圆锥滚子轴承的制作方法

1.本发明涉及在机器人、工程机械的减速器中使用的圆锥滚子轴承，尤其是涉及在外圈的外圈轨道面的小径侧端部和大径侧端部、以及内圈的内圈轨道面的小径侧端部和大径侧端部这4个端部中的、外圈的外圈轨道面的大径侧端部形成有向半径方向内侧突出的凸缘部的、外圈凸缘形的圆锥滚子轴承。


背景技术：

2.在内圈的内圈轨道面的大径侧端部没有形成凸缘部、而仅在外圈的外圈轨道面的大径侧端部形成有向半径方向内侧突出的凸缘部的外圈凸缘形式的圆锥滚子轴承，虽然在专利文献1或者专利文献2中被公开，但是作为产品实用化的部件几乎没有看到。
3.现有技术文献
4.专利文献
5.专利文献1：日本实开平1-85521号公报
6.专利文献2：日本特开2016-196944号公报


技术实现要素：

7.发明要解决的技术问题
8.作为其理由，首先举例与在内圈的内圈轨道面的大径侧端部形成有凸缘部的内圈凸缘形式的圆锥滚子轴承相比，在外圈的外圈轨道面的大径侧端部形成有凸缘部的外圈凸缘形式的圆锥滚子轴承，其纯轴向载荷的负载能力大幅降低这一理由。
9.通常在圆锥滚子轴承中，为了使力矩刚性和轴承寿命提高，使滚子尺寸(滚子径)增大是有效的。
10.但是，外圈凸缘形式的圆锥滚子轴承的情况下，使轴承截面高度与轴承pcd相同而使滚子尺寸较大时，由于外圈凸缘部的壁厚变薄，担心外圈凸缘部的强度降低，实用化变得困难。
11.因此，本发明的课题在于，提供与内圈凸缘形式的圆锥滚子轴承相比，纯轴向载荷的负载能力不会大幅降低，具有充分的力矩载荷和轴承寿命，而且不担心外圈凸缘部的强度降低，能够实用化的外圈凸缘形式的圆锥滚子轴承的设计标准。
12.用于解决课题的技术方案
13.为了解决上述课题，本发明关注滚子径与外圈凸缘部的壁厚的关系，发现通过使滚子径与外圈凸缘部的壁厚的关系处于规定的数值范围，能够获得与内圈凸缘形式的圆锥滚子轴承相比纯轴向载荷的负载能力不会大幅降低，并且具有充分的力矩载荷和轴承寿命，而且不需担心外圈凸缘部的强度降低的、能够实用化的外圈凸缘形式的圆锥滚子轴承。
14.即，本发明的圆锥滚子轴承包括：在内周面具有外圈轨道面的外圈；在外周面具有内圈轨道面的内圈；在上述外圈轨道面与上述内圈轨道面之间可滚动地配置的多个圆锥滚子；和具有以规定的间隔收纳保持该多个圆锥滚子的多个兜孔的保持器，在上述外圈的外
圈轨道面的小径侧端部和大径侧端部、以及内圈的内圈轨道面的小径侧端部和大径侧端部这4个端部中、在外圈的外圈轨道面的大径侧端部形成有向半径方向内侧突出的凸缘部，该圆锥滚子轴承中，接触角为40
°
～50
°
，外圈凸缘的壁厚e与滚子大径侧径dw的关系满足0.19《e/dw《0.44。
15.此外，在本发明中，接触角是指轴承中心轴与外圈轨道面所成的角度，外圈凸缘部的壁厚e是指从外圈轨道面与外圈凸缘面的接点起至轴承外径面的距离，滚子大径侧径dw是指圆锥滚子的大径侧端面的直径。
16.发明效果
17.在使圆锥滚子轴承的径向尺寸一定、即、使轴承截面高度h和轴承外径d为一定值，而使滚子尺寸(滚子径)增大时，虽然负载容量cr变大，能够提高轴承寿命和力矩刚性，但是由于使滚子尺寸增大，外圈凸缘的壁厚e变薄，凸缘部的强度降低，担心由于承受过大载荷而发生凸缘部的破裂，在本发明中，以满足规定的数值规定的方式进行外圈凸缘形式的圆锥滚子轴承的设计，即令接触角为40
°
～50
°
，使外圈凸缘的壁厚e与滚子大径侧径dw的关系满足0.19《e/dw《0.44，则能够获得与内圈凸缘形式的圆锥滚子轴承相比纯轴向载荷的负载能力不会大幅降低、具有充分的力矩载荷和轴承寿命，而且不担心外圈凸缘部的强度降低的外圈凸缘部的圆锥滚子轴承。
附图说明
18.图1是示意性地表示在外圈的外圈轨道面的大径侧端部形成有凸缘部的外圈凸缘形式的圆锥滚子轴承承载纯轴向载荷时的、外圈侧滚动体载荷、内圈侧滚动体载荷和凸缘侧滚动体载荷的分力的说明图。
19.图2是示意性地表示在内圈的内圈轨道面的大径侧端部形成有凸缘部的内圈凸缘形式的圆锥滚子轴承承载纯轴向载荷时的、外圈侧滚动体载荷、内圈侧滚动体载荷和凸缘侧滚动体载荷的分力的说明图。
20.图3是将本发明的实施方式的外圈凸缘形式的圆锥滚子轴承在保持器的柱部切断的放大部分截面图。
21.图4是在本发明的实施方式的外圈凸缘形式的圆锥滚子轴承中使用的圆锥滚子的侧面图。
22.图5是表示将图3的外圈凸缘形式的圆锥滚子轴承安装于壳体的状态的放大部分截面图。
23.图6是概念性地表示图3的外圈凸缘形式圆锥滚子轴承的外圈侧的大凸缘部与圆锥滚子的接触面积的概略图。
24.图7是表示图3的外圈凸缘形式的圆锥滚子轴承中的将圆锥滚子推压到保持器的滚子引导面的状态的放大图。
25.图8是表示图3的外圈凸缘形式的圆锥滚子轴承中的将圆锥滚子推压到保持器的爪的状态的放大图。
26.图9a是表示将滚子-保持器组件插入外圈的流程的放大部分截面图。
27.图9b是表示将滚子-保持器组件插入外圈的流程的放大部分截面图。
28.图9c是表示将滚子-保持器组件插入外圈的流程的放大部分截面图。
29.图10是表示使接触角进行各种变化的例子的力矩刚性比的图表。
30.图11是表示使接触角进行各种变化的例子的寿命比的图表。
31.图12是将内圈凸缘形式的圆锥滚子轴承在保持器的柱部切断的放大截面图。
32.图13是表示将图12的内圈凸缘形式的圆锥滚子轴承组装于壳体的状态的放大部分截面图。
33.图14是概念性地表示图12的内圈凸缘形式的圆锥滚子轴承的内圈侧的大凸缘部与圆锥滚子的接触面积的概略图。
具体实施方式
34.以下，基于附图说明本发明的实施方式。
35.如图3所示，本发明的实施方式的圆锥滚子轴承11包括：在内周面具有外圈轨道面12a的外圈12；在外周面具有内圈轨道面13a的内圈13；在上述外圈轨道面12a与上述内圈轨道面13a之间可转动地配置的多个圆锥滚子14；和以规定的间隔收纳保持该多个圆锥滚子14的具有多个兜孔的保持器15，是在上述外圈12的外圈轨道面12a的小径侧端部与大径侧端部以及内圈13的内圈轨道面13a的小径侧端部与大径侧端部的4个端部中的、外圈12的外圈轨道面12a的大径侧端部形成有向半径方向内侧突出的凸缘部12b的、外圈凸缘形式的圆锥滚子轴承。
36.本发明的圆锥滚子轴承11，去除内圈13的小径侧端部的小凸缘，按小凸缘的量使滚子长度变长来实现高负载容量化，并且在外圈12的外圈轨道面12a的大径侧端部形成向半径方向内侧突出的凸缘部12b，去除内圈13的内圈轨道面13a的大径侧端部的凸缘部。
37.本发明的圆锥滚子轴承11将接触角α设定为40
°
～50
°
的陡斜率来实现高力矩刚性化，图3的实施方式的圆锥滚子轴承11将接触角α设定为45
°
。
38.接触角为40
°
～50
°
的陡斜率的圆锥滚子轴承11，因为在外圈12的外圈轨道面12a的大径侧端部与内圈13的大径侧的端面之间在轴向上隔开较大的空间，所以在本发明中，利用该空间形成有向半径方向内侧突出的凸缘部12b。
39.通过在外圈12的外圈轨道面12a的大径侧端部形成向半径方向内侧突出的凸缘部12b，去除内圈13的内圈轨道面13a的大径侧端部的凸缘部，能够实现轴向的紧凑化。
40.即，在图3中如双点划线所示，在使在内圈13的内圈轨道面13a的大径侧端部形成有凸缘部12b时的轴向宽度为t’时，通过去除内圈13的内圈轨道面13a的大径侧端部的凸缘部，能够使内圈13的轴向宽度较薄，由于在外圈12的外圈轨道面12a的大径侧端部形成有向半径方向内侧突出的凸缘部12b时的轴向宽度为t，因此能够以t
’‑
t的量使轴向宽度紧凑。
41.如本发明所示，通过在外圈12的外圈轨道面12a的大径侧端部形成向半径方向内侧突出的凸缘部12b，与在内圈13的内圈轨道面13a的大径侧端部形成凸缘部的图11所示的内圈凸缘形式的圆锥滚子轴承1相比，能够使凸缘部高刚性化。
42.即，如图3所示，在外圈12的外圈轨道面12a的大径侧端部形成有向半径方向内侧突出的凸缘部12b的情况下，与如图12所示在内圈3的内圈轨道面3a的大径侧端部形成有凸缘部3b的情况相比，即使凸缘部的高度c(轨道面与凸缘面的交点和凸缘部顶点形成的径向的距离)相同，图6中所示的滚子端面与外圈凸缘面的接触面积，比图14所示的内圈凸缘形式的圆锥滚子轴承中的滚子端面与内圈凸缘面的接触面积大了约7％，承受在滚子产生的
感应推力(induced thrust force)的面积在外圈凸缘形式中变大，因此接触部的应力变低，滚子端面与凸缘面的接触应变变小。
43.另外，如图12中所示的内圈凸缘形式的圆锥滚子轴承那样，在内圈3的大径侧端部设置有凸缘部3b时，在圆锥滚子4产生的感应推力如图13中空心箭头所示，由凸缘部3b承受，由于施加于凸缘部3b的弯曲应力，有可能在凸缘部3b产生应变，但外圈凸缘形式的圆锥滚子轴承如图5中的空心箭头所示，在圆锥滚子14产生的感应推力，能够将施加于外圈12的凸缘部12b的弯曲应力由壳体6承受，因此凸缘部12b的刚度变高。在图12的内圈凸缘形式的圆锥滚子轴承中，附图标记2表示外圈，2a表示外圈轨道面，5表示保持器。
44.本发明将接触角设为40
°
～50
°
，外圈凸缘的壁厚e与滚子大径侧径(此处为直径)dw的关系以满足0.19《e/dw《0.44的方式设定，由此，能够获得与在内圈的内圈轨道面的大径侧端部形成有凸缘部的结构相比，不使纯轴向载荷的负载能力大幅降低，具有充分的力矩载荷和轴承寿命，而且不需担心外圈凸缘部的强度降低的外圈凸缘形式的圆锥滚子轴承。
45.在此，滚子径(滚子大径侧径dw)与外圈凸缘的壁厚e的关系由e/dw表示，该值越大表示外圈凸缘的壁厚e越厚，滚子大径侧径dw越小。
46.本发明的圆锥滚子轴承11的接触角为40
°
～50
°
，使外部载荷为一定值，而且轴承的pcd与滚子的大小和个数为一定值，仅使接触角变化时的力矩刚性如图10的图表所示，另外，寿命比如图11所示的图表所示。根据该图10和图11的图表进行对各接触角的综合评价如表1所示，通过使接触角为40～50
°
，能够确认能够兼顾轴承的力矩刚性和寿命这两者。
47.[表1]
[0048][0049]
在本发明中，使外圈凸缘的壁厚e与滚子大径侧径dw的关系形成为0.19《e/dw《0.44的数值范围，是根据通过使轴承的径向尺寸为一定值，即令轴承截面高度h、轴承外径d为一定值，一边改变接触角α一边进行力矩载荷、轴承寿命和凸缘强度的比较的表2～表4的结果而求得的。
[0050]
此外，在表2～表4中，寿命和力矩刚性的〇表示能够实用(寿命长、力矩刚性高)的区域，
×
表示相比于〇，轴承功能的可靠性较低(寿命较短、力矩刚性较低)的区域。
[0051]
另外，关于凸缘强度，〇表示安全率1.2以上、可靠性高的区域，
×
表示安全率小于1.2，可靠性低的区域。
[0052]
此外，凸缘强度的安全率的定义如以下所示。
[0053]
凸缘强度的安全率＝对轴承施加相当于轴承的额定静径向载荷c0r时在凸缘部产生的最大应力/一般轴承钢的疲劳极限许用应力。
[0054]
该安全率1.2的基准记载于“日本机械学会_疲劳强度的设计资料”中，作为疲劳强度的安全率基准，使在轨道车和汽车等广泛的领域中使用的通用的基准。
[0055]
在表2～表4中，轴承寿命、力矩刚性和凸缘强度为〇的e/dw的范围是由双线包围的、接触角为40
°
时为0.19～0.46，在接触角为45
°
时为0.19～0.45，在接触角为50
°
时为0.18～0.44。
[0056]
在该表2～表4中，由双线包围的范围、即接触角为40～50
°
的0.19《e/dw《0.44的范围内，成为寿命且力矩刚性的性能高，凸缘强度和安全率高的区域。
[0057]
[表2]
[0058][0059]
[表3]
[0060][0061]
[表4]
[0062][0063]
在圆锥滚子轴承的情况下，在滚子尺寸、滚子个数、接触角、滚子角度、滚子相对于凸缘部的接点位置与凸缘侧轨道面的角度x相同的各规格的情况下，将在内圈的内圈轨道面的大径侧端部形成有凸缘部的图2所示的结构(以下称为“内圈凸缘轴承”。)、与在外圈的
外圈轨道面的大径侧端部形成有凸缘部的图1所示的结构(以下称为“外圈凸缘轴承”。)相比较，在纯轴向(fa)负载时，外圈凸缘轴承与内圈凸缘轴承相比，滚动体载荷(外圈侧滚动体载荷fo、内圈侧滚动体载荷fi)以及滚动体与轨道圈的接触面压增加，如本发明所示，使接触角为40
°
～50
°
，并且使滚子角度为3.5
°
以下的情况下，能够抑制纯轴向(fa)负载时的滚动体载荷(外圈侧滚动体载荷fo、内圈侧滚动体载荷fi)和与轨道圈的接触面压的增加，纯径向(fr)负载时的滚动体载荷和与轨道圈的接触面压也能够得到抑制。
[0064]
图1所示的外圈凸缘轴承和图2所示的内圈凸缘轴承中的纯轴向负载时的滚动体载荷的计算式为，设：
[0065]
fio：外圈侧的滚动体载荷(内圈凸缘轴承)
[0066]
foo：外圈侧的滚动体载荷(外圈凸缘轴承)
[0067]
fii：内圈侧的滚动体载荷(内圈凸缘轴承)
[0068]
foi：内圈侧的滚动体载荷(外圈凸缘轴承)
[0069]
fir：凸缘侧的滚动体载荷(内圈凸缘轴承)
[0070]
for：凸缘侧的滚动体载荷(外圈凸缘轴承)
[0071]
α：轴承中心轴与外圈轨道面所成的角度
[0072]
θ：轴承中心轴与内圈轨道面所成的角度
[0073]
β：滚子角度
[0074]
x：滚子相对于凸缘部的接点位置与凸缘侧轨道面的角度
[0075]
y：滚子大端面与内圈凸缘部的接点角度(θ x)
[0076]
δ：滚子大端面与外圈凸缘部的接点角度(α-x)
[0077]
的情况下，如下所示：
[0078]
fio＝fa/sinα
[0079]
foo＝foi(sinθ
·
sinδ cosθ
·
cosδ)/(cosα
·
cosδ sinα
·
sinδ)
[0080]
fii＝fio(sinα
·
siny cosα
·
cosy)/(cosθ
·
cosy sinθ
·
siny)
[0081]
foi＝fa/sinθ
[0082]
fir＝(fiicosθ-fiocosα)/siny
[0083]
for＝(foicosθ-foocosα)/sinδ
[0084]
根据上述的计算式，对负载纯轴向载荷fa，接触角为40
°
～50
°
、滚子角度为3.5
°
以下的各例和接触角为40
°
以下、滚子角度为3.5
°
以上的各例，求取最大滚动体载荷和最大接触面压，结果如表5～表11所示。
[0085]
[表5]
[0086][0087]
[表6]
[0088][0089]
[表7]
[0090][0091]
[表8]
[0092][0093]
[表9]
[0094][0095]
[表10]
[0096][0097]
[表11]
[0098][0099]
根据上述表5～表11的结果可知，关于轴承尺寸相同的外圈凸缘轴承和内圈凸缘轴承，将内圈凸缘轴承的最大滚动体载荷和最大接触面压设为100％进行比较，在本发明中规定的外圈凸缘轴承，能够将最大滚动体载荷和最大接触面压均抑制为内圈凸缘轴承的10％以内的增加率，与此不同，本发明的规定外的外圈凸缘轴承，能够确认最大滚动体载荷和最大接触面压的至少一方与内圈凸缘轴承相比增加率超过了10％。
[0100]
在本发明中，作为保持器15，能够实用树脂制的保持器。
[0101]
保持器15如图7和图8所示，在大径侧具有大径环部15a，在小径侧具有小径环部15b，在外径部具有引导圆锥滚子14的滚子引导面15c，在内径面具有保持圆锥滚子14的爪15d。引导圆锥滚子14的滚子引导面15c与保持圆锥滚子14的爪15d也可以相反。另外，在保持器15的大径环部15a的外周面，设置有避免与外圈12的凸缘部12b的干涉的缺口部15e。
[0102]
在如图7所示将圆锥滚子14推压到处于保持器15的外径侧的滚子引导面15c时的滚子外切圆径设为p，如图7所示将圆锥滚子14推压到保持器15的内径侧的爪15d时的滚子外切圆径设为p’的情况下，按图9a、图9b、图9c所示的顺序，将滚子-保持器组件插入外圈12时，使凸缘部12b的凸缘高度c相同，将接触角α和凸缘外径角度γ、|p-p’|进行各种变更，将判断滚子-保持器组件向外圈12的插入的容易度的结果表示在表13～表17中。
[0103]
根据表12～表16的结果能够确认，接触角为40～50
°
的结构中，|p-p’|≥c，并且，凸缘外径角度γ为35
°
～50
°
的情况下，滚子-保持器组件的向外圈12的插入性是良好的。
[0104]
[表12]
[0105]
接触角α
°
凸缘外径角度γ
°
c|p-p’|插入判断353010.8
×
353011
×
353510.8
×
353511
×
354510.8
×
354511
×
354512
×
355010.8
×
355011
×
355012
×
355511
×
355512
×
[0106]
[表13]
[0107]
接触角α
°
凸缘外径角度γ
°
c|p-p’|插入判断403010.8
×
403011
×
403510.8
×
403511
○
404510.8
×
404511
○
404512
○
405010.8
×
405011
○
405512
○
405511
×
405512
×
[0108]
[表14]
[0109]
接触角α
°
凸缘外径角度γ
°
c|p-p’|插入判断453010.8
×
453011
×
453510.8
×
453511
○
454510.8
×
454511
○
454512
○
455010.8
×
455011
○
455012
○
455511
×
455512
×
[0110]
[表15]
[0111]
接触角α
°
凸缘外径角度γ
°
c|p-p’|插入判断503010.8
×
503011
×
503510.8
×
503511
○
504510.8
×
504511
○
504512
○
505010.8
×
505011
○
505012
○
505511
×
505512
×
[0112]
[表16]
[0113]
接触角α
°
凸缘外径角度γ
°
c|p-p’|插入判断553010.8
×
553011
×
553510.8
×
553511
×
554510.8
×
554511
×
554512
×
555010.8
×
555011
×
555012
×
555511
×
555512
×
[0114]
本发明不受上述实施方式任何限定，在不脱离本发明的主旨的范围内，当然也能够进一步以各种方式实施，本发明的范围进一步包括与保护范围等同的意义和范围内的全部变更。
[0115]
附图标记的说明
[0116]
11：轴承
[0117]
12：外圈
[0118]
12a：外圈轨道面
[0119]
12b：凸缘部
[0120]
13：内圈
[0121]
13a：内圈轨道面
[0122]
15：保持器
[0123]
15a：大径环部
[0124]
15b：小径环部
[0125]
15c：引导面
[0126]
15d：爪
[0127]
15e：缺口部。