【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、円すいころ軸受に関し、特に、転動時における摩擦の低減に関する。
【０００２】
【従来の技術】
円すいころ軸受は、円すい台状のころを転動体とし、外輪と内輪とにそれぞれテーパ状に軸方向の径変化を設けて形成された軌道面を有する軸受である。このような円すいころ軸受は、ラジアル荷重および一方向のアキシアル荷重を負荷することができ、広く用いられている。
【０００３】
ところで、円すいころ軸受のころには、負荷によってころを大端面側に、軸方向に押す力が加わる。これに対し、ころを保持するため、通常内輪にころの大端面と当接するつば部が形成される。
【０００４】
このような円すいころ軸受において、純ころがりであったとすると、ころの側面と内輪の軌道面とのそれぞれの速度ベクトルは、軸受の軸方向にわたって等しくなる。これに対し、ころの大端面と内輪のつば部とのそれぞれの速度ベクトルは、ころの大端面の径方向に沿ってずれが生じ、すべり摩擦が発生する。
【０００５】
すなわち、図１は、円すいころ軸受の内輪の軌道面における回転時の速度ベクトルＡ１Ｂ１および、この軌道面より内輪の軸心Ｏ１からの径が大きいつば部の表面における速度ベクトルＣ１Ｄ１を示す図である。図１に示すように、各速度ベクトルは、軸受の軸心Ｏ１からの半径に比例して大きくなる。一方、図２は、ころの軌道面における回転時の速度ベクトルＡ２Ｂ２および、この軌道面よりころの軸心Ｏ２からの径が大きい大端面の表面における速度ベクトルＣ２Ｄ２を示す図である。図２に示すように、各速度ベクトルは、このの軸心Ｏ２からの半径に比例して大きくなる。
【０００６】
ここで、Ａ１Ｃ１間の距離と、Ａ２Ｃ２間の距離が等しく、かつＯ１Ａ１間の距離と、Ｏ１Ａ２間の距離が等しいとすると、軌道面およびころの側面における速度ベクトルＡ１Ｂ１とＡ２Ｂ２とは等しくなるから、ここではすべりが生じない。一方、大端面とつば面との接触面上の点、Ｃ１およびＣ２においては、内輪側の速度ベクトルＣ１Ｄ１は、ころ側の速度ベクトルＣ２Ｄ２よりも大きくなり、すべり摩擦が生ずる。
【０００７】
このようなすべり摩擦を低減することを目的として、２列の円すいころ列を対として組み合わせ、各列の円すいころの大端面どうしを接触させて円すいころのころ軸方向の移動を規制することが提案されている（例えば、特許文献１を参照。）。
【特許文献１】特表２００１−５２０３５４号公報（第１ページ、図３等。）
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上述した従来技術においては、各列の円すいころの公転速度が等しくなければならない。理論上、列ごとに公転速度を等しくすることは可能であるが、実際には製作上の誤差から異なってくると思われる。公転速度が列ごとに少しでも異なると、ころを正規の自転軸から傾けようとするスキューモーメントが生じ、ころの自転軸が傾く現象（スキューイング、またはスキューと称される。）が生ずる。スキューが生じると、ころの側面と内外輪の軌道面との間で相対すべりが生じ、すべり摩擦が増大することが懸念される。
【０００９】
上述した問題点に鑑み、本発明の課題は、円すいころ軸受のすべり摩擦を低減することにある。
【００１０】
【課題を解決する手段】
本発明は、内周部に軌道面を有する外輪と、外周部に軌道面を有する内輪と、外輪の軌道面と内輪の軌道面との間に組み込まれる円すい台状のころと、前記内輪の軌道面の外周側に配置される環状の案内輪とを有し、案内輪はころの大端面に当接する面部を有し、案内輪と内輪との間に該内輪の軸心に沿った方向の荷重を負荷し得るスラスト軸受を備えてなる円すいころ軸受によって上述した課題を解決する。
【００１１】
本発明によれば、案内輪はスラスト軸受によって内輪に対し、その軸心回りに回動可能である。したがって、案内輪は面部を介して当接するころによって回転力を受け、略ころの公転速度と同じ回転速度において回転するから、ころに加わるスキューモーメントが低減され、その結果ころの側面と内輪、外輪の軌道面とのすべり摩擦が低減されると同時に、案内輪ところ頭部のすべり摩擦が低減されるという効果がある。
【００１２】
なお、本発明におけるスラスト軸受は、ころが大端面側に進行しようとする力に相当するスラスト力、換言すればアキシアル力を負荷し得るものであればよいが、例えば、スラスト玉軸受を適用することができる。また、スラストころ軸受を適用することもできる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明を適用してなる円すいころ軸受の一実施形態について説明する。図３は、本実施形態の円すいころ軸受の環状部を径方向に切断して見た状態を示す断面図である。図３に示すように、本実施形態の円すいころ軸受１は、支持対象の軸が挿入される筒状またはスリーブ状の内輪３と、内輪３と略同心となるように配置されるリング状の外輪５と、内輪３および外輪５の軌道面間に組み込まれるころ７とを有する。ころ７は円すい台状に形成されたいわゆる円すいころであり、その自転軸は、小端面側が内向き、大端面側が外向きとなるように、回転軸の軸方向に対し角度をつけられている。そして、内輪３および外輪５のそれぞれの軌道面９、１１は、ころ７の側面と適切なクリアランスを有して対向し、当接可能に形成されている。
【００１４】
そして、内輪３に対し径方向で見ると軌道面９よりも外周側であって、軸方向においてはころ７の大端面側に配置される環状の案内輪１３が設けられている。案内輪１３は、ころ７との大端面側の内縁部を面取りして形成され、この大端面と当接する面部を有する。図３に示すように、この面部は、ころ７の大端面に対し、大端面の中心部より内輪３の軸心に近い位置において接する。一方、内輪３は、案内輪１３のころと当接する側と反対側の端面に対向して、内輪３の端部から外側につば状に張り出して形成されたつば部１５を有する。そして、案内輪１３のつば部１５に対向する端面と、この端面に対向するつば部１５の表面とに、それぞれ円弧状に掘り込まれた溝が形成されている。この各溝の円弧は、略共通の中心を有する関係となっている。そして、両者の溝を軌道面として転動する玉１７が周状に複数配列されており、これによって内輪３と、案内輪１３とは、一組の単列スラスト玉軸受を構成している。なお、この玉１７の中心の位置は、軸受１の軸心からの半径に着目すると、ころ７と案内輪１３が当接する面部よりは半径が大きく、また、ころ７の大端面の中心よりは半径が小さいような位置となっている。なお、案内輪１３の内周面は、つば部１５を除く内輪３の外周面と適当な間隔を隔てている。
【００１５】
ここで、内輪３の径方向断面形状に着目すると、ころ７の小端面側に相当する軌道面の端部には、軌道面から突出してころ７の小端面と当接するつば部が形成されている。一方、ころ７の大端面側に相当する軌道面の端部には、大端面と当接するつば部は、本実施形態の場合には設けていない。なお、つば部１５の案内輪１３とは対向しない側の面は、内輪３の軸心に対して垂直な平坦面上に形成されている。
【００１６】
また、外輪５の外周面と内周面とは同心状に配置され、いずれも軸方向にわたって径の変化はない。軌道輪はその内周面から外周面にかけて、断面で見ると、ころ７の側面とは当接しない範囲も含めて直線状に形成されている。そして、外輪５の軌道面が形成されている側とは反対側の端面は、外輪５の軸心に対して垂直な平坦面として形成されている。
【００１７】
そして、案内輪１３は、内輪１５のつば部１５と略同じ外径を有する。ちなみに、外輪５の外径は、これらの外径よりも大きい。
【００１８】
次に、上述した本実施形態の円すいころ軸受の動作について説明する。まず、軸受本来の役割に起因して、内輪３と外輪５とが軸受１の軸周りに相対的に回転すると、ころ７は、内輪３と外輪５との相対運動に応じた回転速度で自転し、かつ公転する。なお、ころの自転とは、円すい台状のころがその円すい台の軸心回りに回転することを指し、公転とは、軸受１の軸心回りに回転することを指す。一方、案内輪１３は、スラスト玉軸受の介在により内輪１５に対し、ほとんど抵抗なく回動可能であるとともに、自転しかつ公転しているころ７の大端面からの入力を受ける。その結果、案内輪１３は、ころ７の公転速度と略同じ回転速度で軸受１の軸回りに回転する。なお、このとき、ころ７と玉１７との軸受１の軸心に対するいわゆる公転速度は、異なっていても問題ない。
【００１９】
以上のように、本実施形態によれば、ころの自転軸方向力を、ころの公転速度と略同じ回転速度で自転する案内輪によって負荷しているから、案内輪ところ頭部間で発生するすべり摩擦が小さく、スキューの発生を極限まで抑えることができるので、ころの側面と各軌道面とのすべり摩擦が低減される。
【００２０】
ところで、図４は、一般的な円すいころ軸受における回転数と、すべり摩擦、転がり摩擦およびこれらの和である全体の摩擦にそれぞれ消費されるトルクの関係を示したグラフである。これによれば、すべり摩擦は回転数が低いときに大きなトルクを消費する傾向がある。したがって、本発明によれば、すべり摩擦が低減される結果、軌道トルクおよび低速運転時の消費トルクを低減することができる。
【００２１】
なお、上述した実施形態においては、案内輪と内輪との間にスラスト玉軸受を適用しているが、この軸受はいわゆるスラスト力ないしはアキシアル力を負荷し得るものであれば、これに限らず適宜発明の範囲内で他の種類の軸受を適用することができる。例えば、スラストころ軸受を適用してもよい。
【００２２】
【発明の効果】
本発明によれば、円すいころ軸受のすべり摩擦を低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】円すいころ軸受の内輪の軌道面における回転時の速度ベクトルおよび、この軌道面より内輪の軸心からの径が大きいつば部の表面における速度ベクトルを示す図である。
【図２】ころの軌道面における回転時の速度ベクトルおよび、この軌道面よりころの軸心からの径が大きい大端面の表面における速度ベクトルを示す図である。
【図３】本発明を適用してなる円すいころ軸受の一実施形態の径方向断面図である。
【図４】円すいころ軸受における回転数と、すべり摩擦、転がり摩擦および全体の摩擦にそれぞれ消費されるトルクの関係を示したグラフである。
【符号の説明】
１ 軸受
３ 内輪
５ 外輪
７ ころ
９ 軌道面
１１ 軌道面
１３ 案内輪
１５ つば部
１７ 玉[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a tapered roller bearing, and more particularly to reduction of friction during rolling.
[0002]
[Prior art]
A tapered roller bearing is a bearing having a raceway surface formed by using a tapered roller as a rolling element, and having an outer ring and an inner ring each having a tapered axial diameter change. Such a tapered roller bearing can be applied with a radial load and an axial load in one direction, and is widely used.
[0003]
By the way, the roller of the tapered roller bearing is applied with a force that pushes the roller toward the large end face in the axial direction by a load. On the other hand, in order to hold the roller, a collar portion that comes into contact with the large end surface of the roller is usually formed on the inner ring.
[0004]
In such a tapered roller bearing, if it is pure roller rolling, the respective velocity vectors of the side surface of the roller and the raceway surface of the inner ring are equal over the axial direction of the bearing. On the other hand, the velocity vectors of the large end surface of the roller and the collar portion of the inner ring are displaced along the radial direction of the large end surface of the roller, and sliding friction occurs.
[0005]
That is, FIG. 1 is a diagram showing a speed vector A1B1 at the time of rotation on the raceway surface of the inner ring of the tapered roller bearing, and a speed vector C1D1 on the surface of the collar portion having a larger diameter from the axis O1 of the inner ring than this raceway surface. . As shown in FIG. 1, each velocity vector increases in proportion to the radius from the bearing axis O1. On the other hand, FIG. 2 is a diagram showing a speed vector A2B2 at the time of rotation on the raceway surface of the roller, and a speed vector C2D2 on the surface of the large end surface having a larger diameter from the roller axis O2 than this raceway surface. As shown in FIG. 2, each velocity vector increases in proportion to the radius from the axis O2.
[0006]
Here, if the distance between A1C1 and the distance between A2C2 are equal and the distance between O1A1 and the distance between O1A2 are equal, the velocity vectors A1B1 and A2B2 on the raceway surface and the roller side surface are equal. There is no slip here. On the other hand, at the points C1 and C2 on the contact surface between the large end surface and the collar surface, the speed vector C1D1 on the inner ring side is larger than the speed vector C2D2 on the roller side, and sliding friction occurs.
[0007]
For the purpose of reducing such sliding friction, two rows of tapered roller rows are combined as a pair, and the large end surfaces of the tapered rollers in each row are brought into contact with each other to restrict the movement of the tapered rollers in the roller axial direction. It has been proposed (see, for example, Patent Document 1).
Japanese Patent Laid-Open No. 2001-520354 (first page, FIG. 3, etc.)
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the prior art described above, the revolution speeds of the tapered rollers in each row must be equal. Theoretically, it is possible to make the revolution speed equal for each row, but in reality, it seems to be different due to manufacturing errors. If the revolution speed is slightly different for each row, a skew moment is generated to tilt the roller from the normal rotation axis, and a phenomenon in which the rotation axis of the roller is inclined (referred to as skewing or skew) occurs. When the skew occurs, there is a concern that relative slip occurs between the side surface of the roller and the raceway surface of the inner and outer rings, and sliding friction increases.
[0009]
In view of the above-described problems, an object of the present invention is to reduce sliding friction of a tapered roller bearing.
[0010]
[Means for solving the problems]
The present invention includes an outer ring having a raceway surface on an inner peripheral portion, an inner ring having a raceway surface on an outer peripheral portion, a conical roller incorporated between the raceway surface of the outer ring and the raceway surface of the inner ring, and the inner ring An annular guide wheel disposed on the outer peripheral side of the raceway surface, the guide wheel has a surface portion that contacts the large end surface of the roller, and a direction along the axis of the inner ring between the guide wheel and the inner ring The above-mentioned problems are solved by a tapered roller bearing provided with a thrust bearing capable of applying a load of 1 to 5 mm.
[0011]
According to the present invention, the guide wheel can be rotated around its axis with respect to the inner ring by the thrust bearing. Therefore, the guide wheel receives a rotational force from the roller that abuts through the surface portion and rotates at a rotational speed that is substantially the same as the revolution speed of the roller, so that the skew moment applied to the roller is reduced. As a result, the side surface of the roller and the inner and outer rings The sliding friction with the raceway surface is reduced, and at the same time, the sliding friction of the guide wheel and the head is reduced.
[0012]
The thrust bearing according to the present invention may be any thrust bearing that can apply a thrust force corresponding to the force that the roller tends to travel toward the large end face, in other words, an axial force. For example, a thrust ball bearing is applied. be able to. A thrust roller bearing can also be applied.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of a tapered roller bearing to which the present invention is applied will be described. FIG. 3 is a cross-sectional view showing a state in which the annular portion of the tapered roller bearing of the present embodiment is viewed in a radial direction. As shown in FIG. 3, the tapered roller bearing 1 of the present embodiment has a cylindrical or sleeve-like inner ring 3 into which a shaft to be supported is inserted, and a ring-like shape arranged so as to be substantially concentric with the inner ring 3. It has the outer ring | wheel 5, and the roller 7 integrated between the track surfaces of the inner ring | wheel 3 and the outer ring | wheel 5. The roller 7 is a so-called tapered roller formed in a truncated cone shape, and its rotation shaft is angled with respect to the axial direction of the rotary shaft so that the small end face side is inward and the large end face side is outward. . The raceway surfaces 9 and 11 of the inner ring 3 and the outer ring 5 are opposed to the side surface of the roller 7 with an appropriate clearance so as to be able to come into contact with each other.
[0014]
When viewed in the radial direction with respect to the inner ring 3, an annular guide wheel 13 disposed on the outer peripheral side of the raceway surface 9 and on the large end surface side of the roller 7 in the axial direction is provided. The guide wheel 13 is formed by chamfering the inner edge portion on the large end surface side with the roller 7 and has a surface portion that comes into contact with the large end surface. As shown in FIG. 3, this surface portion is in contact with the large end surface of the roller 7 at a position closer to the axial center of the inner ring 3 than the center portion of the large end surface. On the other hand, the inner ring 3 has a flange portion 15 that is formed so as to protrude outward from the end portion of the inner ring 3 in a flange shape so as to face the end surface of the guide wheel 13 opposite to the side in contact with the roller. And the groove | channel dug in circular arc shape is formed in the end surface facing the collar part 15 of the guide wheel 13, and the surface of the collar part 15 facing this end surface, respectively. The arcs of the grooves have a substantially common center. A plurality of balls 17 rolling around both grooves as raceways are arranged in a circumferential shape, whereby the inner ring 3 and the guide wheel 13 constitute a set of single row thrust ball bearings. Note that the position of the center of the ball 17 is larger than the surface portion where the roller 7 and the guide wheel 13 abut, and the center of the ball 17 is larger than the center of the large end surface of the roller 7. The position is such that the radius is small. The inner peripheral surface of the guide wheel 13 is separated from the outer peripheral surface of the inner ring 3 excluding the collar portion 15 by an appropriate distance.
[0015]
Here, focusing on the radial cross-sectional shape of the inner ring 3, a flange portion that protrudes from the raceway surface and contacts the small end surface of the roller 7 is formed at the end of the raceway surface corresponding to the small end surface side of the roller 7. Yes. On the other hand, the end of the raceway surface corresponding to the large end surface side of the roller 7 is not provided with a collar portion that contacts the large end surface in the case of this embodiment. Note that the surface of the flange portion 15 on the side not facing the guide wheel 13 is formed on a flat surface perpendicular to the axis of the inner ring 3.
[0016]
Further, the outer peripheral surface and the inner peripheral surface of the outer ring 5 are arranged concentrically, and there is no change in the diameter over the axial direction. When viewed in cross section from the inner peripheral surface to the outer peripheral surface, the raceway ring is formed in a straight line including a range that does not contact the side surface of the roller 7. The end surface of the outer ring 5 opposite to the side where the raceway surface is formed is formed as a flat surface perpendicular to the axis of the outer ring 5.
[0017]
The guide wheel 13 has substantially the same outer diameter as the flange portion 15 of the inner ring 15. Incidentally, the outer diameter of the outer ring 5 is larger than these outer diameters.
[0018]
Next, the operation of the tapered roller bearing of the present embodiment described above will be described. First, due to the original role of the bearing, when the inner ring 3 and the outer ring 5 rotate relatively around the axis of the bearing 1, the roller 7 rotates at a rotation speed corresponding to the relative movement between the inner ring 3 and the outer ring 5. And revolve. The rotation of the roller means that the cone-shaped roller rotates around the axis of the cone, and the revolution means that the roller rotates around the axis of the bearing 1. On the other hand, the guide wheel 13 can rotate with little resistance with respect to the inner ring 15 due to the intervention of the thrust ball bearing, and receives an input from the large end surface of the rotating and revolving roller 7. As a result, the guide wheel 13 rotates around the axis of the bearing 1 at substantially the same rotational speed as the revolution speed of the roller 7. At this time, there is no problem even if the so-called revolution speeds of the roller 7 and the ball 17 with respect to the shaft center of the bearing 1 are different.
[0019]
As described above, according to this embodiment, the rotation axial force of the roller is loaded by the guide wheel that rotates at the rotation speed substantially the same as the revolution speed of the roller. Since sliding friction is small and the occurrence of skew can be suppressed to the utmost limit, sliding friction between the side surface of the roller and each raceway surface is reduced.
[0020]
FIG. 4 is a graph showing the relationship between the rotational speed of a general tapered roller bearing and the torque consumed in sliding friction, rolling friction, and the total friction that is the sum of these. According to this, sliding friction tends to consume a large torque when the rotational speed is low. Therefore, according to the present invention, as a result of the reduction of sliding friction, it is possible to reduce the track torque and the consumption torque during low-speed operation.
[0021]
In the above-described embodiment, a thrust ball bearing is applied between the guide wheel and the inner ring. However, this bearing is not limited to this as long as it can load a so-called thrust force or axial force. Other types of bearings can be applied within the scope of the invention. For example, a thrust roller bearing may be applied.
[0022]
【The invention's effect】
According to the present invention, sliding friction of a tapered roller bearing can be reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a speed vector at the time of rotation on a raceway surface of an inner ring of a tapered roller bearing, and a speed vector on a surface of a collar portion having a diameter larger than the raceway surface from the axis of the inner ring.
FIG. 2 is a diagram showing a speed vector at the time of rotation on the raceway surface of the roller, and a speed vector on the surface of the large end surface having a larger diameter from the roller axis than the raceway surface.
FIG. 3 is a radial sectional view of an embodiment of a tapered roller bearing to which the present invention is applied.
FIG. 4 is a graph showing the relationship between the rotational speed of a tapered roller bearing and the torque consumed for sliding friction, rolling friction and overall friction.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Bearing 3 Inner ring 5 Outer ring 7 Roller 9 Raceway surface 11 Raceway surface 13 Guide wheel 15 Collar part 17 Ball