JP2025025112A - 円すいころ軸受及び減速機 - Google Patents

Abstract

【課題】十分な耐スラスト荷重性能を保持しつつ、円すいころ軸受の耐ラジアル荷重性能を向上する。
【解決手段】円すいころ軸受の接触角は、３°以上１０°以下である。
【選択図】図３

Description

本発明は、円すいころ軸受及び減速機に関する。

円すいころ軸受が普及している。円すいころ軸受は、耐ラジアル荷重性能だけでなく、耐スラスト荷重性能も有する。

例えば特許文献１に開示されているように、円すいころ軸受は減速機に適用され得る。特許文献１に開示された減速機において、軸部材上に円筒ころ軸受が配置されている。円筒ころ軸受は、軸部材に対して外歯歯車を相対回転可能に支持する。円筒ころ軸受は、外歯歯車からラジアル荷重を受ける。ラジアル荷重を受けた円筒ころ軸受は、軸方向へのスキュー力を発生する。円筒ころ軸受の軸方向における両側に円すいころ軸受が配置されている。円すいころ軸受は、円筒ころ軸受からの軸方向へのスキュー力を支持する。

特解２０２２－１５２７９０号公報

円すいころ軸受を含む機械装置に要求される負荷、例えば減速機等に要求される負荷は、近年増大しつつある。この傾向にともない、円すいころ軸受の容量増大が求められている。この課題に対して本件発明社らが鋭意検討を行ったところ、十分な耐スラスト荷重性能を保持しつつ、円すいころ軸受の耐ラジアル荷重性能を向上することができることを知見した。本発明は、この知見に基づくものであり、十分な耐スラスト荷重性能を保持しつつ、円すいころ軸受の耐ラジアル荷重性能を向上することを目的とする。

本発明は、次の＜１＞～＜１５＞に関する。

＜１＞
３°以上１０°以下の接触角を備える、円すいころ軸受。

＜２＞
内輪と、
円すいころと、
接触角を３°以上１０°以下として、前記内輪との間で前記円すいころを保持する外輪と、を備える、円すいころ軸受。

＜３＞
外周面を含む内輪と、
円すいころと、
接触角を３°以上１０°以下とする内周面を含み、前記外周面と前記内周面との間に前記円すいころを保持する外輪と、を備える、円すいころ軸受。

＜４＞
前記接触角は５°以上である、＜１＞～＜３＞のいずれか一項に記載の円すいころ軸受。

＜５＞
前記接触角は８°以下である、＜１＞～＜４＞のいずれか一項に記載の円すいころ軸受。

＜６＞
径方向への厚み（ｍｍ）と、前記円すいころの長さ（ｍｍ）との、積は、５０以上１４００以下である、＜１＞～＜５＞のいずれか一項に記載の円すいころ軸受。

＜７＞
前記円すいころの小端面における直径（ｍｍ）と、前記円すいころの長さ（ｍｍ）との、積は、２０以上５５０以下である、＜１＞～＜６＞のいずれか一項に記載の円すいころ軸受。

＜８＞ 外歯歯車と、
前記外歯歯車を偏心揺動させる軸部材と、
前記軸部材を回転可能に支持するキャリアと、
前記外歯歯車及び前記軸部材の間に設けられた円筒ころ軸受と、
前記キャリア及び前記軸部材の間に設けられ、３°以上１０°以下の接触角を有する円すいころ軸受と、を備える、減速機。

＜９＞
前記外歯歯車と噛み合う内歯を含み、前記キャリアを少なくとも部分的に収容するケースを備える、＜８＞に記載の減速機。

＜１０＞
前記接触角は５°以上である、＜８＞又は＜９＞に記載の減速機。

＜１１＞
前記接触角は８°以下である、＜８＞～＜１０＞のいずれか一項に記載の減速機。

＜１２＞
前記円すいころ軸受の厚み（ｍｍ）と、前記円すいころの長さ（ｍｍ）との、積は、５０以上１４００以下である、＜８＞～＜１１＞のいずれか一項に記載の減速機。

＜１３＞
前記円すいころの小端面における直径（ｍｍ）と、前記円すいころの長さ（ｍｍ）との、積は、２０以上５５０以下である、＜８＞～＜１２＞のいずれか一項に記載の減速機。

＜１４＞
前記円すいころ軸受は、前記軸部材の回転軸線と平行な軸方向に順に配置された第１円すいころ軸受及び第２円すいころ軸受を含み、
前記円筒ころ軸受は、前記軸方向における第１円すいころ軸受及び第２円すいころ軸受の間に配置された第１円筒ころ軸受及び第２円筒ころ軸受を含み、
前記外歯歯車は、前記第１円筒ころ軸受によって支持された第１外歯歯車と、前記第２円筒ころ軸受によって支持された第２外歯歯車と、を含み、
前記第１円すいころ軸受は、前記軸方向における前記第２円すいころ軸受に近い側において前記回転軸線から離れるように傾斜した中心軸線を有する円すいころを含み、
前記第２円すいころ軸受は、前記軸方向における前記第１円すいころ軸受に近い側において前記回転軸線から離れるように傾斜した中心軸線を有する円すいころを含む、＜８＞～＜１３＞のいずれか一項に記載の減速機。

＜１５＞
前記第１円すいころ軸受の作用点と前記第２円すいころ軸受の作用点との前記軸方向の沿った距離は、前記第１外歯歯車及び前記第２外歯歯車の前記軸方向への配置ピッチの２倍以上である、＜１４＞に記載の減速機。

本発明によれば、十分な耐スラスト荷重性能を保持しつつ、円すいころ軸受の耐ラジアル荷重性能を向上することができる。

図１は、一実施の形態を説明するための図であって、減速機を示す縦断面図である。 図２は、図１のＩＩ－ＩＩ線に沿った断面図である。 図３は、図１の部分拡大図である。 図４は、図３に示された円すいころ軸受を示す縦断面図である。 図５は、図４に示された円すいころ軸受の円すいころを示す平面図である。 図６は、接触角と基本動定格ラジアル荷重との関係を示すグラフである。 図７は、接触角と、適正予圧値（適正予圧荷重（Ｎ））及びスキュー力（Ｎ）と、の関係を示すグラフである。

以下、図面を参照して本発明の一実施の形態について説明する。図１～図７は、本発明の一実施の形態を説明するための図である。一部の図において示された構成等が、他の図において省略されていることもある。図面間で、縮尺および縦横の寸法比等が異なることもある。

図示された例において、本実施の形態による円すいころ軸受は、偏心揺動型の減速機に適用されている。以下においては、円すいころ軸受が適用された減速機に基づいて本実施の形態を説明する。しかしながら、本実施の形態による円すいころ軸受は、偏心揺動型の減速機に限られず、種々の減速機に適用可能である。本実施の形態による円すいころ軸受は、減速機に限られず、種々の装置に適用可能である。

本実施の形態において、減速機１０は、外歯歯車４０と、外歯歯車４０を偏心揺動させる軸部材５０と、軸部材５０を回転可能の支持するキャリア３０と、外歯歯車４０及び軸部材５０の間に設けられた円筒ころ軸受７０と、キャリア３０及び軸部材５０の間に設けられた円すいころ軸受６０と、を含む。円すいころ軸受６０には、必要な耐スラスト荷重性能を保持しつつ、耐ラジアル荷重性能を向上するための工夫がなされている。具体的には、円すいころ軸受６０の接触角αは３°以上１０°以下となっている。後述するように、円すいころ軸受６０の接触角αを３°以上１０°以下とすることにより、必要な耐スラスト荷重性能を保持しつつ、円すいころ軸受６０の耐ラジアル荷重性能を向上することができる。

本明細書において、円すいころ軸受６０に対して用いるスラスト荷重は、円すいころ軸受６０の回転軸線ＲＡと平行な方向の荷重である。スラスト荷重は、アキシャル荷重とも呼ばれる。

図１～図３を参照して、減速機１０の全体的な構成について説明する。図示された減速機１０は、ケース２０を更に含む。ケース２０は、キャリア３０を少なくとも部分的に収容する。ケース２０及びキャリア３０の間には、主軸受１２が設けられている。ケース２０及びキャリア３０は、主回転軸線ＭＲＡを中心として相対回転可能である。

減速機１０は、モータ等の駆動手段から回転を入力される。減速機１０は、入力された回転を減速して出力する。減速機１０は、入力された回転を減速して、ケース２０及びキャリア３０の相対回転として出力する。主回転軸線ＭＲＡと平行な方向を軸方向Ｄ１と呼ぶ。キャリア３０は、軸部材５０を回転可能に保持する。円すいころ軸受６０の回転軸線ＲＡは、軸部材５０の回転軸線と一致する。円すいころ軸受６０及び軸部材５０の回転軸線ＲＡは、軸方向Ｄ１と平行である。

駆動手段は、軸部材５０に回転を入力する。軸部材５０は、偏心体５５を含む。偏心体５５は、軸部材５０の回転中心から偏心している。外歯歯車４０は、軸部材５０に貫通されている。外歯歯車４０は、偏心体５５上に位置している。軸部材５０の回転にともなって、外歯歯車４０は偏心揺動する。外歯歯車４０は、ケース２０の内面に設けられた内歯２５と噛み合う外歯４５を有する。内歯２５及び外歯４５の歯数が異なる。軸部材５０に回転が入力されると、内歯２５と外歯４５とが噛み合うようにして、外歯歯車４０が偏心揺動する。内歯２５と外歯４５との歯数差により、外歯歯車４０及び軸部材５０を支持するキャリア３０は、ケース２０に対して相対回転する。

以下、ケース２０、キャリア３０、外歯歯車４０、及び軸部材５０について、図示された具体的な構成について、順に詳述する。

ケース２０は、内歯２５を有する。内歯２５は、主回転軸線ＭＲＡを中心とする円周方向ＤＣに配列されている。図示された例において、減速機１０は、軸方向Ｄ１に配列された二つの外歯歯車４０Ａ，４０Ｂを有する。各内歯２５は、軸方向Ｄ１に延び、二つの外歯歯車４０Ａ，４０Ｂの外歯４５と噛み合う。

図示されたケース２０は、略円筒状のケース本体２１と、ケース本体２１の内面に保持された内歯ピン２４と、を含む。ケース本体２１には、円周方向ＤＣに配列された複数のピン溝が、形成されている、ピン溝は、軸方向Ｄ１に延び、円柱状の内歯ピン２４を収容保持している。各内歯ピン２４が、一つの内歯２５を構成する。

キャリア３０は、一対の主軸受１２を介して、ケース２０内に保持されている。キャリア３０は、主回転軸線ＭＲＡを中心として、ケース２０に対して回転可能である。図示されたキャリア３０は、互いに固定されたキャリアベース３１及びキャリアプレート３２を有する。キャリアベース３１及びキャリアプレート３２は、ボルト等の固定具を用いて互いに固定され得る。キャリアベース３１は、円板上のベースプレート部３１ａと、ベースプレート部３１ａから軸方向Ｄ１に突出した複数の柱部３１ｂと、を含む。ベースプレート部３１ａ及び複数の柱部３１ｂは、一体的に形成されてもよい。複数の柱部３１ｂが、主回転軸線ＭＲＡを中心とした円周方向ＤＣに等間隔をあけて設けられてもよい。図示された具体例において、三つの柱部３１ｂが設けられている。

図示されたキャリア３０は、中央穴３４及び貫通穴３５を設けられている。中央穴３４及び貫通穴３５は、キャリアベース３１及びキャリアプレート３２をそれぞれ貫通する。中央穴３４は、主回転軸線ＭＲＡ上に位置する。キャリア３０には、複数の貫通穴３５が設けられている。複数の貫通穴３５は、主回転軸線ＭＲＡを中心とした円周方向ＤＣに等間隔をあけて、位置している。

軸部材５０は、キャリア３０に回転可能に保持される。図示された軸部材５０は、キャリア３０の貫通穴３５に挿入されている。キャリア３０と軸部材５０との間には、一対の円すいころ軸受６０が設けられている。円すいころ軸受６０を介して、軸部材５０は、キャリア３０に対して回転軸線ＲＡを中心として回転可能である。回転軸線ＲＡは、軸方向Ｄ１と平行である。図示された減速機１０は、複数の貫通穴３５にそれぞれ挿入された複数の軸部材５０を含む。複数の軸部材５０は、回転軸線ＭＲＡを中心とした円周方向ＤＣに等間隔をあけて、位置している。図示された具体例において、三つの貫通穴３５が設けられている。図示された例において、三つの軸部材５０が設けられている。

図示された軸部材５０は、軸本体部５１と、軸本体部５１上に位置する一対の偏心体５５と、を含む。偏心体５５は、円柱状の部分である。偏心体５５は、軸本体部５１から拡径している。偏心体５５は、軸部材５０の回転中心である回転軸線ＲＡから偏心している。一対の偏心体５５は、第１偏心体５５Ａ及び第２偏心体５５Ｂを含む。第１偏心体５５Ａ及び第２偏心体５５Ｂは、回転軸線ＲＡから逆側に同一の偏心量だけ偏心している。言い換えると、軸方向Ｄ１に直交する断面において、第１偏心体５５Ａの中心及び第２偏心体５５Ｂの中心は、回転軸線ＲＡ上の一点を中心として点対称な位置にある。

軸本体部５１は、キャリアベース３１への挿入部となる第１軸受支持部５２ａと、キャリアプレート３２への挿入部となる第２軸受支持部５２ｂと、を有する。軸受支持部５２ａ，５２ｂは、それぞれ、第１円すいころ軸受６０Ａ及び第２円すいころ軸受６０Ｂを支持している。一対の偏心体５５Ａ，５５Ｂは、軸方向Ｄ１において、一対の軸受支持部５２ａ，５２ｂの間に位置する。図示された軸部材５０は、軸本体部５１に固定された入力歯車５９を更に含む。図示された例において、入力歯車５９、第１軸受支持部５２ａ、第１偏心体５５Ａ、第２偏心体５５Ｂ、及び第２軸受支持部５２ｂは、軸方向Ｄ１にこの順で位置している。

図示された減速機１０は、外歯歯車４０として、第１外歯歯車４０Ａ及び第２外歯歯車４０Ｂを有する。第１外歯歯車４０Ａは、複数の軸部材５０の第１偏心体５５Ａ上に位置している。第２外歯歯車４０Ｂは、複数の軸部材５０の第２偏心体５５Ｂ上に位置している。第１外歯歯車４０Ａ及び第２外歯歯車４０Ｂは、軸方向Ｄ１において、キャリアベース３１のベースプレート部３１ａとキャリアプレート３２との間に位置している。

図示された外歯歯車４０は、円板状の中央板部４１と、中央板部４１の周縁部に配列された外歯４５と、を含む。中央板部４１には、中央穴４２ａ及び柱部通過穴４２ｂが設けられている。中央穴４２ａは、主回転軸線ＭＲＡ上に位置している。中央穴４２ａは、中央穴３４と軸方向Ｄ１に対面している。図示された例において、複数の柱部通過穴４２ｂが、中央穴４２ａを中心とする円周方向ＤＣに等間隔をあけて位置している。キャリア３０の柱部３１ｂが、柱部通過穴４２ｂを貫通している。図示された具体例において、三つの柱通過穴４３が設けられている。

中央板部４１には、更に、穴４３が設けられている。図示された例において、三つの穴４３が、中央穴４２ａを中心とする円周方向ＤＣに等間隔をあけて位置している。穴４３内には、偏心体５５が配置されている。偏心体５５と外歯歯車４０との間には、円筒ころ軸受７０が設けられている。軸部材５０の第１偏心体５５Ａ上に、第１円筒ころ軸受７０Ａを介して、第１外歯歯車４０Ａが支持されている。軸部材５０の第２偏心体５５Ｂ上に、第２円筒ころ軸受７０Ｂを介して、第２外歯歯車４０Ｂが支持されている。

各外歯歯車４０は、三つの偏心体５５に支持される。三つの軸部材５０に含まれる偏心体５５は、位相を揃えられている。したがって、三つの軸部材５０が回転することにより、外歯歯車４０は偏心揺動する。言い換えると、三つの軸部材５０が回転することにより、外歯歯車４０は、主回転軸線ＭＲＡを中心とする円周経路を並進移動する。第１外歯歯車４０Ａ及び第２外歯歯車４０Ｂは、半位相ずらして、動作する。

以上の構成を有した減速機１０に、モータ等の駆動手段から回転が入力される。例えば、駆動手段の出力歯車が、主回転軸線ＭＲＡ上に配置され、三つの軸部材５０の入力歯車５９と噛み合う。出力歯車が回転すると、入力歯車５９とともに軸部材５０が回転して、外歯歯車４０が偏心揺動する。このとき、外歯歯車４０の外歯４５はケース２０の内歯２５と噛み合う。外歯４５と内歯２５との歯数差に起因して、軸部材５０を介して外歯歯車４０を支持するキャリア３０と、ケース２０とが、主回転軸線ＭＲＡを中心として相対回転する。ケース２０が固定されている場合には、キャリア３０の回転が出力される。キャリア３０が固定されている場合には、ケース２０の回転が出力される。

次に、円すいころ軸受６０について説明する。図４及び図５に示すように、円すいころ軸受６０は、内輪６１及び外輪６３と、内輪６１及び外輪６３の間に位置する円すいころ６５と、を含む。円すいころ軸受６０は、円すいころ６５を保持する保持器６７を更に含んでもよい。

内輪６１は環状である。内輪６１は、回転軸線ＲＡを中心とする円周に沿った周方向ＤＣに延びる。内輪６１は、内周面６２ａ及び外周面６２ｂを含む。内周面６２ａ及び外周面６２ｂは、回転軸線ＲＡに直交する径方向ＤＲに対向する。内周面６２ａは、径方向ＤＲにおける内側を向く。外周面６２ｂは、径方向における外側を向く。径方向ＤＲにおける内側とは、径方向ＤＲにおける回転軸線ＲＡに近い側を意味する。径方向ＤＲにおける外側とは、径方向ＤＲにおける回転軸線ＲＡから遠い側を意味する。

内周面６２ａは、径方向ＤＲに直交してもよい。内周面６２ａは、軸方向Ｄ１と平行でもよい。内周面６２ａは、軸部材５０に接触してもよい。図３に示す例において、内周面６２ａは、軸本体部５１の第１軸受支持部５２ａに接触している。内輪６１は、軸本体部５１の第１軸受支持部５２ａ上に位置している。内輪６１は軸部材５０に接触して、第１円筒ころ軸受７０が軸部材５０上に保持されてもよい。

外周面６２ｂは、円すいころ６５に接触する。外周面６２ｂは、円すいころ６５の軌道面となる。外周面６２ｂは、回転軸線ＲＡに対して傾斜している。図３に示された例において、第１円すいころ軸受６０Ａの内輪６１の外周面６２ｂは、軸方向Ｄ１に沿って第１円筒ころ軸受７０Ａ及び第１偏心体５５Ａに接近するにつれて、回転軸線ＲＡから径方向ＤＲに離れる。第２円すいころ軸受６０Ｂの内輪６１の外周面６２ｂは、軸方向Ｄ１に沿って第２円筒ころ軸受７０Ｂ及び第２偏心体５５Ｂに接近するにつれて、回転軸線ＲＡから径方向ＤＲに離れる。

外輪６３は環状である。外輪６３は周方向ＤＣに延びる。外輪６３は、内周面６４ａ及び外周面６４ｂを含む。内周面６４ａ及び外周面６４ｂは径方向ＤＲに対向する。内周面６４ａは、径方向ＤＲにおける内側を向く。外周面６４ｂは、径方向における外側を向く。

外周面６４ｂは、径方向ＤＲに直交してもよい。外周面６４ｂは、軸方向Ｄ１と平行でもよい。外周面６４ｂは、軸部材５０に接触してもよい。図３に示す例において、外周面６４ｂは、キャリア３０の貫通穴３５の内面に接触している。外輪６３は、キャリア３０の貫通穴３５内に位置している。外輪６３はキャリア３０の貫通穴３５に嵌め込まれることにより、円すいころ軸受６０がキャリア３０に保持されてもよい。

内周面６４ａは、円すいころ６５に接触する。内周面６４ａは、円すいころ６５の軌道面となる。内周面６４ａは、回転軸線ＲＡに対して傾斜している。図３に示された例において、第１円すいころ軸受６０Ａの外輪６３の内周面６４ａは、軸方向Ｄ１に沿って第１円筒ころ軸受７０Ａ及び第１偏心体５５Ａに接近するにつれて、回転軸線ＲＡから径方向ＤＲに離れる。第２円すいころ軸受６０Ｂの外輪６３の内周面６４ａは、軸方向Ｄ１に沿って第２円筒ころ軸受７０Ｂ及び第２偏心体５５Ｂに接近するにつれて、回転軸線ＲＡから径方向ＤＲに離れる。

複数の円すいころ６５が、内輪６１及び外輪６３の間に配置されている。複数の円すいころ６５は、周方向ＤＣに間隔を開けて配置される。複数の円すいころ６５は、保持器６７によって、相対位置を位置決めされている。保持器６７は、例えば、各円すいころ６５を収容する複数の穴を有した、環状の部材でもよい。

円すいころ６５は、円錐台形状又は円錐台を面取した形状を有する。円すいころ６５を構成する円錐台の頂点の位置は、回転軸線ＲＡ上に位置する。円すいころ軸受６０に含まれる複数の円すいころ６５を構成する円錐台の頂点の位置は、回転軸線ＲＡ上の同一の位置に位置する。円錐台は、円錐を、当該円錐の底面と平行な面で切断することにより得られる。本明細書において、円錐台の頂点は、切断される前の円錐の頂点を意味する。

図５に示すように、円すいころ６５は、小端面６６ａ、大端面６６ｂ、側面６６ｃを含む。側面６６ｃは、小端面６６ａ及び大端面６６ｂの間に位置する。大端面６６ｂは、円すいころ６５を構成する円錐台の二つの底面のうちの大きい底面である。小端面６６ａは、円すいころ６５を構成する円錐台の二つの底面のうちの小さい底面である。図示された例において、大端面６６ｂは円である。図示された例において、小端面６６ａは円である。

図３に示された第１円すいころ軸受６０Ａに含まれる円すいころ６５の大端面６６ｂは、軸方向Ｄ１において第１円筒ころ軸受７０Ａ及び第１偏心体５５Ａに接近する側を向く。図３に示された第２円すいころ軸受６０Ｂに含まれる円すいころ６５の大端面６６ｂは、軸方向Ｄ１において第２円筒ころ軸受７０Ｂ及び第２偏心体５５Ｂに接近する側を向く。

円すいころ６５は中心軸線ＣＡを有する。円すいころ６５は、中心軸線ＣＡを中心として内輪６１及び外輪６３の間で回転する。図示された例において、中心軸線ＣＡは小端面６６ａの中心を通過する。図示された例において、中心軸線ＣＡは大端面６６ｂの中心を通過する。図３に示された第１円すいころ軸受６０Ａに含まれる円すいころ６５の中心軸線ＣＡは、軸方向Ｄ１に沿って第１円筒ころ軸受７０Ａ及び第１偏心体５５Ａに接近するにつれて、回転軸線ＲＡから径方向ＤＲに離れる。図３に示された第２円すいころ軸受６０Ｂに含まれる円すいころ６５の中心軸線ＣＡは、軸方向Ｄ１に沿って第２円筒ころ軸受７０Ｂ及び第２偏心体５５Ｂに接近するにつれて、回転軸線ＲＡから径方向ＤＲに離れる。

円すいころ軸受６０は、軸方向における一側からの荷重を支持することができる。円すいころ軸受６０は、軸方向Ｄ１における大端面６６ｂの側から内輪６１に加えられる荷重を支持することができる。円すいころ軸受６０は、軸方向Ｄ１における小端面６６ａの側から外輪６３に加えられる荷重を支持することができる。

図１及び図３に示すように、減速機１０において、二つの円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂが、中心軸線ＣＡを一致させるようにして、逆向きで配置されている。二つの円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂは、円すいころ６５の大端面６６ｂが互いに向かい合う。二つの円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂの間には、円筒ころ軸受７０が位置している。円筒ころ軸受７０は、偏心体５５上に位置している。円筒ころ軸受７０上には、外歯歯車４０が位置している。図示された例において、二つの円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂの間に、二つの円筒ころ軸受７０Ａ，７０Ｂが位置している。第１円すいころ軸受６０Ａ、第１円筒ころ軸受７０Ａ、第２円筒ころ軸受７０Ｂ、及び第２円すいころ軸受６０Ｂが、軸方向Ｄ１にこの順で配置されている。

減速機１０の動作中、円筒ころ軸受７０は、偏心体５５及び外歯歯車４０の間で、円筒ころ軸受７０の回転軸線に直交する径方向からラジアル荷重を受ける。ラジアル荷重を受けた円筒ころ軸受７０は、その回転軸線に沿った方向に、スキュー力を生じさせる。一般的な減速機１０において、円筒ころ軸受７０に加えられラジアル荷重は、３０００Ｎ以上５００００Ｎ以下となる。スキュー力は、ラジアル荷重の５％程度となることが確認された。したがって、減速機１０の動作中に円筒ころ軸受７０で生じるスキュー力は、通常、１５０Ｎ以上２５００Ｎ以下となる。

スキュー力は、円筒ころ軸受７０の内輪又は外輪によって円すいころ軸受６０にスラスト荷重として加えられる。別の例において、スキュー力は、円筒ころ軸受７０の内輪と固定された偏心体５５又は外輪と固定された外歯歯車４０によって円すいころ軸受６０にスラスト荷重として加えられる。図示された例において、二つの円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂは、軸方向Ｄ１における円筒ころ軸受７０側に、円すいころ６５の大端面６６ｂが向くように、構成されている。さらに、二つの円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂは、内輪６１が、外輪６３よりも、軸方向Ｄ１における円筒ころ軸受７０側に突出するように、構成されている。二つの円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂは、それぞれの内輪６１にスキュー力によるスラスト荷重を加えられ、軸方向Ｄ１に実質的に移動することなくこのスラスト荷重を支持する。

図４等に示すように、内輪６１は、小つば６３ａ及び大つば６３ｂの少なくとも一方を含んでもよい。小つば６３ａは、内輪６１の内周面６２ａに設けられている。小つば６３ａは、円すいころ６５の小端面６６ａに接触して、円すいころ６５の内輪６１に対する軸方向Ｄ１への相対移動を抑制する。大つば６３ｂは、円すいころ６５の大端面６６ｂに接触して、円すいころ６５の内輪６１に対する軸方向Ｄ１への相対移動を抑制する。

ところで、円すいころ軸受６０を含む機械装置に要求される負荷、例えば減速機等に要求される負荷は、近年増大しつつある。この傾向にともない、円すいころ軸受の容量増大が求められている。この課題を解決するための手段として、本実施の形態では、円すいころ軸受６０の接触角αを３°以上１０°以下としている。図４に示すように、接触角αは、外輪６３の内周面６４ａと中心軸線ＣＡとの間の角度である。接触角αは、０°以上９０°以下の角度となる。

従来、円すいころ軸受の接触角αは、１０°より大きい角度、例えば１５°以上や２０°以上に設定されていた。このように接触角αが大きく設定されていた背景は、円筒ころ軸受に代えて敢えて円すいころ軸受を用いることから、円すいころ軸受の耐スラスト荷重性能を十分とすることが必要と考えられていたことにある。円すいころ軸受を規定したＪＩＳＢ１５１２－３：２０１１の「５寸法系列ａ）」で規定された接触角は、１０°を超えて３０°以下となる範囲である。このようにＪＩＳ規格においても、１０°以下となる接触角は想定されていない。

しかしながら、本件発明者らが鋭意検討したところ、円すいころ軸受６０の用途に応じて、接触角αが１０°以下の円すいころ軸受６０が十分な耐スラスト荷重性能を有することが確認された。例えば、大きなスラスト荷重が加えられない円すいころ軸受６０について、接触角αを１０°以下にしてもよい。円筒ころ軸受と並べて使用される円すいころ軸受６０について、接触角αを１０°以下にしてもよい。円筒ころ軸受からスキュー力を受ける円すいころ軸受６０について、接触角αを１０°以下にしてもよい。円筒ころ軸受と同一の支持部材を支持する円すいころ軸受６０について、接触角αを１０°以下にしてもよい。偏心揺動型減速機のクランク軸（軸部材５０）を支持する円すいころ軸受６０について、接触角αを１０°以下にしてもよい。接触角αを１０°以下にした円すいころ軸受６０は、減速機の偏芯軸を支持する際に十分となる耐スラスト荷重性能を有することが確認された。

接触角αを従来より小さい１０°以下とすることによって、円すいころ軸受６０の厚みＴ６０を大きくすることなく、円すいころ６５を太くできる。接触角αを従来より小さい１０°以下とすることによって、円すいころ軸受６０の厚みＴ６０を大きくすることなく、内輪６１の径方向ＤＲへの厚みを厚くできる。接触角αを従来より小さい１０°以下とすることによって、円すいころ軸受６０の厚みＴ６０を大きくすることなく、外輪６３の径方向ＤＲへの厚みを厚くできる。これらのいずれかによれば、円すいころ軸受６０の厚みＴ６０を大きくすることなく、円すいころ軸受６０の耐ラジアル荷重性能を効率的に向上することができる。

円すいころ軸受６０の厚みＴ６０は、図６に示すように、内輪６１の内周面６２ａと外輪６３の外周面６４ｂとの間の径方向ＤＲに沿った距離である。

接触角αを小さくすることにより、表１及び図５に示すように、耐ラジアル荷重性能を顕著に向上することができる。接触角αを小さくすることにより、表１に示すように、駆動トルクを顕著に低減することができる。接触角αを小さくすることにより、表１に示すように、円すいころ軸受６０及び円すいころ軸受６０を含む減速機１０の寿命を顕著に延ばすことができる。

表１における「基本動定格荷重」は、ＪＩＳＢ１５１８：２０１３に基づいて、理論式から算出された基本動定格ラジアル荷重に関する。表１及び図６は、接触角αと基本動定格荷重比との関係を示している。

「基本動定格荷重」は、軸受が１００万回転の基本定格寿命に耐え得るラジアル荷重である。したがって、「基本動定格荷重」は、円すいころ軸受の耐ラジアル荷重性能を示す指標となる。表１及び図６では、円すいころ軸受６０の厚みＴ６０及び円すいころ６５の寸法を一定としつつ、接触角α、内輪６１の厚み及び外輪６３の厚みを変化させて、基本動定格荷重を相対評価している。

表１及び図６に示すように、接触角αが小さくなるにつれて、基本動定格荷重は大きくなる。すなわち、接触角αを従来より小さい１０°以下とすることによって、円すいころ軸受６０の耐ラジアル荷重性能を向上することができる。

表１における「軸受スパン比」は、軸受スパンＬ６０の相対比である。表１における「軸受スパン比」は、接触角αに応じた、軸受スパンＬ６０の変化を示している。軸受スパンＬ６０は、図１～３に示された減速機１０への適用における第１円すいころ軸受６０Ａの作用点Ｐ６０と第２円すいころ軸受６０Ｂの作用点Ｐ６０との間の中心軸線ＣＡと平行な方向への距離である。

図４に示すように、円すいころ軸受６０の作用点Ｐ６０は、円すいころ軸受６０の回転軸線ＲＡ上に位置する。作用点Ｐ６０は、円すいころ６５の中心軸線ＣＡに直交する直線ＳＬ６５と、円すいころ軸受６０の回転軸線ＲＡと、の交点に位置する。直線ＳＬ６５は、円すいころ６５の中心６５Ｃを通過する。円すいころ６５の中心６５Ｃは、円すいころ６５の中心軸線ＣＡ上の位置である。中心６５Ｃから小端面６６ａまでの中心軸線ＣＡに沿った距離と、中心６５Ｃから大端面６６ｂまでの中心軸線ＣＡに沿った距離は等しい。表１に示された軸受スパン比を計算するにあたり、減速機１０の各寸法は、出力が１０００Ｎｍ以上２０００Ｎｍ以下となる減速機において一般的な寸法とした。

図１～図３に示された例において、軸部材５０及び円筒ころ軸受７０は、外歯歯車４０Ａ，４０Ｂからラジアル荷重を加えられる。外歯歯車４０Ａ，４０Ｂからのラジアル荷重の軸方向Ｄ１における中心位置は、各外歯歯車４０Ａ，４０Ｂの軸方向Ｄ１における中心位置Ｐ４０Ａ，Ｐ４０Ｂとなる。また、各円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂは、軸部材５０からラジアル荷重を加えられる。各円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂが軸部材５０から受けるラジアル荷重の軸方向Ｄ１における中心位置は、当該円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂの作用点Ｐ６０となる。

表１における「軸受荷重比」は、各接触角αにおいて円すいころ軸受６０に加えられるラジアル荷重の比となる。各接触角αでのラジアル荷重は、計算により、求めた値である。ラジアル荷重の計算は、接触角α及び軸受スパンＬ６０のみを変化させ、その他の条件（軸部材５０の構成、円筒ころ軸受７０の構成、外歯歯車４０Ａ，４０Ｂの構成、外歯歯車４０Ａ，４０Ｂからのラジアル荷重等）は、接触角α及び軸受スパンＬ６０に依らず一定とした。

表１に示すように、接触角αが小さくなるにつれて、軸受スパンＬ６０を長く確保できる。接触角αによれば、軸部材５０の軸方向Ｄ１における長さを一定に維持しながら、軸受スパンＬ６０を長くすることができる。

表１に示すように、軸受スパンＬ６０を長くすることによって、軸受荷重比を小さくすることができる。言い換えると、接触角αを小さくすることによって、軸受荷重比を小さくすることができる。すなわち、接触角αを従来より小さい１０°以下とすることによって、耐ラジアル荷重性能を向上することができる。

表１における「寿命比」は、図１～図３に示された減速機１０に用いられる円すいころ軸受６０の定格寿命の比を示している。定格寿命は、ＪＩＳに規定された計算式によって算出される。定格寿命は、各円すいころ軸受６０が作用点Ｐ６０において加えられるラジアル荷重に対する円すいころ軸受６０の基本動定格荷重の比を、１０／３乗した値に比例する。

上述したように、接触角αを小さくすることによって、円すいころ軸受６０基本動定格荷重を大きくすることができる。また、接触角αを小さくすることによって、図１～図３に示された減速機１０に組み込まれた円すいころ軸受６０に加えられるラジアル荷重（表１における軸受荷重比）を小さくすることができる。また、定格寿命は、基本動定格荷重に対する加えられるラジアル荷重の比の１０／３乗に比例する。これらにより、接触角αを小さくすることによって、定格寿命を顕著に延ばすことができる。すなわち、接触角αを従来より小さい１０°以下とすることによって、耐ラジアル荷重性能を顕著に向上することができる。

表１における「駆動トルク比」は、円すいころ軸受の始動時に必要となる駆動トルクの比である。駆動トルクは、起動トルクとも呼ばれる。円すいころ６５の大端面６６ｂと内輪６１の大つば６３ｂとの滑り摩擦、円すいころ６５と内輪６１の外周面６２ｂ及び外輪６３の内周面６４ａとの転がり摩擦、及び円すいころ６５と保持器６７との滑り摩擦等が、円すいころ軸受の始動時に必要となる駆動トルクに影響を及ぼし得る。このうち円すいころ６５の大端面６６ｂと内輪６１の大つば６３ｂとの滑り摩擦が、円すいころ軸受の始動時に必要となるトルクに決定的な影響を及ぼす。表１における「駆動トルク比」は、円すいころ６５の大端面６６ｂと内輪６１の大つば６３ｂとの滑り摩擦から算出した各接触角αでの駆動トルクの比である。

駆動トルクは、後述する予圧荷重に起因した各部の摩擦の影響を受ける。後述するように、予圧には適正値があり、接触角を小さくすることによって予圧適正値を小さくすることができる。この結果、表１に示すように、接触角αを小さくすることによって、有効に駆動トルクを小さくすることができる。駆動トルクを小さくすることによって、円すいころ軸受６０及び円すいころ軸受６０が組み込まれた減速機１０の寿命を延ばすことができる。すなわち、接触角αを従来より小さい１０°以下とすることによって、耐ラジアル荷重性能を向上することができる。

また、図示された減速機１０の組立は、次のように実施してもよい。まず、内輪６１、円すいころ６５、及び保持器６７が軸受支持部５２ａ，５２ｂ上に装着された軸部材５０を用意する。この軸部材５０には、円すいころ軸受６０も装着されていてもよい。次に、外歯歯車４０の穴４３に軸部材５０を挿入する。このとき、軸部材５０上に位置する円すいころ６５の最大外接円は、穴４３の内径よりも小さくなっている必要がある。その後、穴４３を通過した軸部材５０を、キャリア３０の貫通穴３５に装着された外輪６３に挿入する。外輪６３に円すいころ６５が接触して円すいころ軸受６０が組み立てられる。この円すいころ軸受６０を介して、軸部材５０がキャリア３０に回転可能に保持される。

そして、接触角αを従来より小さい１０°以下とすることによって、円すいころ６５の最大外接円を大きくすることなく、また円すいころ６５を細くすることなく、円すいころ６５が配置される円周上の直径（以下において、「配置円直径」と呼ぶ）を大きくすることができる。配置円直径ＰＣＤ（Ｐｉｔｃｈ Ｃｉｒｃｌｅ Ｄｉａｍｅｔｅｒ）は、回転軸線ＲＡを中心とする円周に沿って配列された各円すいころ６５の中心６５Ｃから回転軸線ＲＡまでの径方向ＤＲに沿った長さ（配置円半径）の二倍に相当する。

円すいころ６５の配置円直径ＰＣＤを大きくすることにより、円すいころ軸受６０の外径Ｄ６０ｂ（図４参照）を大きくすることなく、内輪６１の転動面（内周面６２ａ）の径を大きくできる。内輪６１の転動面の大径化にともない、軸受転送面を大きくすることができる。すなわち、接触角αを従来と比較して小さい１０°以下とすることにより、円すいころ６５の配置円直径ＰＣＤの大径化を通じて、円すいころ軸受の耐ラジアル荷重性能を向上することができる。

円すいころ軸受を実際に作製して、図１～３に示された構成の減速機に組み込み、寿命及び駆動トルクを測定した。接触角αを２０°とした基準軸受との比較により、各接触角αの円すいころ軸受を評価した。

表１の「寿命」の欄に、各接触角αの円すいころ軸受を次の基準で評価した結果を示す。
ＡＡ：基準軸受の寿命の１．４倍以上の寿命が得られた。
Ａ：基準軸受の寿命の１．２倍以上の寿命が得られた。
Ｂ：基準軸受の寿命の１．２倍未満の寿命が得られた。

表１の「駆動トルク」の欄に、各接触角αの円すいころ軸受を次の基準で評価した結果を示す。
ＡＡ：従来の円すいころ軸受の駆動トルクの０．７０倍以下の駆動トルクとなった。
Ａ：従来の円すいころ軸受の駆動トルクの０．８５倍以下の駆動トルクとなった。
Ｂ：従来の円すいころ軸受の駆動トルクの０．８５倍より大きい駆動トルクとなった。

表１の結果より、接触角αを従来より小さい１０°以下にすることにより、円すいころ軸受６０の耐ラジアル荷重性能を向上することができる。従来の円すいころ軸受と比較して顕著に耐ラジアル荷重性能を改善する観点から、接触角αを８°以下とすることが好ましく、接触角αを７°以下とすることがより好ましい。

なお、表１及び図６での評価対象となった円すいころ軸受において、接触角αの変化によらず、円すいころ軸受６０の厚みＴ６０、円すいころ６５の構成、及び配置円直径ＰＣＤを一定とした。その一方で、接触角αの変化に応じて、内輪６１の厚みと外輪６３の厚みとを変化させた。

以上に説明してきたように、接触角αを従来より小さい１０°以下にすることにより、耐ラジアル荷重性能を向上することができる。その一方で、接触角αを小さくすると、耐スラスト荷重性能が低下する。本実施の形態では、接触角αの下限を３°としている。接触角αを３°以上にすることにより、耐スラスト荷重性能を十分に確保し得る。

実際の使用において、円すいころ軸受６０には、ラジアル荷重やスラスト荷重が単独で加えられるのではなく、ラジアル荷重及びスラスト荷重が複合で作用し易い。このような使用における円すいころ軸受６０の寿命評価には、ＪＩＳＢ１５１８：２０１３にも規定されている動等価荷重が用いられる。

動等価荷重は、複合荷重が作用した状態の円すいころ軸受６０の寿命と同一の寿命となる仮想の荷重である。動等価荷重として、動等価ラジアル荷重が知られている。動等価ラジアル荷重は、複合荷重が作用した状態の円すいころ軸受６０の寿命と同一の寿命となる仮想のラジアル荷重である。

ＪＩＳＢ１５１８：２０１３にも規定されているように、動等価ラジアル荷重は、次の式Ｘによって算出されることが知られている。
Ｐ_ｒ＝Ｘ×Ｆ_ｒ＋Ｙ×Ｆ_ｓ ・・・式Ｘ
式Ｘにおける「Ｆ_ｒ」は、円すいころ軸受６０に作用するラジアル荷重である。「Ｆ_ｓ」は、円すいころ軸受６０に作用するスラスト荷重である。「Ｘ」はラジアル荷重係数であり、「Ｙ」はスラスト荷重係数である。ラジアル荷重係数Ｘ及びスラスト荷重係数Ｙは、ラジアル荷重Ｆ_ｒに対するスラスト荷重Ｆ_ｓの比（Ｆ_ｓ／Ｆ_ｒ）に依存して決定される。比（Ｆ_ｓ／Ｆ_ｒ）が軸受の種類によって決定される値ｅ以下である場合、Ｘ＝１且つＹ＝０となることが知られている。

すなわち、「（Ｆ_ｓ／Ｆ_ｒ）≦ｅ」となる場合、円すいころ軸受６０の寿命には、ラジアル荷重Ｆ_ｒのみが影響し、スラスト荷重Ｆ_ｓは無視され得る。そして、円すいころ軸受について値ｅは、接触角αを用いた「１．５×ｔａｎα」となる。使用中の円すいころ軸受６０に作用するラジアル荷重Ｆ_ｒ及びスラスト荷重Ｆ_ｓに応じた適切な接触角αを選択することにより、スラスト荷重Ｆ_ｓを無視し得る。言い換えると、円すいころ軸受６０の用途に応じて接触角αを適切に選択することにより、円すいころ軸受６０の耐スラスト荷重性能を十分とすることできる。

図１～図３に示された減速機１０への適用において、円すいころ軸受６０には、軸部材５０からのラジアル荷重Ｆ_ｒが加えられ、円筒ころ軸受７０によって生じるスキュー力がスラスト荷重Ｆ_ｓとして加えられる。本件発明者らの検討によれば、ラジアル荷重Ｆ_ｒに対するスラスト荷重Ｆ_ｓの割合（Ｆ_ｓ／Ｆ_ｒ）は、０．０６又は０．０７となることが確認された。

接触角αが３°の場合、「１．５×ｔａｎα」で表される値ｅは０．０７９となる。接触角αが２°の場合、「１．５×ｔａｎα」で表される値ｅは０．０５２となる。したがって、接触角αが３°以上である円すいころ軸受６０によれば、寿命評価においてスラスト荷重Ｆ_ｓを無視することができる。言い換えると、接触角αが３°以上である円すいころ軸受６０は、必要な耐スラスト荷重性能を保持している。

この点から、接触角αは、３°以上１０°以下としてもよいし、３°以上８°以下としてもよい３°以上７°以下としてもよい。

円すいころ軸受６０は、使用時に、予圧を加えられてもよい。具体的には、円すいころ軸受６０は、回転軸線ＲＡに沿った方向Ｄ１に内輪６１及び外輪６３が互いに向けて加圧された状態で、適用対象となる装置、図示された例において減速機１０に組み込まれてもよい。内輪６１及び外輪６３が互いに向けて加圧された状態で使用されることにより、円すいころ軸受６０の使用時におけるがたつきや振動等の異常を抑制することができる。このような異常を抑制することにより、円すいころ軸受６０の寿命や、円すいころ軸受６０が組み込まれた装置、例えば減速機１０の寿命を、効果的に延ばすことができる。

ところで、円すいころ軸受６０に加えられる予圧には適正値がある。予圧適正値を加えられた円すいころ軸受６０は、円すいころ６５と内輪６１及び外輪６３との間に隙間が生じなくなる。円すいころ軸受６０に含まれるすべての円すいころ６５が内輪６１及び外輪６３の両方に接触していることが好ましい。

一定のラジアル荷重が一定の方向から円すいころ軸受６０に作用すると、予圧が予圧適正値より小さい場合に円すいころ軸受６０に生じる最大のラジアル荷重は、予圧が予圧適正値である場合に円すいころ軸受６０に生じる最大のラジアル荷重より大きくなる。一定のラジアル荷重が一定の方向から円すいころ軸受６０に作用すると、予圧が予圧適正値より大きい場合に円すいころ軸受６０に生じる最大のラジアル荷重は、予圧が予圧適正値である場合に円すいころ軸受６０に生じる最大のラジアル荷重より大きくなる。すなわち、予圧が予圧適正値となる場合に、円すいころ軸受６０に生じる最大のラジアル荷重を最小化することができる。

図７は、円すいころ軸受６０の三つの具体例Ａ～Ｃに関する予圧適正値の調査結果を示している。図７に示された円すいころ軸受６０の具体例Ａ～Ｃは、実際に製造されている三つの減速機への適用を想定された円すいころ軸受６０である。より大きくて高出力の減速機１０への適用を想定された具体例Ａは、容量が比較的に大きい円すいころ軸受となる。図７に示すように、より大きくて高出力の減速機１０への適用を想定された具体例Ａについて、予圧適正値は大きくなる。より小さくて低出力の減速機１０への適用を想定された具体例Ｃは、容量が比較的小さい円すいころ軸受となる。図７に示すように、より小さくて低出力の減速機１０への適用を想定された具体例Ｃについて、予圧適正値は小さくなる。

図７は、円すいころ軸受６０の三つの具体例Ａ～Ｃに関し、接触角αに応じた予圧適正値の変化を示している。図７での評価対象となった円すいころ軸受において、接触角αの変化によらず、円すいころ軸受６０の厚みＴ６０、円すいころ６５の構成、及び配置円直径ＰＣＤを一定とした。その一方で、接触角αの変化に応じて、内輪６１の厚みと外輪６３の厚みとを変化させた。

図示された減速機への適用を意図された各具体例の円すいころ軸受６０において、接触角α及び予圧適正値に関し、次のことが確認されている。接触角αが大きくなると、適正予圧値は大きくなる。接触角αが小さくなると、適正予圧値は小さくなる。適正予圧値（Ｎ）の理論値は、接触角α（°）に正比例する。円すいころ軸受６０の容量が大きくなると、接触角αに対する適正予圧値の傾斜が大きくなる。

図１～３に示された減速機１０のように、二つの円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂが、逆向きに配置されて、同一の軸部材を支持することがある。この例において、二つの円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂを互いに向けて加圧する予圧が負荷される。二つの円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂに加えられる予圧は、二つの円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂに加えられるスラスト荷重より大きいことが好ましい。より好ましくは、二つの円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂに加えられる適正予圧値は、二つの円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂに加えられるスラスト荷重より大きい。この場合、スラスト荷重が発生した際に、いずれの軸受６０Ａ，６０Ｂにおいても内輪６１及び外輪６３が互いに向けて加圧された状態に維持される。したがって、円すいころ軸受６０の使用時におけるがたつきや振動等の異常を抑制して、円すいころ軸受６０の寿命、及び円すいころ軸受６０が組み込まれた減速機１０の寿命を安定して延ばすことができる。

図１～３に示された減速機１０では、円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂは、円筒ころ軸受７０Ａ，７０Ｂで生じるスキュー力をスラスト荷重として加えられる。円筒ころ軸受７０Ａ，７０Ｂで生じるスキュー力は、円筒ころ軸受７０Ａ，７０Ｂに加えられるラジアル荷重の５％程度である。減速機１０において円筒ころ軸受７０Ａ，７０Ｂに加えられるラジアル荷重は、３０００Ｎ以上５００００Ｎ以下程度となる。したがって、減速機１０の動作中に円筒ころ軸受７０で生じるスキュー力は、図７に示すように、１５０Ｎ以上２５００Ｎ以下程度となる。

図７は、減速機１０の具体例において発生するスキュー力ＳＡ～ＳＣを点線で示している。スキュー力ＳＡは、上述した具体例Ａの円すいころ軸受が組み込まれた減速機１０におけるスキュー力である。スキュー力ＳＢは、上述した具体例Ｂの円すいころ軸受が組み込まれた減速機１０におけるスキュー力である。スキュー力ＳＣは、上述した具体例Ｃの円すいころ軸受が組み込まれた減速機１０におけるスキュー力である。

図７に示すように、接触角αが５°以上となる場合、減速機１０に組み込まれた円すいころ軸受６０の予圧適正値が、当該減速機１０に組み込まれた円筒ころ軸受７０で生じるスキュー力より大きくなる。したがって、接触角αを５°以上とすることによって、より適切な耐スラスト荷重性能を円すいころ軸受６０に付与することができる。この例によれば、スラスト荷重の発生により円すいころ軸受６０から予圧が抜けてしまうことを効果的に抑制することができる。したがって、減速機１０の動作時に、円すいころ軸受６０にがたつきや振動等の異常が発生することを抑制することができる。このような異常の発生を抑制することにより、円すいころ軸受６０の寿命や、円すいころ軸受６０が組み込まれた減速機１０の寿命を、安定して延ばすことができる。

この点から、接触角αは、５°以上１０°以下としてもよいし、５°以上８°以下としてもよいし、５°以上７°以下としてもよい。

図１～図３に示された減速機１０に適用される円すいころ軸受６０の寸法を以下の通りに決定してもよい。以下に説明する寸法を有する円すいころ軸受６０は、減速機１０に適用された状態において、上述した接触角αを３°以上１０°以下にすることによる効果がより有効かつより安定して奏される。すなわち、必要な耐スラスト荷重性能を安定して保持しつつ、円すいころ軸受の耐ラジアル荷重性能をより有効かつより安定して向上することができる。

円すいころ軸受６０の内径Ｄ６０ａは、９．４ｍｍ以上６０ｍｍ以下でもよく、２０ｍｍ以上５０ｍｍ以下でもよく、２５ｍｍ以上４５ｍｍ以下でもよい。円すいころ軸受６０の内径Ｄ６０ａは、図４に示すように、円すいころ軸受６０の内直径である。図示された例において、円すいころ軸受６０の内径Ｄ６０ａは、内輪６１の内周面６２ａによって規定される円すいころ軸受６０の内直径である。

円すいころ軸受６０の外径Ｄ６０ｂは、２４ｍｍ以上１３０ｍｍ以下でもよく、４０ｍｍ以上１１５ｍｍ以下でもよく、５５ｍｍ以上１００ｍｍ以下でもよい。円すいころ軸受６０の外径Ｄ６０ｂは、図４に示すように、円すいころ軸受６０の外直径である。図示された例において、円すいころ軸受６０の外径Ｄ６０ｂは、外輪６３の外周面６４ｂによって規定される円すいころ軸受６０の外直径である。

円すいころ軸受６０の厚みＴ６０は、７．３ｍｍ以上３５ｍｍ以下でもよく、１０ｍｍ以上３２．５ｍｍ以下でもよく、１５ｍｍ以上２７．５ｍｍ以下でもよい。上述したように、厚みＴ６０は、径方向ＤＲへの長さである。図示された例において、厚みＴ６０は、内輪６１の内周面６２ａと外輪６３の外周面６４ｂとの間の径方向ＤＲに沿った距離である。

円すいころ６５の小端面６６ａでの直径Ｄ６５ａ（図５参照）は、３．０ｍｍ以上１３．７ｍｍ以下でもよく、４．５ｍｍ以上１２ｍｍ以下でもよく、６．０ｍｍ以上１０．５ｍｍ以下でもよい。

円すいころ６５の大端面６６ｂでの直径Ｄ６５ｂ（図５参照）は、３．５ｍｍ以上１４．４ｍｍ以下でもよく、５．０ｍｍ以上１３ｍｍ以下でもよく、６．５ｍｍ以上１１．５ｍｍ以下でもよい。

円すいころ６５の長さＬ６５は、６．８ｍｍ以上３３．７ｍｍ以下でもよく、１０ｍｍ以上３０ｍｍ以下でもよく、１３ｍｍ以上２７ｍｍ以下でもよい。円すいころ６５の長さＬ６５は、図５に示すように、円すいころ６５の中心軸線ＣＡに沿った長さである。

円すいころ軸受６０の厚みＴ６０、円すいころ６５の直径Ｄ６５ａ，Ｄ６５ｂ、及び円すいころ６５の長さＬ６５に下限を設定することにより、円すいころ軸受６０の耐ラジアル荷重性能を向上することができる。円すいころ軸受６０の厚みＴ６０、円すいころ６５の直径Ｄ６５ａ，Ｄ６５ｂ、及び円すいころ６５の長さＬ６５に上限を設定することにより、円すいころ軸受６０を小型化することができる。

そこで、円すいころ軸受６０の厚みＴ６０（ｍｍ）と円すいころ６５の長さＬ６５（ｍｍ）との積（Ｔ６０×Ｌ６５）に下限を設定してもよい。厚みＴ６０と長さＬ６５との積（Ｔ６０×Ｌ６５）に下限を設定することにより、円すいころ軸受６０の耐ラジアル荷重性能をより安定して向上することができる。厚みＴ６０と長さＬ６５との積（Ｔ６０×Ｌ６５）に上限を設定することにより、円すいころ軸受６０をより有効に小型化することができる。円すいころ軸受６０の厚みＴ６０（ｍｍ）と円すいころ６５の長さＬ６５（ｍｍ）との積は、５０以上１４００以下でもよく、５８以上１２００以下でもよく、１００以上９８０以下でもよく、２００以上７４０以下でもよい。

同様に、円すいころ６５の小端面６６ａの直径Ｄ６５ａ（ｍｍ）と円すいころ６５の長さＬ６５（ｍｍ）との積（Ｄ６５ａ×Ｌ６５）に下限を設定してもよい。直径Ｄ６５ａと長さＬ６５との積（Ｄ６５ａ×Ｌ６５）に下限を設定することにより、円すいころ軸受６０の耐ラジアル荷重性能をより安定して向上することができる。直径Ｄ６５ａと長さＬ６５の積（Ｄ６５ａ×Ｌ６５）に上限を設定することにより、円すいころ軸受６０をより有効に小型化することができる。円すいころ６５の小端面６６ａの直径Ｄ６５ａ（ｍｍ）と円すいころ６５の長さＬ６５（ｍｍ）との積（Ｄ６５ａ×Ｌ６５）は、２０以上５５０以下、２４以上４６０以下でもよく、４５以上３６０以下でもよく、７８以上２８０以下でもよい。

図示された減速機１０は、次のように構成されている。円すいころ軸受６０として、軸部材５０の回転軸線ＲＡと平行な軸方向Ｄ１に順に配置された第１円すいころ軸受６０Ａ及び第２円すいころ軸受６０Ｂが、設けられている。円筒ころ軸受７０として、軸方向Ｄ１における二つの円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂの間に配置された第１円筒ころ軸受７０Ａ及び第２円筒ころ軸受７０Ｂが、設けられている。外歯歯車４０として、第１円筒ころ軸受７０Ａによって支持された第１外歯歯車４０Ａと、第２円筒ころ軸受７０Ｂによって支持された第２外歯歯車４０Ｂとが、設けられている。第１円すいころ軸受６０Ａは、軸方向Ｄ１における第２円すいころ軸受６０Ｂに近い側において回転軸線ＲＡから離れるように傾斜した円すいころ６５を含む。第２円すいころ軸受６０Ｂは、軸方向Ｄ１における第１円すいころ軸受６０Ａに近い側において回転軸線ＲＡから離れるように傾斜した円すいころ６５を含む。

この構成を有する減速機１０において、軸部材５０は、二つの円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂによって回転可能に支持されている。軸部材５０には、第１円筒ころ軸受７０Ａを介して第１外歯歯車４０Ａよりラジアル荷重が加えられる。軸部材５０には、第２円筒ころ軸受７０Ｂを介して第２外歯歯車４０Ｂよりラジアル荷重が加えられる。

軸部材５０に加えられる第１外歯歯車４０Ａからのラジアル荷重の方向は、軸部材５０の回転にともなって変化する。軸部材５０に加えられる第２外歯歯車４０Ｂからのラジアル荷重の方向は、軸部材５０の回転にともなって変化する。軸部材５０に加えられる第１外歯歯車４０Ａからのラジアル荷重は、軸部材５０に加えられる第２外歯歯車４０Ｂからのラジアル荷重と異なる向きに向けられる。図示された例において、軸部材５０に加えられる第１外歯歯車４０Ａからのラジアル荷重は、軸部材５０に加えられる第２外歯歯車４０Ｂからのラジアル荷重と逆向きとなる。

したがって、第１円すいころ軸受６０Ａ及び第２円すいころ軸受６０Ｂに軸部材５０から作用する荷重は、周期的に変化する。周期的に変化する荷重の大きさの変化幅、すなわち荷重の振幅が大きくなると、荷重の絶対値が小さくても、円すいころ軸受６０は疲労破壊し易くなる。

そこで、第１外歯歯車４０Ａ及び第２外歯歯車４０Ｂの軸方向Ｄ１への配置ピッチＡＰ４０に対して、軸受スパンＬ６０を大きくすることが有効である。軸受スパンＬ６０を大きくすることによって、円すいころ軸受６０Ａ，６０Ｂに加えられる荷重の振幅を小さくすることができる。軸受スパンＬ６０は、第１円すいころ軸受６０Ａの作用点Ｐ６０と第２円すいころ軸受６０Ｂの作用点Ｐ６０との軸方向Ｄ１に沿った距離である。ただし、減速機１０を小型化する観点から、配置ピッチＡＰ４０に対して軸受スパンＬ６０を大きくし過ぎないことが好ましい。軸受スパンＬ６０は、配置ピッチＡＰ４０の２倍以上５倍以下でもよく、２．５倍以上４．５倍以下でもよく、３倍以上４倍以下でもよい。

以上に説明してきたように、本実施の形態による円すいころ軸受６０は、３°以上１０°以下の接触角αを有する。本実施の形態による円すいころ軸受６０は、内輪６１と、円すいころ６５と、接触角を３°以上１０°以下として内輪６１との間で円すいころ６５を保持する外輪６３と、を含む。本実施の形態による円すいころ軸受６０は、外周面６２ｂを含む内輪６１と、円すいころ６５と、接触角を３°以上１０°以下とする内周面６４ａを含み、外周面６２ｂと内周面６４ａとの間に円すいころ６５を保持する外輪６３と、を含む。

本実施の形態による減速機１０は、外歯歯車４０と、外歯歯車４０を偏心揺動させる軸部材５０と、軸部材５０を回転可能に支持するキャリア３０と、外歯歯車４０及び軸部材５０の間に設けられた円筒ころ軸受７０と、キャリア３０及び軸部材５０の間に設けられ３°以上１０°以下の接触角αを有する円すいころ軸受６０と、を含む。

本実施の形態による円すいころ軸受６０や減速機１０において、円すいころ軸受６０の接触角αは、３°以上１０°以下である。接触角αを従来より小さい１０°以下とすることにより、円すいころ軸受６０の設置スペースを拡大することなく、内輪６１の厚みを厚くすること、外輪６３の厚みを厚くすること、円すいころ６５の径Ｄ６５ａ，Ｄ６５ｂを大きくすること、円すいころ６５が配置される円周の径ＰＣＤを大きくすることができる。すなわち、接触角αを小さくすることにより、円すいころ軸受６０の配置スペースを維持しながら、耐ラジアル荷重性能を改善することができる。接触角αの下限を３°に設定することにより、スラスト荷重が円すいころ軸受６０の寿命に影響を及ぼすことを抑制することができる。すなわち、円すいころ軸受６０に必要な耐スラスト荷重性能を付与しつつ、円すいころ軸受６０の耐ラジアル荷重性能を向上することができる。結果として、円すいころ軸受６０及び減速機１０を長寿命化することができる。

上述した本実施の形態の一具体例において、接触角αを５°以上としてもよい。接触角αの下限を５°に設定した場合、円すいころ軸受６０に加えられるべき予圧適正値が、円筒ころ軸受７０から円すいころ軸受６０に加えられ得るスキュー力よりも大きくすることが可能となる。したがって、円すいころ軸受６０から予圧が完全に抜けてしまい、円すいころ軸受６０に振動等の異常が発生することを抑制することができる。これにより、使用中に意図しない大きな荷重が円すいころ軸受６０に加えられることを抑制することができる。円すいころ軸受６０及び減速機１０の予期せぬ破損を抑制することができる。

一具体例を参酌して一実施の形態を説明してきたが、上述の例が一実施の形態を限定することを意図していない。上述した一実施の形態は、その他の様々な具体例で実施されることが可能であり、その要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更、追加を行うことができる。

例えば、円すいころ軸受６０の適用対象が、複数の軸部材５０を有する減速機である例を示したが、この例に限られない。円すいころ軸受６０の適用対象が、回転軸線ＭＲＡ上に位置する一つの軸部材５０のみを有する減速機としてもよい。

本明細書で開示した実施形態のうち、複数の物体で構成されているものは、当該複数の物体を一体化してもよく、逆に一つの物体で構成されているものを複数の物体に分けることができる。一体化されているか否かにかかわらず、発明の目的を達成できるように構成されていればよい。

１０：減速機、３０：キャリア、４０，４０Ａ，４０Ｂ：外歯歯車、５０：軸部材、６０，６０Ａ，６０Ｂ：円すいころ軸受、６１：内輪、６３：外輪、６５：円すいころ、６６ａ：小端面、７０，７０Ａ，７０Ｂ：円筒ころ軸受、α：接触角

Claims (12)

1. 外周面を含む内輪と、
   円すいころと、
   接触角を３°以上１０°以下とする内周面を含み、前記外周面と前記内周面との間に前記円すいころを保持する外輪と、を備える、円すいころ軸受。
2. 前記接触角は５°以上である、請求項１に記載の円すいころ軸受。
3. 前記接触角は８°以下である、請求項１に記載の円すいころ軸受。
4. 径方向への厚み（ｍｍ）と、前記円すいころの長さ（ｍｍ）との、積は、５０以上１４００以下である、請求項１に記載の円すいころ軸受。
5. 前記円すいころの小端面における直径（ｍｍ）と、前記円すいころの長さ（ｍｍ）との、積は、２０以上５５０以下である、請求項１に記載の円すいころ軸受。
6. 外歯歯車と、
   前記外歯歯車を偏心揺動させる軸部材と、
   前記軸部材を回転可能に支持するキャリアと、
   前記外歯歯車及び前記軸部材の間に設けられた円筒ころ軸受と、
   前記キャリア及び前記軸部材の間に設けられ、３°以上１０°以下の接触角を有する円すいころ軸受と、を備える、減速機。
7. 前記接触角は５°以上である、請求項６に記載の減速機。
8. 前記接触角は８°以下である、請求項６に記載の減速機。
9. 前記円すいころ軸受の厚み（ｍｍ）と、前記円すいころの長さ（ｍｍ）との、積は、５０以上１４００以下である、請求項６に記載の減速機。
10. 前記円すいころの小端面における直径（ｍｍ）と、前記円すいころの長さ（ｍｍ）との、積は、２０以上５５０以下である、請求項６に記載の減速機。
11. 前記円すいころ軸受は、前記軸部材の回転軸線と平行な軸方向に順に配置された第１円すいころ軸受及び第２円すいころ軸受を含み、
    前記円筒ころ軸受は、前記軸方向における第１円すいころ軸受及び第２円すいころ軸受の間に配置された第１円筒ころ軸受及び第２円筒ころ軸受を含み、
    前記外歯歯車は、前記第１円筒ころ軸受によって支持された第１外歯歯車と、前記第２円筒ころ軸受によって支持された第２外歯歯車と、を含み、
    前記第１円すいころ軸受は、前記軸方向における前記第２円すいころ軸受に近い側において前記回転軸線から離れるように傾斜した中心軸線を有する円すいころを含み、
    前記第２円すいころ軸受は、前記軸方向における前記第１円すいころ軸受に近い側において前記回転軸線から離れるように傾斜した中心軸線を有する円すいころを含む、請求項６に記載の減速機。
12. 前記第１円すいころ軸受の作用点と前記第２円すいころ軸受の作用点との前記軸方向の沿った距離は、前記第１外歯歯車及び前記第２外歯歯車の前記軸方向への配置ピッチの２倍以上である、請求項１１に記載の減速機。