圆锥滚子轴承
阅读：612发布：2020-05-12
专利汇可以提供圆锥滚子轴承专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且圆锥滚子 轴承 (1)包括： 外圈 (13)，其在内周具有圆锥状的轨道面(13a)； 内圈 (12)，其在外周具有圆锥状的轨道面(12a)，在该轨道面(12a)的大径侧设有大凸缘面(12e)，在小径侧设有小凸缘面12d；多个圆锥滚子(14)，其以滚动自如的方式排列在两个轨道面(12a)、13a)间；以及保持件(15)，其收容该圆锥滚子(14)，在轴承使用时，圆锥滚子(14)的大端面(14b)与内圈(12)的大凸缘面(12e)与 接触 并被引导， 圆锥滚子轴承 (1)的特征在于，在将圆锥滚子(14)的大端面(14b)的设定 曲率 半径设为R，将圆锥滚子(14)的从圆锥 角 的 顶点 O到内圈(12)的大凸缘面(12c)的基本 曲率半径 设为RBASE时，使设定曲率半径R与基本曲率半径RBASE的比率R/RBASE为0.75～0.87的范围，并且，在将圆锥滚子(14)的大端面(14b)的实际曲率半径设为RACTUAL时，使该实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比率RACTUAL/R设为0.5以上。，下面是圆锥滚子轴承专利的具体信息内容。
1.一种圆锥滚子轴承，其包括；
外圈，其在内周具有圆锥状的轨道面；
内圈，其在外周具有圆锥状的轨道面，在该轨道面的大径侧设有大凸缘面，在该轨道面的小径侧设有小凸缘面；
多个圆锥滚子，其以滚动自如的方式排列在两个所述轨道面间；以及
保持件，其收容所述圆锥滚子，
在轴承使用时，所述圆锥滚子的大端面与所述内圈的大凸缘面接触并被引导，所述圆锥滚子轴承的特征在于，
在将所述圆锥滚子的大端面的设定曲率半径设为R，将所述圆锥滚子的从圆锥角的顶点到所述内圈的大凸缘面的基本曲率半径设为RBASE时，使所述设定曲率半径R与所述基本曲率半径RBASE的比率R/RBASE为0.75～0.87的范围，并且，
在将所述圆锥滚子的大端面的实际曲率半径设为RACTUAL时，使该实际曲率半径RACTUAL与所述设定曲率半径R的比率RACTUAL/R为0.5以上。
2.一种圆锥滚子轴承，其包括：
外圈，其在内周具有圆锥状的轨道面；
内圈，其在外周具有圆锥状的轨道面，在该轨道面的大径侧设有大凸缘面，在该轨道面的小径侧设有小凸缘面；
多个圆锥滚子，其以滚动自如的方式排列在两个所述轨道面间；以及
保持件，其收容所述圆锥滚子，
在轴承使用时，所述圆锥滚子的大端面与所述内圈的大凸缘面接触并被引导，所述圆锥滚子轴承的特征在于，
在将所述圆锥滚子的大端面的设定曲率半径设为R，将所述圆锥滚子的从圆锥角的顶点到所述内圈的大凸缘面的基本曲率半径设为RBASE时，使所述设定曲率半径R与所述基本曲率半径RBASE的比率R/RBASE为0.75～0.87的范围，并且，
在将所述圆锥滚子的大端面的实际曲率半径设为RACTUAL时，使该实际曲率半径RACTUAL与所述设定曲率半径R的比率RACTUAL/R为0.8以上。
3.根据权利要求1或2所述的圆锥滚子轴承，其特征在于，
所述圆锥滚子的大端面及所述内圈的大凸缘面是超精加工面。
4.根据权利要求1至3中任一项所述的圆锥滚子轴承，其特征在于，在所述内圈的大凸缘面形成有退避面。
5.根据权利要求1至4中任一项所述的圆锥滚子轴承，其特征在于，
所述内圈的轨道面及所述外圈的轨道面形成为直线形状或平缓圆弧的全凸面形状，所述圆锥滚子的滚动面为对数凸起形状。
6.根据权利要求1至5中任一项所述的圆锥滚子轴承，其特征在于，
所述内圈、所述外圈及所述圆锥滚子中的至少一个具有氮富集层，且所述氮富集层中的奥氏体晶粒的粒度编号处于超过10的范围。
7.根据权利要求1至6中任一项所述的圆锥滚子轴承，其特征在于，
所述圆锥滚子的滚动面与所述内圈的轨道面的抵接位置的中心及所述圆锥滚子的滚动面与所述外圈的轨道面的抵接位置的中心，在超过所述圆锥滚子的有效滚动面宽度的
0％且小于20％的尺寸范围内，从所述圆锥滚子的轴向中央向大径侧偏移。
8.根据权利要求1至7中任一项所述的圆锥滚子轴承，其特征在于，
所述圆锥滚子轴承用于机动车的变速器或差速器。
圆锥滚子轴承
技术领域
背景技术
[0002] 就机动车用途或工业机械用途而言，在承受径向载荷、轴向载荷及力矩载荷的部位大多使用圆锥滚子轴承。圆锥滚子轴承在使用时在圆锥滚子的大端面与内圈的大凸缘面处接触，能够承受恒定的轴向载荷。但是，圆锥滚子的大端面与内圈的大凸缘面的上述接触并非滚动接触而是滑动接触。由于是滑动接触，因此若润滑环境不充分则可能会发热而急剧升温。
[0004] 专利文献1中作为增大圆锥滚子的大端面与内圈的大凸缘面的接触部处的油膜厚度(减少发热)的方法，提出在将圆锥滚子的大端面的曲率半径设为R，将圆锥滚子的从圆锥角的顶点到内圈的大凸缘面(与圆锥滚子的接触部)的距离设为RBASE时，使R/RBASE为0.75～0.87的范围。
[0005] 在专利文献2中，提出了提高润滑油向圆锥滚子的大端面与内圈的大凸缘面之间的接触区域的牵引作用而形成充分的油膜的方法及解决圆锥滚子扭斜时与滚子大端面的边缘抵接(瑕疵问题)的方法。
[0006] 另外，在专利文献3中，作为使圆锥滚子轴承可能产生的接触面压合理化并谋求轴承寿命延长的方法，提出对圆锥滚子等赋予对数凸起形状。并且，在专利文献4中提出使圆锥滚子的滚动面与内外圈的轨道面的抵接位置在大径侧的方法。
[0007] 在先技术文献
[0008] 专利文献
[0009] 专利文献1：日本特开2000-170774号公报
[0010] 专利文献2：日本专利第4165947号公报
[0011] 专利文献3：日本专利第5334665号公报
[0012] 专利文献4：日本特开平11-201151号公报
发明内容
[0013] 发明要解决的课题
[0014] 专利文献1中使R/RBASE为0.75～0.87的范围的技术，是增大圆锥滚子的大端面与内圈的大凸缘面的接触部处的油膜厚度(减少发热)的优异方法。但是，由于认为R/RBASE的比率越接近1则圆锥滚子越不易扭斜，因此R/RBASE为0.75～0.87的范围与现有的规格(R/RBASE为0.90～0.97)相比，存在圆锥滚子容易扭斜的课题。另外，发现专利文献1中存在下述课题，即，由于没有规定圆锥滚子大端面加工后的实际曲率半径的容许范围，即使将R/RBASE设定在0.75～0.87的范围内，若上述的实际曲率半径很小，则也会诱发比预想大的扭斜。
[0015] 使用圆锥滚子轴承的部位被用于在承受大的径向载荷、轴向载荷的同时作用有力矩载荷这样的环境。另外，由于还存在轴承的安装误差(偏差)，从而在圆锥滚子的滚动面与内外圈的轨道面的接触区域的母线方向端部产生的边缘面压也很大，因此需要在内圈设置大沉降量的单一圆弧的全凸面或切割凸起并在外圈设置大沉降量的单一圆弧的全凸面。然而，若形成这样的大沉降量凸起，则圆锥滚子的滚动面与内外圈的轨道面的接触区域(接触椭圆的长轴尺寸)变短，与接触区域长的情况相比，抵接位置的分散较大，从后述的验证结果可知，存在圆锥滚子容易扭斜的问题。
[0016] 若产生扭斜，则在圆锥滚子的大端面与内圈的大凸缘面之间产生的切线力增大，导致摩擦转矩增加并发热。并且，若扭斜增大，则圆锥滚子的大端面的接触状态成为边缘抵接，还可能导致金属接触而引起发热。
[0017] 如上所述，本发明着眼于在润滑油少的环境下作用力矩载荷或产生轴承安装误差这样的部位等使用的圆锥滚子轴承的一系列技术课题。
[0018] 本发明鉴于上述问题，目的在于提供一种即使在严苛的润滑环境下也能够抑制圆锥滚子的大端面与内圈的大凸缘面处的发热并提高耐热粘性、实现长寿命化的圆锥滚子轴承。
[0019] 用于解决课题的方案
[0020] 本发明的发明人为了达成上述目的而进行各种研究、验证，其结果是，根据圆锥滚子轴承的内部规格中有机地结合的以下新构思，完成了本发明。
[0021] (1)圆锥滚子的大端面的最佳曲率半径与加工后的实际曲率半径的比率
[0022] (2)抑制圆锥滚子扭斜的内外圈轨道面的形状
[0023] (3)对数凸起向圆锥滚子的滚动面的应用
[0024] 作为达成前述目的的技术方案，第一本发明的圆锥滚子轴承包括：外圈，其在内周具有圆锥状的轨道面；内圈，其在外周具有圆锥状的轨道面，在该轨道面的大径侧设有大凸缘面，在小径侧设有小凸缘面；多个圆锥滚子，其以滚动自如的方式排列在两个所述轨道面间；以及保持件，其收容所述圆锥滚子，在轴承使用时，所述圆锥滚子的大端面与所述内圈的大凸缘面接触并被引导，所述圆锥滚子轴承的特征在于，在将所述圆锥滚子的大端面的设定曲率半径设为R，将所述圆锥滚子的从圆锥角的顶点到所述内圈的大凸缘面的基本曲率半径设为RBASE时，使所述设定曲率半径R与所述基本曲率半径RBASE的比率R/RBASE为0.75～0.87的范围，并且，在将所述圆锥滚子的大端面的实际曲率半径设为RACTUAL时，使该实际曲率半径RACTUAL与所述设定曲率半径R的比率RACTUAL/R为0.5以上。
[0025] 另外，第二本发明的圆锥滚子轴承包括：外圈，其在内周具有圆锥状的轨道面；内圈，其在外周具有圆锥状的轨道面，在该轨道面的大径侧设有大凸缘面，在小径侧设有小凸缘面；多个圆锥滚子，其以滚动自如的方式排列在两个所述轨道面间；以及保持件，其收容所述圆锥滚子；在轴承使用时，所述圆锥滚子的大端面与所述内圈的大凸缘面接触并被引导，所述圆锥滚子轴承的特征在于，在将所述圆锥滚子的大端面的设定曲率半径设为R，将所述圆锥滚子的从圆锥角的顶点到所述内圈的大凸缘面的基本曲率半径设为RBASE时，使所述设定曲率半径R与所述基本曲率半径RBASE的比率R/RBASE为0.75～0.87的范围，并且，在将所述圆锥滚子的大端面的实际曲率半径设为RACTUAL时，使该实际曲率半径RACTUAL与所述设定曲率半径R的比率RACTUAL/R为0.8以上。
[0026] 根据上述结构，能够实现即使在严苛的润滑环境下也能够通过抑制圆锥滚子的大端面与内圈的大凸缘面处的发热来提高耐热粘性、实现长寿命化的圆锥滚子轴承。特别是，通过引入“凸缘部润滑系数”作为表示润滑状态的严格级别的指标，从而能够扩大实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比值的可用范围。由此，能够根据条件选择恰当的轴承规格。
[0027] 通过使上述圆锥滚子的大端面及内圈的大凸缘面成为超精加工面，从而能够提高油膜参数并提高润滑条件。
[0028] 通过在上述内圈的大凸缘面形成退避面，从而能够加强润滑油向大凸缘面与圆锥滚子的大端面的接触区域的牵引作用，形成充分的油膜。
[0029] 优选上述内圈的轨道面及外圈的轨道面形成为直线形状或平缓圆弧的全凸面形状，圆锥滚子的滚动面为对数凸起形状。由此，能够抑制圆锥滚子与轨道面的边缘抵接或扭斜。
[0030] 优选上述内圈、外圈及圆锥滚子中的至少一个轴承构成部件具有氮富集层，且所述氮富集层中的奥氏体晶粒的粒度编号处于超过10的范围。氮富集层为使在轨道轮(外圈或内圈)或圆锥滚子的表层形成的氮含量增加的层，能够通过例如浸碳氮化、氮化、渗氮等处理形成。氮富集层中的氮含量优选为0.1％～0.7％的范围。若氮含量少于0.1％则没有效果，特别是会降低异物混入条件下的滚动寿命。若氮含量高于0.7％，则产生所谓空隙的空孔或残留奥氏体过多而硬度不足、寿命缩短。关于在轨道轮形成的氮富集层，氮含量为磨削后的轨道面表层50μm处的值，例如能够使用EPMA(波长色散型X射线微量分析仪)测量。
[0031] 另外，随着奥氏体晶粒的粒度编号超过10，奥氏体粒径相应地减小，由此能够大幅度改善滚动疲劳寿命。若奥氏体粒径的粒度编号为10以下，则滚动疲劳寿命不会大幅度改善，因此设为超过10的范围。通常为11以上。虽然奥氏体粒径越小越好，但通常很难获得超过13的粒度编号。需要说明的是，对于上述轴承构成部件的奥氏体晶粒而言，即使是具有氮富集层的表层部，在比其靠内侧的内部也没有变化。因此，上述晶粒度编号范围的对象位置为表层部及内部。奥氏体晶粒是指在例如进行了淬火处理后也残留淬火前的奥氏体结晶晶界的痕跡而基于该痕跡的晶粒。
[0032] 优选上述圆锥滚子的滚动面与内圈的轨道面的抵接位置的中心及圆锥滚子的滚动面与外圈的轨道面的抵接位置的中心，在超过圆锥滚子的有效滚动面宽度的0％且小于20％的尺寸范围，从圆锥滚子的轴向中央向大径侧偏移选。由此，能够减小圆锥滚子的扭斜和轴承的旋转转矩。
[0034] 发明效果
[0035] 根据本发明，能够实现即使在严苛的润滑环境下，也能够通过抑制圆锥滚子的大端面与内圈的大凸缘面处的发热来提高耐热粘性、实现长寿命化的圆锥滚子轴承。特别是，通过引入“凸缘部润滑系数”作为表示润滑状态的严格级别的指标，从而能够扩大实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比值的可用范围。由此，能够根据条件选择恰当的轴承规格。附图说明
[0036] 图1是示出本发明第一实施方式的圆锥滚子轴承的纵剖视图。
[0037] 图2是说明图1的圆锥滚子的大端面与内圈的大凸缘面的设计规格的纵剖视图。
[0038] 图3是示出图1的圆锥滚子的大端面的曲率半径与油膜厚度的关系的曲线图。
[0039] 图4a是说明图1的圆锥滚子的大端面的详细形状的图，是圆锥滚子的纵剖视图。
[0040] 图4b是将图4a的A部放大的纵剖视图。
[0041] 图4c是图4b的示意图。
[0042] 图5a是说明图1的圆锥滚子的滚动面与内外圈的轨道面的抵接状态的图，是内外圈的轨道面凸起的顶点偏移的情况下的纵剖视图。
[0043] 图5b是说明图1的圆锥滚子的滚动面与内外圈的轨道面的抵接状态的图，是改变内外圈的轨道面的角度的情况下的纵剖视图。
[0044] 图6是示出图1的圆锥滚子的详细形状的纵剖视图。
[0045] 图7是将图6的B部放大的图。
[0046] 图8a是示出图1的内圈的详细形状的纵剖视图。
[0047] 图8b是将图8a的D部放大的图。
[0048] 图9是示出图8a的内圈的轨道面的母线方向的形状的示意图。
[0050] 图11是说明图10的热处理方法的变形例的图。
[0051] 图12a是示出实施了图10或图11的热处理的轴承构成部件的微观组织特别是奥氏体晶粒的图。
[0052] 图12b是现有的实施了热处理的轴承构成部件的微观组织、奥氏体晶粒的图。
[0053] 图13a是示出对图12a进行图解的奥氏体晶界的图。
[0054] 图13b是示出对图12b进行图解的奥氏体晶界的图。
[0055] 图14是示出应用了图1的圆锥滚子轴承的机动车用变速器的纵剖视图。
[0056] 图15是示出应用了图1的圆锥滚子轴承的机动车用差速器的纵剖视图。
具体实施方式
[0057] 基于图1～图15说明本发明第一实施方式的圆锥滚子轴承。首先，基于图1、图6、图8说明本实施方式的圆锥滚子轴承的概要。图1是示出从本实施方式的圆锥滚子轴承的中心线起的上半侧的纵剖视图，图6是示出图1的圆锥滚子的详细形状的纵剖视图，图8是示出图
1的内圈的详细形状的纵剖视图。
1的内圈的详细形状的纵剖视图。
[0058] 如图1所示，圆锥滚子轴承1包括内圈12、外圈13、组装在内圈12与外圈13之间的圆锥滚子14及保持圆锥滚子14的保持件15。内圈12在外周形成有圆锥状内圈侧轨道面12a(以下简记为轨道面12a)，在小径侧设有小凸缘部12b，在大径侧设有大凸缘部12c。外圈13在内周形成有圆锥状的外圈侧轨道面13a(以下简记为轨道面13a)。在内圈12的轨道面12a与外圈13的轨道面13a之间组装有多个圆锥滚子14。各圆锥滚子14收容在保持件15的刀槽15a中，在圆周方向上被等间隔保持。
[0059] 在内圈12的轨道面12a与大凸缘部12c的大凸缘面12e相交的角部形成有磨削退避部12f，在轨道面12a与小凸缘部12b的小凸缘面12d相交的角部形成有磨削退避部12g。由于像这样在内圈12的轨道面12a设有磨削退避部12f、12g，因此轨道面12a的有效轨道面宽度LG(参照图8a)比圆锥滚子14的滚动面16的有效滚动面宽度LW(参照图6)短。
[0060] 在圆锥滚子14的外周形成有圆锥状的滚动面16，在小径侧形成有小端面14a，在大径侧形成有大端面14b，圆锥滚子14的大端面14b由内圈12的大凸缘面12e支撑。在圆锥滚子轴承1的使用时，大端面14b与内圈12的大凸缘面12e接触并被引导。在此，大端面14b是磨削加工面。圆锥滚子14的滚动面16如图6所示，由母线方向的中央部分的直线部16a和两端部的凸起部16b、16c构成。图6所示的凸起部16b、16c的沉降量夸张示出。凸起部16b、16c的详细情况如下所述。如图1所示，保持件15包括小径侧环状部15b、大径侧环状部15c、将小径侧环状部15b和大径侧环状部15c轴向连接的多个柱部15d。
[0061] 图1所示的圆锥滚子14的小端面14a与小凸缘面12d的间隙S设定为0.3mm以下，因此能够获得扭斜的抑制效果，并且，能够减少圆锥滚子轴承1组装时的磨合旋转，组装性也良好。
[0062] 本实施方式的圆锥滚子轴承1的概要如上。接下来说明本实施方式的圆锥滚子轴承1的特征性结构。首先，基于图2～图4说明作为第一特征性结构的圆锥滚子的大端面的最佳曲率半径与加工后的实际曲率半径的比率。图2是说明图1的圆锥滚子的大端面与内圈的大凸缘面的设计规格的纵剖视图，图3是示出图1的圆锥滚子的大端面的曲率半径与油膜厚度的关系的曲线图。图4说明图1的圆锥滚子的大端面的详细形状的图，图4a是圆锥滚子的纵剖视图，图4b是将图4a的A部放大的纵剖视图，图4c是图4b的示意图。在图4b、图4c中，为了简化图示而省略阴影。
[0063] 如图2所示，圆锥滚子14的滚动面16、内圈12的轨道面12a及外圈13的轨道面13a的各圆锥角的顶点在圆锥滚子轴承1的中心轴上的一点O处一致。为了提高圆锥滚子14的大端面14b与内圈12的大凸缘面12e的接触部处的油膜厚度，圆锥滚子14的大端面14b的最佳曲率半径R与从顶点O到内圈12的大凸缘面12e的距离RBASE的比R/RBASE设定为0.75～0.87的范围。
[0064] 图3中示出比R/RBASE与在圆锥滚子14的大端面14b和内圈12的大凸缘面12e之间产生的油膜厚度的比的关系。将在圆锥滚子14的大端面14b与内圈12的大凸缘面12e之间形成的油膜厚度设为t，纵轴以该t与比R/RBASE为0.76时的油膜厚度t0的比t/t0表示。如图所示，油膜厚度t在比R/RBASE为0.76时最大，若比R/RBASE超过0.9则急剧减小。
[0065] 在油膜厚度为最优值的面上，如专利文献1的记载所示，比R/RBASE为0.75～0.87的范围，因此接下来研究圆锥滚子14的扭斜角与比R/RBASE的关系。该研究中的比R/RBASE以处于圆锥滚子14的大端面14b为所设定的理想球面(不含加工误差)的接触状态为条件。将比R/RBASE与圆锥滚子14的扭斜角的关系示出在表1中。
[0066] 【表1】
[0067]比R/RBASE 1 0.95 0.9 0.85 0.8 0.75
扭斜角(°) 0 0.03 0.06 0.09 0.12 0.15
扭斜角(°) 0 0.03 0.06 0.09 0.12 0.15
[0068] 如表1所示，可知比R/RBASE越小则扭斜角越大。另一方面，图3所示的圆锥滚子14的大端面14b的曲率半径R是图4a所示的圆锥滚子14的大端面14b为所设定的理想球面时的R尺寸。详细而言，如图4b所示，将圆锥滚子14的大端面14b的端部的点设为P1、P2、P3、P4，将点P1、P2的中点设为P5、将点P3、P4的中点设为P6，将通过点P1、P5、P2的曲率半径设为R152，将通过点P3、P6、P4的曲率半径设为R364，将通过点P1、P5、P6、P4的曲率半径设为R1564，圆锥滚子14的大端面14b是R＝R152＝R364＝R1564成立的理想单一圆弧曲线。在以上说明中，点P1、P4是大端面14b与端面倒棱14d的连接点，点P2、P3是大端面14b与退避部14c的连接点。在此，将R＝R152＝R364＝R1564成立的理想单一圆弧曲线的曲率半径记为设定曲率半径R。权利要求书中的设定曲率半径R是上述含义。
[0069] 然而，实际上，如图4c所示，在磨削加工时大端面14b的两端会下垂，从而单侧的R152比大端面14b整体的R1564小而与之不同(另一侧R364也相同)。在此，将圆锥滚子14的大端面14b加工后的单侧的R152、R364记为实际曲率半径RACTUAL。权利要求书中的实际曲率半径RACTUAL是上述含义。
[0070] 设定曲率半径R及实际曲率半径RACTUAL按照下述方式求算。图4c中的大端面14b整体的R1564是通过图4b所示的大端面14b的点P1、P5、P6、P4这四个点的近似圆。说明R152、R364、R1564的测量方法。R152、R364、R1564的测量使用“三丰株式会社制的表面粗糙度测量机SURFTEST”例如型号：SV-3100测量。测量方法为，使用上述测量器构建圆锥滚子14的大端面14b的母线方向的形状，在绘制点P1、P2、P3、P4后，绘制P1、P2的中点P5及P3、P4的中点P6。单侧的R152计算为通过点P1、P5、P2的圆弧曲线半径(另一侧R364也相同)。大端面14b整体的R1564使用“多次输入”命令以取四个点的值计算近似圆弧曲线半径。大端面14b的母线方向的形状在径向上测量一次。
[0071] 接下来说明设定曲率半径与实际曲率半径RACTUAL的差的影响。对于圆锥滚子14的大端面14b与内圈12的大凸缘面12e的接触而言，由于仅单侧的R152、R364的部分接触，因此实际的大端面14b与大凸缘面12e的接触为比设定曲率半径R(R1564)小的实际曲率半径RACTUAL(R152、R364)。因此，在大端面14b与大凸缘面12e的接触面压上升的同时，圆锥滚子14的扭斜角也增加。上述问题验证实际的磨削加工而发现。
[0072] 在油膜不充分的环境中，若扭斜角增加，接触面压也上升，则圆锥滚子14的大端面14b与大凸缘面12c的接触变得不稳定，油膜参数降低。若油膜参数小于1，则认为变为开始金属接触的边界润滑，发生热粘的风险增加。在此，油膜参数是根据弹性流体润滑理论求出的由油膜厚度h、圆锥滚子14的大端面14b与内圈12的大凸缘面12e的二乗平均粗糙度的合成粗糙度σ的比定义的Λ(＝h/σ)。
[0073] 根据与上述磨削加工相伴的设定曲率半径R与实际曲率半径RACTUAL的差的影响的研究结果，关注实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比，验证大端面与大凸缘面的接触面压、油膜厚度、扭斜角、油膜参数的关系。并且，在实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比值的可用范围的验证中，发现成为滑动接触的内圈的大凸缘面与圆锥滚子的大端面之间的润滑油使用温度的峰值时的润滑状态的严格级别存在影响。
[0074] 因此，以下研究表示内圈的大凸缘面与圆锥滚子的大端面之间的润滑油使用温度的峰值时的润滑状态的严格级别的指标。
[0075] (1)大凸缘面由于是圆锥面而呈直线状且恒定，因此着眼于内圈的大凸缘面与圆锥滚子的大端面之间的润滑状态由圆锥滚子的大端面的曲率半径(实际曲率半径RACTUAL)和润滑油的使用温度决定。
[0076] (2)另外，在用于变速器或差速器时，所使用的润滑油基本上确定，因此着眼于还由该润滑油的粘度决定。
[0077] (3)而且，作为润滑油使用温度峰值时的最大条件，预想在120℃持续3分钟(180秒)的极其严苛的温度条件。该温度条件具有是峰值时的最大条件且经过大约3分钟则恢复为定常状态的含义，在本说明书中将该温度条件记为“预想峰值温度条件”。发现能够求出用于设定在该“预想峰值温度条件”中加入了润滑油粘度特性的润滑状态下不发生急剧升温的实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比的阈值。
[0078] 基于以上发现，设计了根据在“预想峰值温度条件”中加入润滑油粘度的润滑状态，按下式求算表示润滑状态严格级别的指标。在本说明书中将该指标记为“凸缘部润滑系数”。
[0079] “凸缘部润滑系数”＝120℃粘度×(油膜厚度h)2/180秒
[0080] 在此，油膜厚度h根据Karna的下式求出。
[0081] [式1]
[0082]
[0083] Rx：运动方向的等价曲率半径
[0084] ū：平均速度
[0085] w：载荷
[0086] ηo：常压粘度
[0087] 以作为变速器中常用的润滑油的涡轮机油ISO粘度等级VG32为试样计算“凸缘部润滑系数”。VG32的120℃粘度为7.7cSt(＝7.7mm2/s)，油膜厚度h根据式(1)求出。针对实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的各比值，油膜厚度h如表2所示。
[0088] 【表2】
[0089]
[0090] VG32的120℃粘度低，为“预想峰值温度条件”中加入了润滑油粘度的润滑状态极其严苛的条件。在本说明书中将该润滑状态记为“极其严苛的润滑状态”。
[0091] 并且，实施使用旋转试验机的耐热粘试验。耐热粘试验的试验条件如下。
[0092] <试验条件>
[0093] ·负载载荷：径向载荷4000N，轴向载荷7000N
[0094] ·转速：7000min-1
[0095] ·润滑油：涡轮机油ISO粘度等级VG32
[0096] ·试验轴承：圆锥滚子轴承(内径 外径 宽度18mm)
[0097] 在表3中针对实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的各比值，示出大端面与大凸缘面的接触面压、油膜厚度、扭斜角、油膜参数和“凸缘部润滑系数”的结果。表3将接触面压、油膜厚度、扭斜角、油膜参数分别以比值表示，作为基准的分母为实际曲率半径RACTUAL加工为与设定曲率半径R相同尺寸情况下的值，在各附图标记中附加0。
[0098] 【表3】
[0099]
[0100] 在表4中示出表3中的试验结果(1)～(6)及综合判定(1)～(6)的详细情况。
[0101] 【表4】
[0102]
[0103] 根据表3、表4的结果得出以下结论：在使用作为变速器油的低粘度VG32的“极其严苛的润滑状态”下，优选实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比RACTUAL/R为0.8以上。因此，本实施方式将实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比RACTUAL/R设为0.8以上。
[0104] 但是，本实施方式的圆锥滚子轴承并不限定于变速器用途，能够应用于差速器或其他“极其严苛的润滑状态”。
[0105] 根据表3、表4的结果得出以下结论。将计算出的“凸缘部润滑系数”与耐热粘试验的结果进行对比，确认将实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比RACTUAL/R按照“凸缘部润滑系数”超过8×10-9的方式设定是可用的。由此，作为用于设定可用的实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比RACTUAL/R的阈值，能够使用“凸缘部润滑系数”＝8×10-9。
[0106] 另外得出以下结论：油膜参数依赖于圆锥滚子14的大端面14b与内圈12的大凸缘面12e的合成粗糙度，因此优选大端面14b与大凸缘面12e是超精加工面。因此，在本实施方式中，大端面14b和大凸缘面12e设为超精加工面。对于表面粗糙度而言，圆锥滚子14的大端面14b为0.10μmRa以下，内圈12的大凸缘面12e为0.063μmRa以下。权利要求书中的超精加工面具有上述的表面粗糙度。
[0107] 基于图5a、图5b说明本实施方式的圆锥滚子轴承的作为第二特征性结构的抑制圆锥滚子扭斜的内外圈轨道面形状。图5a是说明圆锥滚子的滚动面与内外圈的轨道面的抵接状态的图，是使内外圈轨道面凸起的顶点偏移的情况下的纵剖视图，图5b是改变内外圈轨道面角度情况下的纵剖视图。在图5a、图5b中，为了便于理解圆锥滚子的滚动面与内外圈轨道面的抵接状态，将轨道面的凸起形状夸张示出。
[0108] 圆锥滚子14的扭斜角受到圆锥滚子14的滚动面16、内圈12、外圈13的轨道面12a、13a的抵接位置的很大影响。在设计公称尺寸的情况下，凸起的顶点的位置在内圈12、外圈
13、圆锥滚子14处分别成为轨道面12a、13a、滚动面16的轴向中央，另外，内圈12、外圈13的轨道面12a、13a的角度在锥形中心(图1的顶点O)处也一致。通过使圆锥滚子14的滚动面16与内圈12、外圈13的轨道面12a、13a的抵接位置的中心C偏移α，从而能够将抵接位置设在大径侧、小径侧，而其方法有以下两种。
13、圆锥滚子14处分别成为轨道面12a、13a、滚动面16的轴向中央，另外，内圈12、外圈13的轨道面12a、13a的角度在锥形中心(图1的顶点O)处也一致。通过使圆锥滚子14的滚动面16与内圈12、外圈13的轨道面12a、13a的抵接位置的中心C偏移α，从而能够将抵接位置设在大径侧、小径侧，而其方法有以下两种。
[0109] 图5a是使凸起的顶点偏移的方法，图5b是改变内圈12’、外圈13’的轨道面12a’、13a’的角度的方法。例如，在图5a的情况下，使内圈12的轨道面12a和外圈13的轨道面13a各自的凸起的顶点位置相对于圆锥滚子14的轴向中央N而向大径侧偏移α，将抵接位置的中心设为C。
[0110] 在图5b中，在与大径侧抵接的情况下，使内圈12’、外圈13’的轨道面12a’、13a’的角度向大径侧倾斜(在外圈的情况下为顺时针方向，在内圈的情况下为逆时针方向)，使抵接位置的中心C相对于圆锥滚子14的轴向中央N偏移α。图5b的双点划线示出将圆锥滚子14的轴向中央N设为抵接位置的中心C时的轨道面12a’、13a’的角度。但是，若抵接位置的中心C从圆锥滚子14的轴向中央N偏移，则会在圆锥滚子14的滚动面16与内圈12、12’、外圈13、13’的轨道面12a、12a’、13a、13a’之间发生滑动。偏移量α越大则滑动越大，导致轴承的旋转转矩增大。
[0111] 为了抑制圆锥滚子14的扭斜，对于圆锥滚子14的滚动面16与内圈12、12’、外圈13、13’的轨道面12a、12a’、13a、13a’的抵接位置的中心C的偏移量α、扭斜角度、轴承转矩的关系进行解析，验证可用范围。将其结果示出在表5中。在表5中，偏移量α以相对于圆锥滚子14的滚动面16的有效滚动面宽度LW(参照图6)的比例表示，符号的正负为，正为大径侧抵接，负为小径侧抵接。扭斜角度 及转矩M0是偏移量α为0％时的值。
[0112] 【表5】
[0113]偏移量α(％) -10 -5 0 +5 +10 +15 +20
扭斜角度比φ/φ0 2 1.5 1 0.75 0.5 0.4 0.3
旋转转矩比M/M0 1.2 1.1 1 1.03 1.05 1.1 1.2
判定 × × ○ ○ ○ ○ ×
扭斜角度比φ/φ0 2 1.5 1 0.75 0.5 0.4 0.3
旋转转矩比M/M0 1.2 1.1 1 1.03 1.05 1.1 1.2
判定 × × ○ ○ ○ ○ ×
[0114] 如表5所示，可知扭斜角 与偏移量α为0％时相比，大径侧抵接时较小。另外，随着偏移量α变大则旋转转矩M增大，但与大径侧抵接相比，小径侧抵接时的影响较大。在偏移量α为-5％时，扭斜角增大1.5倍，因此无法忽视对发热的影响，判定为不可用(×)。另外，若偏移量α为20以上，则圆锥滚子14的滚动面16上的滑动增大，从而旋转转矩M增大，会引起其他的剥离等缺陷，因此判定为不可用(×)。
[0115] 根据以上结果，为了减小扭斜角 和旋转转矩M，优选偏移量α超过0％且小于20％。在本实施方式中，将圆锥滚子14的滚动面16与内圈12、12’、外圈13、13’的轨道面12a、
12a’、13a、13a’的抵接位置的中心C的偏移量α设为超过圆锥滚子14的有效滚动面宽度LW的
0％且小于20％的尺寸范围，从圆锥滚子14的轴向中央N向大径侧偏移。
12a’、13a、13a’的抵接位置的中心C的偏移量α设为超过圆锥滚子14的有效滚动面宽度LW的
0％且小于20％的尺寸范围，从圆锥滚子14的轴向中央N向大径侧偏移。
[0116] 在本实施方式中，例示了内圈12、12’、外圈13、13’的轨道面12a、12a’、13a、13a’为凸起形状，但不限定于此，内圈12的轨道面及外圈13的轨道面也可以是直线形状。在该情况下，内圈12、外圈13的轨道面与圆锥滚子14的滚动面16的抵接宽度增大，根据该抵接宽度确定抵接位置的中心C。本说明书及权利要求书中的抵接位置的中心是包含上述情况的概念。
[0117] 本实施方式的圆锥滚子轴承的第三特征性结构为，对圆锥滚子的滚动面实施对数凸起，将内圈及外圈的轨道面设为直线形状或平缓的单一圆弧的全凸面形状。
[0118] 基于图6～图9说明圆锥滚子、内圈及外圈的详细形状。图6是将图1的圆锥滚子放大的主视图，图7是将图6的B部放大的图，图8是将图1的内圈放大的纵剖视图，图9是示出图8的内圈的轨道面的母线方向的形状的示意图。
[0119] 如图6所示，圆锥滚子14的滚动面16由母线方向的中央部分的直线部16a和两端部的对数凸起部(以下也简记为凸起部)16b、16c构成。圆锥滚子14的有效滚动面宽度为LW，直线部16a的宽度为LW1。圆锥滚子14的大径侧的直径为滚子直径Dw。
[0120] 在此，说明圆锥滚子14所实施的对数凸起。凸起部16b、16c的母线作为一例基于下式所示的对数凸起的对数曲线求算。该对数凸起式引用本申请申请人的日本专利第5037094号公报中记载的内容。
[0121] [式2]
[0122]
[0123] A：＝2Q/πlE'
[0124] a：从原点到有效接触部端部的长度
[0125] E'：等价弹性系数
[0126] K1：表示凸面曲率程度的参数
[0127] K2：表示曲面长度与a的比值的参数
[0128] l：有效接触部的母线方向长度
[0129] Q：载荷
[0130] Y：接触部的母线方向位置
[0131] z(y):轴向位置y处的沉降量
[0132] zm：表示滚子有效长度端部处的凸面的最大沉降量的最优值的参数
[0133] 上述的对数凸起式中的设计参数K1、K2及zm为设计对象。说明对数凸起的数理优化方法。在确定了设计参数K2的基础上，通过适当选择表示对数凸起的函算式中的K1、zm，能够进行最优对数凸起设计。凸起通常按照使接触部的面压或应力的最大值减小的方式设计。在此，认为滚动疲劳寿命由Mises屈服条件决定，按照使Mises的相当应力的最大值为最小的方式选择K1、zm。K1、zm能够使用适当的数理优化方法选择。关于数理优化方法的算法提出多种，作为其中之一的直接探索法能够不使用函数的微分系数进行优化，可在目标函数和变量无法由算式直接表现的情况下使用。在此，使用作为直接探索法之一的Rosenbrock法求算K1、zm。
[0134] 本实施方式的圆锥滚子14的凸起部16b、16c的形状为通过上述式(2)求出的对数曲线凸起。但并不限于上述算式，也可以使用其他对数凸起式求算对数曲线。
[0135] 图6所示的圆锥滚子14的凸起部16b、16形成有与使用上述算式求出的对数凸起的对数曲线近似形状的凸起。基于图7说明在圆锥滚子14的大端面14b侧形成的对数凸起部16b的详细情况。图7以便于理解凸起16b部的沉降量的方式，与图6所示的圆锥滚子14相比进一步夸张示出。凸起部16b在直线部16a将具有三个大曲率半径R1、R2、R3的三个圆弧平滑连接而由复合圆弧形状构成。而且，作为凸起部16b的沉降量，通过规定第一浇口的沉降量Dr1、中间的第二浇口的沉降量Dr2和最大的第三浇口的沉降量Dr3而形成为近似对数曲线的凸起形状。沉降量Dr3为图6中的Dr。另外与前述算式1中的zm相当。由此，能够避免边缘面压而使轴向的面压分布均匀化。沉降量根据尺寸或型号而不同，最大也是50μm左右。在小端面14a形成的凸起部16c与凸起部16b相同，因此省略说明。本说明书中的圆锥滚子的滚动面的直线部除了直线状以外，以包含具有沉降量为几μm左右的凸起的概略直线状形状的含义使用。
[0136] 接下来，基于图8及图9说明内圈12的轨道面12a的母线方向的形状。图8a是示出内圈12的详细形状的纵剖视图，图8b是将图8a的D部放大的图，图9是示出图8的内圈12的轨道面12a的母线方向的形状的示意图。在图8a、图8b中，将圆锥滚子14的大端面14b侧的部分轮廓以双点划线示出。
[0137] 如图8a、图9所示，内圈12的轨道面12a形成为平缓的单一圆弧的全凸面形状，与磨削退避部12f、12g相连。平缓的单一圆弧的全凸面的曲率半径Rc很大，在轨道面12a的两端产生5μm左右的沉降量。如图8a所示，在内圈12的轨道面12a设有磨削退避部12f、12g，因此轨道面12a的有效轨道面宽度为LG。
[0138] 如图8b所示，在大凸缘面12e的径向外侧形成有与大凸缘面12e平滑连接的退避面12h。通过在退避面12h与圆锥滚子14的大端面14b之间形成的楔形间隙，能够加强润滑油的牵引作用，形成充分的油膜。关于内圈12的轨道面12a的母线方向的形状，例示了平缓的单一圆弧的全凸面形状，但不限定于此，也可以是直线形状。
[0139] 以上说明了内圈12的轨道面12a的母线方向的形状，而外圈13的轨道面13a的母线方向的形状也相同，因此说明省略。
[0140] 在此，接下来说明将圆锥滚子14的滚动面16设为对数凸起形状(中央部为直线形状)，并将内圈12的轨道面12a及外圈13的轨道面13a设为直线形状或平缓的单一圆弧的全凸面形状的本实施方式的验证结果。
[0141] 对于机动车的变速器用圆锥滚子轴承(内径 外径 宽度18mm)，验证了存在偏差的低速条件(1速)的情况与无偏差的高速条件(4速)的情况下的外圈13的轨道面13a的接触面压，与针对圆锥滚子14的滚动面16的有效滚动面宽度LW(参照图6)的接触椭圆的比。将验证使用的试样示出在表6中。
[0142] 【表6】
[0143]
[0144] 将验证结果示出在表7中。
[0145] 【表7】
[0146]
[0147] 在无偏差的高速条件下，由于载荷条件较轻，因此如表7所示，试样1、试样2均没有产生边缘面压(PEDGE)，对于试样2而言，外圈的全凸面的沉降量大，接触椭圆(长轴半径)短，因此与接触区域长的情况相比，抵接位置的中心C的差异大，容易诱发圆锥滚子的扭斜，设为不可用(×)。
[0148] 另一方面，在有偏差的低速条件下，由于是高载荷，因此对于试样2而言，接触椭圆相对于滚子有效滚动面宽度LW的比为100％，在外圈产生边缘面压。并且，由于成为边缘抵接，从而在圆锥滚子的小端面侧接触驱动，因此诱发了很大扭斜，设为不可用(×)。
[0149] 如上所述，验证了为了抑制扭斜而不优选在外圈实施大沉降量的全凸面，并通过确认试样1的有效性而得到本实施方式。
[0150] 本实施方式的圆锥滚子轴承1的内圈12、外圈13及圆锥滚子14由高碳铬轴承钢(例如SUJ2材料)构成，内圈12、外圈13、圆锥滚子14中的至少一个轴承构成部件实施用于形成氮富集层的热处理。基于图10、图11说明该热处理方法。图10是表示进行一次淬火及二次淬火的方法的热处理模式，图11是表示在淬火中途将材料冷却至小于A1相变点温度，之后再加热并最终进行淬火的方法的热处理模式。在这些图中，在处理T1中，保持使碳或氮扩散到钢基底的状态而充分进行碳渗透后，冷却至小于A1相变点。接着，在图中的处理T2中，再加热至A1相变点温度以上且小于处理T1的温度，然后实施油淬火。
[0151] 通过上述热处理，与在现有的浸碳氮化淬火即浸碳氮化处理后直接进行一次淬火相比，能够使表层部分浸碳氮化提高耐裂纹强度，减小时效尺寸变化率。
[0152] 通过图10或图11的热处理模式制造的圆锥滚子轴承1具有奥氏体晶粒的粒径为当前的二分之一以下的显微组织。因此，滚动疲劳寿命长，且能够提高裂纹强度并减小时效尺寸变化率。为了实现晶粒的微细化而采取使二次淬火温度降低的热处理工序，因此残留奥氏体量在表层及内部减少，其结果是，能够获得优异的耐裂纹强度和耐时效尺寸变化。
[0153] 图12示出轴承构成部件的微观组织特别是奥氏体晶粒的图。图12a是本实施方式的轴承构成部件，图12b是基于现有的热处理方法的轴承构成部件。即，在图12a中示出应用图10所示的热处理模式的轨道轮(内圈、外圈)的奥氏体晶粒度。另外，为了进行比较，在图12b中示出基于现有热处理方法的轴承钢的奥氏体晶粒度。另外，在图13a及图13b中示出对图12a及图12b进行图解的奥氏体晶粒度。根据这些表示奥氏体晶粒度的组织，现有的奥氏体粒径按JIS标准的粒度编号为10，根据图10或图11的热处理方法，能够获得12号的细粒。
另外，图12a的平均粒径使用切片法测量的结果为5.6μm。
另外，图12a的平均粒径使用切片法测量的结果为5.6μm。
[0154] 本实施方式的圆锥滚子轴承1在前述第一～第三特征性结构的基础上，在轴承构成部件形成有氮富集层且将奥氏体粒径微细化为按粒度编号为11以上，从而能够大幅度改善滚动疲劳寿命，获得优异的耐裂纹强度和耐时效尺寸变化。
[0155] 本实施方式的圆锥滚子轴承1的内圈12、外圈13及圆锥滚子14由高碳铬轴承钢(例如SUJ2材料)构成，说明了内圈12、外圈13、圆锥滚子14中的至少一个轴承构成部件实施了用于形成氮富集层的热处理的构成，但不限定于此，内圈12及外圈13也可以设为铬钢(例如SCR435)或铬钼钢(例如SCM435)等浸碳钢，作为热处理也可以使用以往存在的浸碳淬火回火。
[0156] 接下来说明本发明第二实施方式的圆锥滚子轴承。本实施方式的圆锥滚子轴承与第一实施方式的圆锥滚子轴承相比，区别在于，以“预想峰值温度条件”中加入润滑油粘度特性的润滑状态的严格级别有所缓和的级别使用，以及圆锥滚子的大端面的实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比值的可用范围扩大。其他结构及技术内容与第一实施方式相同，因此运用包含表1、表5～表7、数1～数2及图1～图15的全部内容，仅说明区别。
[0157] 在本实施方式中，以差速器中常用的作为齿轮油的SAE75W-90为试样计算“凸缘部润滑系数”。75W-90的120℃粘度为10.3cSt(＝10.3mm2/s)，根针对实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的各比值，据式(1)求出的油膜厚度h如表8所示。
[0158] 【表8】
[0159]
[0160] 75W-90的120℃粘度比VG32高一些，在“预想峰值温度条件”中加入了润滑油粘度特性的润滑状态，成为与第一实施方式的情况相比有所缓和的条件。在本说明书中将该润滑状态记为“严苛的润滑状态”。
[0161] 与第一实施方式同样地，实施使用旋转试验机的耐热粘试验。耐热粘试验的试验条件如下。
[0162] <试验条件>
[0163] ·负载载荷：径向载荷4000N，轴向载荷7000N
[0164] ·转速：7000min-1
[0165] ·润滑油：SAE75W-90
[0166] ·试验轴承：圆锥滚子轴承(内径 外径 宽度18mm)
[0167] 针对实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的各比值，将大端面与大凸缘面的接触面压、油膜厚度、扭斜角、油膜参数、“凸缘部润滑系数”的结果示出在表9中。与第一实施方式同样地，表9以比值示出接触面压、油膜厚度、扭斜角、油膜参数，而作为基准的分母是实际曲率半径RACTUAL加工为与设定曲率半径R相同尺寸情况下的值，在各附图标记中附加0。
[0168] 【表9】
[0169]
[0170] 将表9中的试验结果(1)～(6)、综合判定(1)～(6)的详细情况示出在表10中。
[0171] 【表10】
[0172]
[0173] 根据表9、表10的结果得出以下结论：在使用作为差速器等的齿轮油的75W-90的“严苛的润滑状态”下，优选实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比RACTUAL/R为0.5以上。因此，本实施方式将实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比RACTUAL/R设为0.5以上。通过像这样引入“凸缘部润滑系数”作为表示润滑状态的严格级别的指标，从而能够扩大实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比值的可用范围。由此，能够根据条件选择恰当的轴承规格。
[0174] 但是，本实施方式的圆锥滚子轴承不限定于差速器用途，能够应用于变速器或其他“严苛的润滑状态”。
[0175] 在设定可用的实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比时，也可以仅对阈值附近进行试验确认。由此能够削减设计工时。需要说明的是，在表9的“严苛的润滑状态”下，即使在实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比为0.4的情况下，也能够获得充分的“凸缘部润滑系数”，但在使用与表9相比粘度低一些的润滑油这样的“严苛的润滑状态”中，在实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比为0.4的情况下，可能不满足阈值8×10-9以上，且扭斜角也很大，因此作为实际曲率半径RACTUAL与设定曲率半径R的比优选0.5以上。
[0176] 最后，作为本发明实施方式的圆锥滚子轴承的优选用途，基于图14及图15说明机动车用变速器及机动车用差速器的概要。图14是机动车用变速器的主要部分的纵剖视图，图15是机动车用差速器的纵剖视图。
[0177] 图14所示的变速器30是同步啮合式变速机的一例。输入轴32借助圆锥滚子轴承11旋转自如地支承于变速箱31，与输入轴32同轴地配置有主轴33。输入轴32和主轴33通过先导部的圆锥滚子轴承12以能够相对旋转的方式支承。图示省略，而主轴33的其他部位也由圆锥滚子轴承支承。与输入轴32及主轴33以规定间隔平行配置的副轴34由圆锥滚子轴承13和其他圆锥滚子轴承(图示省略)支承。在输入轴32上一体地设有输入轴齿轮35，始终与副轴34的副轴齿轮36啮合。
[0178] 主轴齿轮(以下也简记为齿轮)43借助空转部的圆锥滚子轴承14旋转自如地装配在主轴33上。主轴齿轮43始终与副轴34的齿轮37啮合。本发明实施方式的圆锥滚子轴承是指省略了上述圆锥滚子轴承11～14及图示的其他圆锥滚子轴承。同步机构39通过选择器(图示省略)的工作而沿轴向(图14的左右方向)移动以进行变速操作。
[0179] 接下来基于图15说明差速器。图15是通常的机动车差速器的纵剖视图。驱动小齿轮轴101收容在差速器壳体100的输入侧，由一对圆锥滚子轴承15、16旋转自如地支承。在驱动小齿轮轴101的一端部连结螺旋轴102，在另一端部一体地设有与连杆齿轮(减速大齿轮)103啮合的驱动小齿轮(减速小齿轮)104。
[0180] 连杆齿轮103与差动齿轮壳体105连结，差动齿轮壳体105通过一对圆锥滚子轴承17、18相对于差速器壳体100旋转自如地被支承。在差动齿轮壳体105的内部分别配置一对小齿轮106、与该小齿轮106啮合的一对侧齿轮107。小齿轮106装配在小齿轮轴108上，侧齿轮
10装配在差动齿轮壳体105上。在侧齿轮107的内径部连结(锯齿连结等)左右驱动轴(图示省略)。本发明实施方式的圆锥滚子轴承是上述的圆锥滚子轴承15～18。螺旋轴102的驱动转矩以驱动小齿轮104→连杆齿轮103→差动齿轮壳体105→小齿轮106→侧齿轮107→驱动轴的路径传递。
10装配在差动齿轮壳体105上。在侧齿轮107的内径部连结(锯齿连结等)左右驱动轴(图示省略)。本发明实施方式的圆锥滚子轴承是上述的圆锥滚子轴承15～18。螺旋轴102的驱动转矩以驱动小齿轮104→连杆齿轮103→差动齿轮壳体105→小齿轮106→侧齿轮107→驱动轴的路径传递。
[0181] 本发明实施方式的圆锥滚子轴承能够抑制圆锥滚子的大端面与内圈的大凸缘面处的发热、提高耐热粘性并实现长寿命化，因此优选用于机动车的变速器、差速器。
[0182] 本发明当然不受前述实施方式的任何限定，能够在不脱离本发明主旨的范围内以各种方式实施，本发明的范围由权利要求书表示，包含权利要求书中记载的等同含义及范围内的全部变更。
[0183] 附图标记说明：
[0184] 1 圆锥滚子轴承
[0185] 12 内圈
[0186] 12a 轨道面
[0187] 12b 小凸缘部
[0188] 12c 大凸缘部
[0189] 12d 小凸缘面
[0190] 12e 大凸缘面
[0191] 12f 磨削退避部
[0192] 12g 磨削退避部
[0193] 12h 退避面
[0194] 13 外圈
[0195] 13a 轨道面
[0196] 14 圆锥滚子
[0197] 14a 小端面
[0198] 14b 大端面
[0199] 15 保持件
[0200] 16 滚动面
[0201] 16a 直线部
[0202] 16b 对数凸起部
[0203] 16c 对数凸起部
[0204] C 抵接位置的中心
[0205] Dr 对数凸起端部沉降量
[0206] Dw 滚子直径
[0207] LG 有效轨道面宽度
[0208] LG1 凸起中央部宽度
[0209] LG2 切割凸起部宽度
[0210] LW 有效滚动面宽度
[0211] LW1 直线部宽度
[0212] N 圆锥滚子的轴向中央
[0213] O 顶点
[0214] R 设定曲率半径
[0215] RACTUAL 实际曲率半径
[0216] RBASE 基本曲率半径
[0217] S 间隙
[0218] α 偏移量。
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