrical roller. The chamfer dimension of the chamfer formed in the portion is c, the height of a clearance groove formed at the boundary between the raceway surface of the bearing ring and the inner surface of the flange is h1, the height of the clearance groove and the height When the ratio to the diameter of the cylindrical roller is h1 / Da = 0.05 to 0.07, The chamfer parts characterized by being set in the range of c = 0.08Da~0.18Da respect to the diameter of the cylindrical roller.
[0010]
According to a second aspect of the present invention, in the cylindrical roller bearing according to the first aspect, the chamfer dimension of the chamfered portion is set within a range of c = 0.08 Da to 0.1 Da with respect to a diameter of the cylindrical roller. Features.
[0011]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. The same parts as those shown in FIGS. 10 to 13 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
1 to 4 show an embodiment of the present invention. FIG. 1 is a sectional view showing a main part of a cylindrical roller bearing according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a skewed cylindrical roller 10 of FIG. FIG. 4 is a cross-sectional view showing a state where the occurrence of the occurrence occurs. As shown in FIGS. 1 and 2, a flange portion 18 is provided at an end of a raceway surface 12 a on which the cylindrical roller 16 rolls, and a boundary portion between the inner surface 18 a of the flange portion 18 and the raceway surface 12 a is provided. , A relief groove 22 is formed along the circumferential direction of the race 12.
[0012]
The flange portion 18 has an inner surface 18a facing the end surface 16b of the cylindrical roller 16, and the inner surface 18a is inclined with respect to the end surface 16b of the cylindrical roller 16 at an angle of δ = 5′-3 °. It is provided at the end of the surface 12a.
The cylindrical roller 16 has a chamfered portion 20 at the boundary between the peripheral surface 16a and the end surface 16b. The chamfered dimension and radius of curvature c of the chamfered portion 20 are such that the diameter of the cylindrical roller 16 is Da, the clearance groove 22 Is h1 and the ratio of the height of the clearance groove 22 to the diameter of the cylindrical roller 16 is h1 / Da = 0.05-0.07, c = 0.08Da-0.18Da, preferably c = 0. .08 Da to 0.1 Da.
[0013]
In such a configuration, when a load in the axial direction acts on the cylindrical roller 16, the end surface 16 b of the cylindrical roller 16 comes into point contact with the inner side surface 18 a of the flange portion 18. At this time, when the axial load acting on the cylindrical roller 16 is large, the cylindrical roller 16 and the flange portion 18 can not ignore the elastic deformation, and form a contact ellipse 24 as shown in FIGS. . In this case, when the difference (c-h1) between the chamfer dimension and the radius of curvature c of the chamfered portion 20 and the height h1 of the clearance groove 22 is generally smaller than the short radius b of the contact ellipse 24, the end face 16b of the cylindrical roller 16 Contact the edge portion 22a of the escape groove 22, and an edge load occurs. When the major radius a of the contact ellipse 24 protrudes from the chamfered portion 20 and the end face 16 b of the cylindrical roller 16, the curvature of the chamfered portion 20 is ideally gentle. Although no load occurs, the contact pressure increases, and the short radius b of the contact ellipse 24 increases to balance the axial load. For this reason, the short radius b of the contact ellipse 24 protrudes from the end surface 16b of the cylindrical roller 16, and an edge load occurs.
[0014]
Therefore, the size and shape of the contact ellipse 24 are determined from the curvature of the contact portion based on the Hertz contact theory and the like, and both the long radius a and the short radius b are determined from the inner surface of the flange portion and the chamfered portion 20 and the end surface 16b of the cylindrical roller. By designing so as not to protrude, the occurrence of edge load can be avoided.
In addition, since it is not generally considered to form a contact ellipse and lubricate the chamfered portion of the cylindrical roller 16, the surface of the chamfered portion 20 has black scale before grinding or shot peening. Often due to the satin state. In this case, since the surface roughness of the chamfered portion 20 is very coarse and hard with respect to the ground surface, ideal lubrication is often not performed. Therefore, depending on the magnitude of the applied load acting in the axial direction, it is necessary to remove the black scale component remaining in the chamfered portion 20 of the cylindrical roller 16 or the pear surface due to shot peening, or to smooth the chamfering start portion. It becomes. This can be solved by lengthening the processing time of barrel processing performed after forming the chamfered portion 20.
[0015]
In barrel processing, since many cylindrical roller chamfers can be processed at a time, processing can be performed at lower cost and in a shorter time than crowning grinding processing in which cylindrical rollers are processed one by one.
Further, the opening angle of the flange 18 is δ (rad), the height of the clearance groove 22 is h1 (mm), the height of the flange 18 is h2 (mm), and the chamfer dimension and the radius of curvature of the chamfer 20 are c. (Mm), assuming that the diameter of the cylindrical roller 16 is Da (mm) and the pitch circle diameter of the cylindrical roller 16 is Dm (mm), the contact height h (mm) between the cylindrical roller 16 and the flange portion 18, the curvature in the movement direction The radius Rx (mm) and the radius of curvature Ry (mm) in a plane perpendicular to the movement direction near the contact point can be obtained from the following equations.
[0016]
(Equation 1)
[0017]
Also, according to Hertz's theory,
[0018]
(Equation 2)
[0019]
Therefore, it is possible to optimally design the chamfered portion 20 of the cylindrical roller 16 using these formulas.
When the end face 16b of the cylindrical roller 16 comes into contact with the inner side surface 18a of the flange 18, the contact point 24 between the cylindrical roller 16 and the flange 18 becomes elliptical as shown in FIGS. 3 and 4, and its size is the axial load. In the present embodiment, when the opening angle δ of the flange portion 18 is δ = 5 ° to 3 ° and h1 / Da is h1 / Da = 0.05 to 0.07, the chamfering is performed. Since the chamfer dimension and the curvature radius c of the portion 20 are set to c = 0.08 Da to 0.18 Da, preferably c = 0.08 Da to 0.1 Da with respect to the diameter Da of the cylindrical roller 16, the contact ellipse 24 is formed. Does not protrude from the flange 18.
[0020]
Further, in the present embodiment, since the size c of the chamfered portion 20 is larger than the height h1 of the clearance groove 22 by at least the short radius b of the contact ellipse 24, the edge portion 22 a of the clearance groove 22 has the cylindrical roller 16. The contact of the end face 16b can be avoided. When the axial load acts on the cylindrical roller 16 and the size of the contact ellipse 24 is smaller than the initially set size, the end face 16b of the cylindrical roller 16 can be prevented from contacting the edge 22a. Further, even when the skew as shown in FIG. 2 occurs in the cylindrical roller 16, the inner surface 18 a of the flange portion 18 has the opening angle δ, so that the distal end portion of the flange portion 18 does not contact, and Since the inner side surface 18a comes into contact with the chamfer 20, the edge load can be avoided.
[0021]
Hereinafter, the cylindrical roller bearing of the type shown in FIG. 10 (inner diameter 40 mm × outer diameter 80 mm × width 18 mm, inner diameter 80 mm × outer diameter 140 mm × width 26 mm, inner diameter 160 mm × outer diameter 290 mm × width 48 mm) is analyzed and quantified. This shows the results of the verification.
5 and 6 show that the diameter of the cylindrical roller 16 is Da (mm), the chamfer dimension and radius of curvature of the chamfered portion 20 are c (mm), and the flange opening angle is δ in the inner ring flange and the outer ring flange, respectively. X / mm when the height of the clearance groove 22 is h1 and the protrusion amount of the contact ellipse 24 is x (mm) (provided that δ = 5 ′ to 3 ° and h1 / Da = 0.05 to 0.07). It is a figure which shows the result of having analyzed the relationship between Da and c / Da, and the dashed-dotted line in the figure shows one cylindrical roller when the axial load of 5% of the basic static load rating of a cylindrical roller bearing acts on the whole cylindrical roller bearing. Shows the amount protruding in the major axis a direction of the contact ellipse 24 calculated using the axial load acting on the contact ellipse 24. The broken line indicates the short radius b of the contact ellipse 24 calculated using the axial load acting on one cylindrical roller when an axial load of 5% of the basic static load rating of the cylindrical roller bearing acts on the entire cylindrical roller bearing. The solid line indicates the amount of the contact ellipse 24 protruding in the short radius b direction (in this case, the tip side of the flange).
[0022]
As is clear from FIGS. 5 and 6, when c / Da is 0.08 or less, the contact ellipse 24 protrudes from the long diameter side, that is, the end face 16b of the cylindrical roller 16, and the size of c / Da exceeds 0.18. It can be seen that the short radius side end of the contact ellipse 24 protrudes from the tip of the flange 18. It is understood that the relationship between the dimensionless roller chamfer and the amount of protrusion hardly depends on the dimensions of the cylindrical roller bearing.
[0023]
From this, when c / Da is in the range of 0.08 to 0.18, even when an axial load of about 5% of the static rated load acts on the cylindrical roller 16, the contact ellipse 24 is formed on the flange 18. Since the contact point between the cylindrical roller 16 and the flange portion 18 does not protrude from the inner side surface 18a and the end surface 16b of the cylindrical roller 16 and does not change into a shape other than an ellipse, the occurrence of edge load can be avoided. .
[0024]
Next, the diameter of the cylindrical roller 16 is Da, the chamfer dimension and radius of curvature of the chamfered portion 20 are c, the opening angle of the flange is δ, the height of the relief groove 22 for grinding is h1, and the length of the cylindrical roller 16 is L. When the effective contact length of the cylindrical roller 16 is Lew (= L−2c) (provided that δ = 5 ′ to 3 °, h1 / Da = 0.05 to 0.07), Lew / L and c / FIG. 7 shows the result of analyzing the relationship with Da.
[0025]
As is clear from the analysis results of FIG. 7, when the chamfer dimension and the radius of curvature c of the chamfered portion 20 are increased, the effective contact length Lew is shortened, and there is a concern that the fatigue life of the cylindrical roller bearing is shortened. When the radius of curvature of the chamfered portion normally applied to the cylindrical roller 16 is adopted, Lew / L is about 0.90, and when the bearing life at that time is 1, when Lew / L is 0.8. The bearing life is 0.76 times according to Palmgren's life calculation formula. Further, when Lew / L is 0.6, the bearing life becomes 0.39 times. If the bearing life is 0.39 times longer than that of a normal product, the long life requirement may not be satisfied. Therefore, from this, it is desirable that the magnitude of c / Da is 0.1 or less.
[0026]
Next, for a cylindrical roller bearing having the same three dimensions as in the analysis of the protrusion of the contact ellipse 24, the film thickness of the oil film thickness and the synthetic roughness when the synthetic roughness is 0.5 μm is applied by applying the EHL oil film calculation formula. FIGS. 8 and 9 show the results of analyzing the relationship between the thickness ratio and c / Da for the inner ring flange and the outer ring flange. The analysis was performed under the following conditions. Load applied to the cylindrical roller under the same conditions as the protruding analysis of the contact ellipse 24, the rotational speed of inner diameter 40mm, 80mm, 9000min -1 in the order of the cylindrical roller bearing of 160mm, 4800min -1, in 2200Min -1, lubricant ISOVG32 The equivalent oil was to be used at 100 ° C.
[0027]
According to FIGS. 8 and 9, the film thickness ratio is 5 to 8 even if the synthetic roughness is very rough, provided that c / Da is in the range of 0.08 to 0.1, which is ideal for lubrication. It turns out that it is a target.
From the above, the diameter of the cylindrical roller 16 is Da, the radius of curvature of the chamfered portion 20 formed at the boundary between the peripheral surface 16a and the end surface 16b of the cylindrical roller 16 is c, the raceway surface 12a of the race 12 and the flange portion. The height of the clearance groove 22 formed at the boundary with the inner side surface 18a of h18 is h1, and the ratio of the height of the clearance groove 22 to the diameter of the cylindrical roller 16 is h1 / Da = 0.05 to 0.07. When the radius of curvature of the chamfered portion 20 is set in the range of c = 0.08 Da to 0.18 Da, preferably c = 0.08 Da to 0.1 Da with respect to the diameter of the cylindrical roller 16, the axial load When the contact point between the cylindrical roller 16 and the flange portion 18 is changed to a shape other than an ellipse even when the contact angle is large or when skew occurs, the occurrence of an edge load due to the protrusion of the contact ellipse 24 and the like are suppressed. Can be prevented .
[0028]
Note that the present invention is not limited to the above-described embodiment. For example, in the above-described embodiment, the case where the present invention is applied to a cylindrical roller bearing having a flange portion 18 at the end of the raceway surface of the inner race 12 has been described, but the flange 18 is provided at the end of the raceway surface of the outer race 14. The present invention can be applied to a cylindrical roller bearing, a cylindrical roller bearing having a flange portion 18 at the end of the raceway surface of the inner race 12 and the outer race 14, and the like.
[0029]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the present invention, even when the axial load is large or skew occurs, the contact point between the cylindrical roller and the flange is deformed into a shape other than an ellipse. Is suppressed, it is possible to prevent the occurrence of an edge load or the like due to the protrusion of the contact ellipse.
According to the second aspect of the present invention, it is possible to more reliably prevent the occurrence of an edge load due to the protrusion of the contact ellipse.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a sectional view showing a main part of a cylindrical roller bearing according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram illustrating a state where skew occurs in the cylindrical roller of FIG. 1;
FIG. 3 is a view showing a shape of a contact point between a cylindrical roller and a flange shown in FIG. 1;
FIG. 4 is a view showing a shape of a contact point between a cylindrical roller and a flange shown in FIG. 3;
FIG. 5 shows a case where the diameter of the cylindrical roller is Da, the radius of curvature of the chamfered portion is c, the opening angle of the flange is δ, the height of the relief groove for grinding is h1, and the amount of protrusion of the contact ellipse is x (where δ = 5 'to 3 °, h1 / Da = 0.05 to 0.07) is a diagram showing a result of analyzing a relationship between x / Da and c / Da at a contact portion between an inner ring side flange portion and a cylindrical roller at h1 / Da = 0.05 to 0.07). is there.
FIG. 6 shows a case where the diameter of the cylindrical roller is Da, the radius of curvature of the chamfered portion is c, the opening angle of the flange is δ, the height of the relief groove for grinding is h1, and the amount of protrusion of the contact ellipse is x (where δ = 5 ′ to 3 °, h1 / Da = 0.05 to 0.07) is a diagram illustrating a result of analyzing a relationship between x / Da and c / Da at a contact portion between the outer ring side flange portion and the cylindrical roller at h1 / Da = 0.05 to 0.07). is there.
FIG. 7 shows the diameter of the cylindrical roller as Da, the radius of curvature of the chamfered portion as c, the opening angle of the flange as δ, the height of the relief groove for grinding h1, the length of the cylindrical roller L, and the effective contact length of the cylindrical roller. Is defined as Lew (= L−2c) (provided that δ = 5 ′ to 3 ° and h1 / Da = 0.05 to 0.07), the result of analyzing the relationship between Lew / L and c / Da is FIG.
FIG. 8 shows a case where the diameter of the cylindrical roller is Da, the radius of curvature of the chamfered portion is c, the opening angle of the flange is δ, and the height of the relief groove for grinding is h1 (provided that δ = 5 ′ to 3 °, h1 / It is a diagram showing a result of analyzing the relationship between the film thickness ratio of the oil film thickness and the resultant roughness at the contact portion between the inner ring side flange portion and the cylindrical roller (Da = 0.05 to 0.07) and c / Da. .
FIG. 9 shows the case where the diameter of the cylindrical roller is Da, the radius of curvature of the chamfered portion is c, the opening angle of the flange is δ, and the height of the relief groove for grinding is h1 (provided that δ = 5 ′ to 3 °, h1 / FIG. 9 is a diagram showing a result of analyzing a relationship between a film thickness ratio of an oil film thickness and a combined roughness at a contact portion between an outer ring side flange portion and a cylindrical roller (Da = 0.05 to 0.07) and c / Da. .
FIG. 10 is a partial cross-sectional side view of a cylindrical roller bearing.
FIG. 11 is a sectional view showing a flange of a conventional cylindrical roller bearing.
FIG. 12 is a diagram showing a state where skew occurs in the cylindrical roller of the cylindrical roller bearing of FIG. 11;
FIG. 13 is a sectional view showing a part of a cylindrical roller bearing in which a flange has an opening angle.
[Explanation of symbols]
12 inner race 12a raceway surface 14 outer race 14a raceway surface 16 cylindrical roller 16a cylindrical roller peripheral surface 16b cylindrical roller end surface 18 flange 18a flange inner surface 20 chamfer 22 relief groove 22a edge 24 contact ellipse
