【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ボールねじのボールねじ軸や各種産業機械の回転軸を支承する軸受として用いられる多点接触玉軸受に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、電子部品実装装置や工作機械等で使用される精密位置決め用ボールねじのボールねじ軸や回転軸の端部は、図２０に示すような軸受装置によって支持されていることが多い。この軸受装置は二列組合せ軸受１と、この二列組合せ軸受１の周囲を密封する軸受ハウジング２と、この軸受ハウジング２の軸方向両端部に設けられたオイルシール３とからなり、二列組合せ軸受１は、図２１に示すように、２つのアンギュラ玉軸受４から構成されている。これらのアンギュラ玉軸受４は外輪４ａ、内輪４ｂ、玉４ｃ等からなり、内輪４ｂは、図２０に示すように、たとえば、ボールねじ軸５の端部に形成された大径軸部５ａの端面に押えリング６及び軸受ナット７によって押付け固定されている。なお、軸受ハウジング２は円筒状のハウジング本体２ａと、このハウジング本体２ａのフランジ部２ｂにボルト接合される環状の外輪押え２ｃとから構成されている。
【０００３】
ところで、アンギュラ玉軸受は深溝玉軸受に比べ、
（ａ）一列当りの玉数が多く、荷重負荷能力及び剛性が大きい。
（ｂ）保持器形状が強固であり、高速回転が可能。
（ｃ）単列では一方向のアキシャル荷重しか負荷することができないが、アンギュラ玉軸受を二列の組合せとすることにより、両方向のアキシャル荷重を負荷することが可能となる。
【０００４】
（ｄ）２つのアンギュラ玉軸受の端面間に形成されるギャップｇ（図２１参照）を調整することにより、軸受の内部すき間を無くし、予め内部荷重を発生させること（いわゆる定位置予圧）が容易である。予圧をかけることで、軸受剛性の向上や高回転精度を得ることが可能となるなどの特徴を持っていることから、旋盤やフライス盤、研削盤等の工作機械におけるスピンドルを支持する軸受として使用される他、高精度の位置決めを必要とする機械（例えば工作機械用精密ボールねじ、電子部品高速装着機用精密ボールねじ、搬送ロボット用ボールねじ等）にも広く使用されている。しかし、アンギュラ玉軸受をボールねじ支持用軸受として使用する場合、ボールねじ軸には両方向のアキシャル荷重が作用するため、単列のアンギュラ玉軸受のみではボールねじ軸に作用する負荷荷重を支持することができない。従って、切削型あるいは研削型工作機械のベッドを移動させる手段として用いられるボールねじでは、加工荷重の反力による変位を最小限に抑え、かつ所要の加工精度を得るために、軸方向剛性が極めて大きく、かつ接触角が６０°程度のスラストアンギュラ玉軸受を２〜４列に組み合わせたものをボールねじ支持用軸受として使用している場合が多い。この場合、ラジアル方向の負荷荷重は、ボールねじとセットで使用されるリニアガイドやアリ溝が受ける構造となっている。
【０００５】
一方、放電加工機、レーザー加工機等の電解加工型工作機やネジ穴加工用のタッピングセンター、あるいは電子部品実装装置等では、実加工時の負荷荷重が比較的小さいことから、ボールねじ軸や通常の回転軸端部を支持する軸受として、例えば内径寸法が６ｍｍ〜４０ｍｍ程度で、接触角が１５°〜３０°程度の標準型アンギュラ玉軸受（寸法系列７９××、７０××、７２××等）を二列に組合せ、数十Ｎから数百Ｎの比較的小さな予圧をかけたものを使用する場合が多い。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
上述のように、ボールねじ軸用や回転軸用としてアンギュラ玉軸受を使用する場合において、剛性を高めたり、高い回転精度や位置決め特性を得る必要がある場合には、定位置予圧をかけなければならないため、二列組合せが条件となる。
このため、軸受を装着する軸およびハウジング部分のスペースも単列での使用に対して２倍必要となり、機械全体のスペース増につながる。
【０００７】
ＩＴ部品等の組立ラインや装着ラインでは、工程に応じて部品実装装置や搬送ロボットが数多く使用されているため、上記のスペース増はライン構成の点で問題になる。また、二列組合せアンギュラ玉軸受を１台の機械で数ヶ所に使用すると、軸受の干渉が問題となることが懸念される。これに加えて、最近では、部品の実装速度を上げてタクトタイムを短縮化することが要求されており、可動部分の軽量化による急加減速時の慣性力軽減要求も非常に高い。
【０００８】
また、従来のボールねじ支持用軸受（二列組合せアンギュラ玉軸受）を放電加工機やレーザー加工機等の電解加工型工作機で使用した場合には、電解加工中に発生する微細なスラッジや電解溶液等が外輪と内輪との間に形成された環状間隙から軸受内部に侵入する虞があった。また、半導体チップ等の電子部品を基板上に装着する電子部品装着装置においては、誤ってライン内に残された半導体チップが回転軸支持用軸受の内部に侵入することがあった。
【０００９】
本発明は、上記のような問題点に着目してなされたものであり、ボールねじ支持用軸受や回転軸支持用軸受として現在使用されている二列組合せアンギュラ玉軸受からの代替が可能であると共に正確な位置決めと予圧付与が可能であり、しかも保持器の製造が容易で且つ機能性の向上を図ることのできる多点接触玉軸受を提供することを目的とするものである。
【００１０】
また、本使用条件では、軸方向の荷重を負荷する関係上、接触角を１５°〜３０°程度に設定する必要がある。この場合、玉と内外輪軌道溝との接触部が溝部からはみ出さないように内外輪軌道溝の肩部高さを大きく取る必要があるが、軌道溝肩部の高さを大きく取り過ぎると保持器リング部の半径方向厚みが薄くなるため、保持器強度が低下し、保持器の寸法精度や真円度が出し難い。このような条件で使用すると、玉と保持器が干渉し、発熱やトルクむらが発生したり、玉との干渉で保持器ポケット部が摩耗したりする可能性がある。本発明は、これらの不具合を解消することを目的とする。
【００１１】
【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、外輪および内輪に形成された軌道溝に３点以上で接触する複数の玉と、これらの玉を保持する保持器とを備えた多点接触玉軸受であって、前記保持器は、リング部と、このリング部上に所定の間隔で設けられた複数の玉保持部とからなる冠形の片持ち形状であり、前記リング部は、前記保持器の円周方向に所定の幅を有する少なくとも１つのスリットにより前記玉保持部の部分で分離されていることを特徴とする。
【００１２】
請求項２の発明は、請求項１記載の多点接触玉軸受において、前記外輪の内周面または前記内輪の外周面に形成された前記軌道溝の中央部を軌道輪のラジアル方向に分割したことを特徴とする。
請求項３の発明は、請求項１又は２記載の多点接触玉軸受において、前記外輪または前記内輪の両端部に環状シール体を設け、前記外輪と前記内輪との間に形成され環状間隙を前記環状シール体により密閉したことを特徴とする。
請求項４の発明は、請求項１記載の多点接触玉軸受において、前記保持器を合成樹脂から形成したことを特徴とする。
請求項５の発明は、請求項１記載の多点接触玉軸受において、前記保持器が玉案内型であることを特徴とする。
【００１３】
【作用】
本発明に係る多点接触玉軸受は、図１６または図１７に示すように、外輪１０ａおよび内輪１０ｂに形成された軌道溝１０ｅ，１０ｆと玉１０ｃが３点または４点で接触する多点接触玉軸受であり、外輪１０ａまたは内輪１０ｂのいずれか一方が別々の軌道面を構成する一対の軌道輪別体として構成されている。
【００１４】
本発明に係る多点接触玉軸受では、保持器構造を冠形の片持ち構造とすることで、保持器が玉と一体になり、内外輪の軌道溝により半径方向に位置決めされた玉を介して保持器の半径方向の動き量が抑制される。これにより、保持器が内外輪と直接接触したりすることがないため、動トルクの増加や摩擦熱による保持器の温度上昇を防止できる。また、保持器のポケットから玉が容易に脱落しないので、内外輪を組み合わせて軸受を組立てる際に軸受の組立を容易に行うことができる。さらに、別体となった軌道輪を分解した際に玉が保持器から容易に脱落しないので、軸受の交換作業や洗浄作業あるいはグリースの再封入作業等も容易に行うことができる。
【００１５】
また、保持器のリング部を保持器の円周方向に所定の幅を有する少なくとも１つのスリットにより玉保持部の部分で分離したことにより、保持器のリング部がスリットの分だけ円周方向に弾性変形可能となる。これにより、保持器と内外輪及び玉の熱膨張係数の違いや保持器の寸法精度あるいは真円度のバラツキ等により保持器のポケットと玉との間に突っ張り力が生じてもリング部が突っ張り力に応じて円周方向に弾性変形し、保持器のポケットと玉との間に発生する突っ張り力が緩和されるので、保持器のポケット内面と玉との接触抵抗増加による保持器の早期摩耗や温度上昇等を防止できると共に負荷トルクの増大を防止することができる。
【００１６】
分割型の保持器としては、例えば特開２０００−６５０６７号公報に記載されたものがあるが、この公報に記載の保持器は、主として大径で薄肉の転がり軸受に適用されるものである。また、上記公報に記載の保持器は複数の帯部材をフック形状の連結部で円環状に連結した構造となっており、本発明のように、円周方向に自由度を持たせた構造でない。
【００１７】
また、上記公報に記載の分割型保持器はポケット部の形状が連続する内面を有する形状（円筒孔または球面孔タイプ）となっており、本発明のように、ポケットの一方が開口する内面が不連続の冠形の片持ち形状ではないという違いがある。加えて、保持器の長手方向両端側に設けたポケットの内面は円筒面のため、玉がポケット部から脱落し易く、このままでは使用できない。したがって、本発明のように、外輪の内周面に形成された外輪軌道溝または内輪の外周面に形成された内輪軌道溝の中央部が軌道輪のラジアル方向に分割された分割型の多点接触玉軸受の場合、軸受組立上や取扱い上で問題が生じ易く、玉がポケット部から脱落しない構造が必要である。特開２０００−６５０６７号公報に記載の保持器は、非分離型のアンギュラ玉軸受を対象とするものである。
【００１８】
また、本発明に係る多点接触玉軸受において、外輪または内輪の両端部に環状シール体を設けることにより、
（１）放電加工やレーザー加工等の電解加工時における微細スラッジの軸受内部への侵入防止
（２）上記電解加工液の軸受内部への侵入防止
（３）電子部品装着装置の場合、微細半導体チップの軸受内部への侵入防止
（４）別体となった内輪の軸方向脱落防止（ボールねじ軸端支持軸受ユニットとした時、特に取扱性向上）
（５）ボールねじ軸や回転軸、またはハウジングに軸受を組込む際の組込み性の向上という効果が得られる。
【００１９】
ここで、通常、一般の用途では、軸受は内輪回転が主で、静止ラジアル荷重が負荷する場合（いわゆる内輪回転荷重）が多い。この場合、内輪に発生し易いフレッチングを防止するため、内輪を締めしろにし、外輪をすき間ばめにする。このため、軸受を軸やハウジングに組込む場合、先ず、軸に内輪を圧入または焼嵌めした後、外輪をハウジングに挿入する方法が採られることが多い。しかし、ボールねじ支持用軸受では、アキシャル荷重のみでラジアル荷重を負荷しない用途のため、外輪および内輪をすき間ばめ（ｈ又はＨハメアイ）に設定し、軸方向を軸受ナット等で確りと締結する方法が採られている。このような嵌め合いの他に、軸が長尺のボールねじであることもあり、軸受がハウジングに挿入されたボールねじ軸端支持軸受ユニットとして予め作られており、そのユニットをすき間ばめのねじ軸に挿入する組込み方法が採られることが多い。このような場合、内輪が別体となった多点接触玉軸受では、組込み性が極めて悪い。また、誤って内輪を分離・落下させた場合には、軸受内部への異物の侵入や打痕きず等を発生させる虞があるが、本発明に係る多点接触玉軸受をボールねじ支持用軸受として用いることで、上記のような不具合が防止される。一般的な回転軸支持に使用する場合も、条件によっては同等の効果がある。
【００２０】
別体となった内輪の隣り合う端面間には、図１８または図１９に示すように、幾何的に３点または４点接触（軸受接触角α）で適度な予圧すき間（Δａ）が形成されており、二列組合せアンギュラ玉軸受と同様に、軸受ナットや押えふたで内輪または外輪の端部を軸方向に押付け固定することで適正な予圧をかけることができる。
【００２１】
【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。
図１乃至図９は本発明の第１の実施形態を示す図で、図１は本発明の第１の実施形態に係る多点接触玉軸受を備えた軸受装置の断面図である。同図において、符号８はボールねじ軸５あるいは回転軸等を支承する軸受装置を示し、この軸受装置８は、多点接触玉軸受１０と、この玉軸受１０の周囲を密封する軸受ハウジング２と、この軸受ハウジング２の軸方向両端部に設けられたオイルシール３とから構成されている。
【００２２】
多点接触玉軸受１０は、図２に示すように、外輪１０ａ、内輪１０ｂ、玉１０ｃ、保持器２０等からなり、外輪１０ａの内周面中央部には、軌道溝１０ｅが外輪１０ａの全周に亘って形成されている。この軌道溝１０ｅの軸方向断面は、図１７の（ａ）に示すように、Ｒｅの曲率半径を有する２つの円弧つまりゴシックアーチ状に形成されており、これにより、玉１０ｃは軌道溝１０ｅと二点で接触するようになっている。
【００２３】
一方、内輪１０ｂの外周面中央部には軌道溝１０ｆが内輪１０ｂの全周に亘って形成されている。この軌道溝１０ｆの軸方向断面は、図１７の（ｂ）に示すように、Ｒｉの曲率半径を有する２つの円弧つまりゴシックアーチ状に形成されており、これにより、玉１０ｃは軌道溝１０ｆと二点で接触するようになっている。
【００２４】
多点接触玉軸受１０の内輪１０ｂは、図１に示すように、ボールねじ軸５の端部に形成された大径軸部５ａの端面に押えリング６及び軸受ナット７によって押付け固定されている。また、内輪１０ｂは別々の軌道面を構成する２つの環状部材１８ａ，１８ｂから構成されており、これにより、軌道溝１０ｆの中央部は軌道輪のラジアル方向に分割されている。そして、内輪１０ｂを構成する２つの環状部材１８ａ，１８ｂの間には、幾何的に４点接触した状態（軸受接触角α）で適度な予圧すき間１１（図１８参照）が形成されている。
【００２５】
多点接触玉軸受１０は、外輪１０ａと内輪１０ｂとの間に形成された環状間隙をシールする一対の環状シール体１２（図２参照）を備えている。これらの環状シール体１２は円環状に形成されており、各環状シール体１２の外周縁部には、外輪１０ａの内周面に形成されたシール取付け溝１３に着脱自在に係合する係合部１２ａが形成されている。また、環状シール体１２は芯金とゴム等の弾性材から形成されており、各環状シール体１２の内周縁部には、図３に示すように、内輪１０ｂの外周面に形成されたシール溝１４に弾性接触するラビンスシール部１２ｂが形成されている。上述のような構成とすることで、内輪が別体となった場合は、防水性及び防塵性の向上と共に内輪の分解を防止することができる。尚、環状シール体１２は適正な強度を保持できれば芯金を有しない構造であっても勿論差し支えない。
【００２６】
図４は玉１０ｃと保持器２０の一部を示す斜視図であり、同図に示すように、本実施形態では玉１０ｃを保持する保持器として、冠形で片持ち構造の保持器２０が用いられている。この冠形保持器２０は例えばポリアミド、ポリアセタール、ポリフェニレンサルファイド等の合成樹脂を射出成形して形成されており、保持器２０を形成する成形用樹脂母材には、保持器２０の剛性を高めるために、必要に応じてガラス繊維、カーボン繊維等の強化材を添加してもよい。なお、軸受ハウジング２は円筒状のハウジング本体２ａと、このハウジング本体２ａのフランジ部２ｂにボルト接合される環状の外輪押え２ｃとから構成されている。
【００２７】
保持器２０は、図５及び図６に示すように、リング部２１と、このリング部２１上に所定の間隔で設けられた複数の玉保持部（ポケット構成部）２２とからなり、隣り合う２つの玉保持部２２，２２間には、図７に示すように、玉１０ｃを保持するためのポケット２３が形成されている。
【００２８】
玉保持部２２は、リング部２１によって外輪１０ａ及び内輪１０ｂの周方向に等間隔に支持されている。また、玉保持部２２は、図８に示すように、円盤状に形成されており、この玉保持部２２の左右両端には、玉１０ｃと摺動自在に接触する球面状の転動体接触面２４，２５が形成されている。これらの転動体接触面２４，２５は、玉１０ｃの脱落を防止すると共にポケット２３への玉１０ｃの組込み性を容易にするために、玉１０ｃの直径Ｄａに対して１．０２〜１．１０倍程度、好ましくは１．０２〜１．０６倍程度の曲率直径Ｄｐで玉保持部２２の両端面に形成されている。なお、本実施形態では隣り合うポケット２３，２３間の最小厚さΔＬ（図６参照）は、０．１５ｍｍ〜０．５ｍｍ程度となっている。また、本軸受の使用対象用途は、軸受のｄｍｎ値（転動体のピッチ円直径ｄｍ（ｍｍ）と回転数ｎ（ｍｉｎ−１）との積）がせいぜい２０万以下の領域なので、遠心力の影響も少ないため、比較的強度の低い合成樹脂材料で保持器２０を作ることが可能である。
【００２９】
玉保持部２２はリング部２１の片側から軌道輪の軸方向に突出しており、これらの玉保持部２２のうち２つの玉保持部２２には、スリット２６（図６及び図９参照）が保持器２０のラジアル方向に沿って設けられている。これらのスリット２６はポケット部２３（図７参照）を構成する玉保持部２２の右側転動体接触面２４と左側転動体接触面２５との間に設けられており、これにより、保持器２０はその二ヶ所が保持器２０のラジアル方向に分割された構造となっている。スリット２６は保持器２０の円周方向にΔｔのスリット幅を有しており、保持器２０のリング部２１はスリット２６により玉保持部２２の部分つまり隣り合うポケット２３，２３間で分離されている。
【００３０】
上述のように、玉軸受１０の玉１０ｃを保持する保持器として、玉案内型の冠形保持器２０を用いると、保持器２０が玉１０ｃと一体になり、保持器２０の半径方向の動き量が内外輪１０ａ，１０ｂの軌道溝１０ｅ，１０ｆにより抑制される。これにより、保持器２０が内外輪１０ａ，１０ｂと直接接触したりすることがないため、動トルクの増加や摩擦熱による保持器２０の温度上昇を防止できる。ただし、内外輪の接触する面が研削加工されていれば、保持器２０は内輪案内または外輪案内であってもよい。
【００３１】
また、上述した実施形態では保持器２０のポケット２３から玉１０ｃが容易に脱落しなくなるので、内外輪１０ａ，１０ｂを組み合わせて軸受を組立てる際に軸受の組立を容易に行うことができる。さらに、別体となった内輪１０ｂを分解した際に玉１０ｃが保持器２０から容易に脱落することがないので、軸受の交換作業や洗浄作業あるいはグリースの再封入作業等も容易に行うことができる。
【００３２】
また、保持器２０のリング部２１を保持器２０の円周方向に所定の幅Δｔを有するスリット２６により玉保持部２２の部分で分離したことにより、リング部２１がスリット２６の幅Δｔ分だけ円周方向に弾性変形可能となる。これにより、保持器２０と内外輪１０ａ，１０ｂ及び玉１０ｃの熱膨張係数の違いで、軸受使用時の温度変化等により保持器ポケットピッチ円直径と転動体のピッチ円直径に寸法差が発生したり、また、製作時の保持器２０の寸法精度あるいは真円度のバラツキなどにより保持器２０と玉１０ｃとの間に突っ張り力が生じてもリング部２１が突っ張り力に応じて円周方向に弾性変形し、保持器２０と玉１０ｃとの間に発生した突っ張り力が緩和されるので、保持器２０のポケット内面と玉１０ｃとの接触抵抗増加による保持器２０の早期摩耗や温度上昇等を防止できると共に負荷トルクの増大を防止することができる。
【００３３】
軸受温度の上昇による熱膨張差によって保持器ポケット２３のピッチ円直径と玉１０ｃのピッチ円直径との差が極度に大きくなったり、あるいは真円度のバラツキが非常に大きくなったりする場合には、スリット２６の幅Δｔを大きくして保持器２０と玉１０ｃが突っ張り難くする必要があるが、スリット２６の幅Δｔを極端に大きくすると軌道輪１０ａ，１０ｂの円周方向における玉１０ｃの等配性が崩れ（スリット２６を挟む玉とそれ以外の玉とで玉のピッチ差が大きくなる）、外部荷重に対する剛性バランスが崩れたり、各玉の荷重分担が崩れ、玉に加わる外部荷重が偏荷重になるなどの不具合が発生したりする場合がある。これらの場合は、一ヶ所のスリット幅Δｔを広げずに、スリット２６を複数設けて円周方向の突っ張り余裕度を大きくしても構わない。なお、上述した実施形態ではスリット２６を保持器２０の円周方向に１８０°間隔で設けたが、例えばスリット２６を保持器２０の円周方向に１２０°間隔で設けてもよい。また、上述した実施形態ではスリット２６を２つの玉保持部２２に設けたが、スリット２６を１つ又は三つ以上の玉保持部２２に設けてもよい。
【００３４】
また、本軸受の使用用途は、主として、ｄｍｎ値が２０万以下程度の低速回転領域であるが、さらに回転数の高い領域で使用する場合、保持器２０を形成する成形用樹脂母材にガラス繊維、カーボン繊維等の強化材を添加して保持器２０の剛性を適度に高めれば良い。さらに、上述した実施形態では単列アキシャル玉軸受を二列に組み合わせたものを使用しなくてもよいので、従来に比べて約半分の取付けスペースで回転軸を支持することができる。
【００３５】
また、上述した実施形態では外輪１０ａまたは内輪１０ｂの両端部に環状シール体１２を設け、この環状シール体１２で外輪１０ａと内輪１０ｂとの間に形成された環状間隙を密閉したことにより、異物や液体等が軸受内部に侵入することを防止できる。
また、上述した保持器構造を採用することにより、軸受の低トルク化、低発熱化を図れると共に、軸受の組立性向上および取付け性向上を図ることができる。
【００３６】
なお、本発明は上述した実施形態に限定されるものではない。たとえば、上述した第１の実施形態では玉保持部２２の転動体接触面２４，２５を球面状に形成したが、図１０に示す第２の実施形態のように、ポケット２３の内外径開口部に玉脱落防止用の張り出し部２７を設けてもよい。また、図１１及び図１２に示す第３の実施形態のように、玉保持部２２を多角形の形状に形成してもよく、このような構成とすることによって、図８に示したものに比べて軸受軸方向の玉の保持部を広く確保でき、玉１０ｃが脱落し難くなる。
【００３７】
また、第１の実施形態では外輪１０ａまたは内輪１０ｂの両端部に環状シール体１２を設けたが、外輪または内輪の両端部に環状シール体を必ずしも設ける必要はなく、この場合には環状シール体の収容スペースを省略できるため、軸方向のコンパクト化を図ることができる。また、図１３に示す第４の実施形態のように、外輪１０ａと内輪１０ｂとの間に形成された環状間隙を非接触型の環状シール体１５でシールするようにしてもよい。さらに、図１４に示す第５の実施形態のように、外輪と内輪との間に形成された環状間隙をシールする手段として、金属からなる環状シール体１６を用いてもよい。また、上述した各実施形態ではボールねじ支持用軸受として４点接触玉軸受を用いたが、４点接触玉軸受の代わりに３点接触玉軸受（内外輪いずれか一方の軌道溝が単一の曲率半径を持った円弧から形成されている）を用いてもよい。
【００３８】
また、図２、図１３および図１４に示す各実施形態では、内外輪のいずれか一方が別体構造の多点接触玉軸受を例示したが、図１５に示す第６の実施形態のように、外輪１０ａおよび内輪１０ｂのいずれもが別体構造でない多点接触玉軸受についても本発明を適用することができる。
【００３９】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によれば、精密位置決めが必要とされるボールねじ軸端支持用軸受や回転軸支持軸受等の用途において、二列組合せアンギュラ玉軸受と同等の機能を単列多点接触玉軸受で置き換えることが可能となる。これにより、従来の約半分の取付けスペースで済み、機械の省スペース化による設計の多様性確保や構造簡素化によるコストダウンができると共に、稼動部の軽量化ができ、タクトタイムの向上による生産効率アップにも寄与できる。また、保持器のリング部を保持器の円周方向に所定の幅を有するスリットにより玉保持部の部分で分離したことにより、リング部が円周方向に弾性変形可能となるので、保持器と内外輪及び玉の熱膨張係数の違いなどに起因する保持器の早期摩耗や温度上昇を防止できると共に負荷トルクの増大を防止できる。さらに、玉案内型の冠形保持器を用いたことにより、玉が保持器から容易に脱落しなくなるので、軸受の組立性向上および取扱性向上を図ることができる。また、外輪または内輪の両端部に環状シール体を設け、この環状シール体により外輪と内輪との間に形成された環状間隙を密閉したことにより、異物の侵入を防止でき、防塵性および防水性の向上を図ることができる。さらに、内輪の脱落を防止でき、取扱性の向上と組付け性の向上を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態に係る多点接触玉軸受を備えたボールねじ支持用軸受の断面図である。
【図２】本発明の第１の実施形態に係る多点接触玉軸受の軸方向断面図である。
【図３】図２のＤ部を示す詳細図である。
【図４】図２に示す玉と保持器の一部を示す斜視図である。
【図５】図２の保持器を示す図である。
【図６】図５に示す保持器を矢印Ａ方向から見た矢視図である。
【図７】図５に示す保持器を矢印Ｂ方向から見た矢視図である。
【図８】図７のＣ−Ｃ線に沿う矢視断面図である。
【図９】図６のＭ部を示す詳細図である。
【図１０】本発明の第２の実施形態に係る保持器の要部を示す図である。
【図１１】本発明の第３の実施形態に係る保持器を示す図である。
【図１２】図１１に示す保持器の要部を示す図である。
【図１３】本発明の第４の実施形態に係る多点接触玉軸受の軸方向断面図である。
【図１４】本発明の第５の実施形態に係る多点接触玉軸受の軸方向断面図である。
【図１５】本発明の第６の実施形態に係る多点接触玉軸受の軸方向断面図である。
【図１６】３点接触玉軸受の構造を示す図で、（ａ）は外輪の軸方向断面図、（ｂ）は内輪の軸方向断面図である。
【図１７】４点接触玉軸受の構造を示す図で、（ａ）は外輪の軸方向断面図、（ｂ）は内輪の軸方向断面図である。
【図１８】４点接触玉軸受の軸方向断面図である。
【図１９】３点接触玉軸受の軸方向断面図である。
【図２０】従来のボールねじ支持用軸受を示す断面図である。
【図２１】図２０に示す二列組合せ玉軸受の軸方向断面図である。
【符号の説明】
２ 軸受ハウジング
３ オイルシール
５ ボールねじ軸
６ 押えリング
７ 軸受ナット
１０ 多点接触玉軸受
１０ａ 外輪
１０ｂ 内輪
１０ｃ 玉
１０ｅ 軌道溝
１０ｆ 軌道溝
１１ 予圧すき間
１２ 環状シール体
１３ シール取付け溝
１４ シール溝
１５ 環状シール体
１６ 環状シール体
１８ａ，１８ｂ 環状部材
２０ 保持器
２１ リング部
２２ 玉保持部
２３ ポケット
２４，２５ 転動体接触面
２６ スリット[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a multipoint contact ball bearing used as a bearing for supporting a ball screw shaft of a ball screw or a rotating shaft of various industrial machines.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, the end of a ball screw shaft and a rotary shaft of a precision positioning ball screw used in an electronic component mounting apparatus or a machine tool is often supported by a bearing device as shown in FIG. This bearing device comprises a two-row combination bearing 1, a bearing housing 2 that seals the periphery of the two-row combination bearing 1, and oil seals 3 provided at both ends of the bearing housing 2 in the axial direction. As shown in FIG. 21, the bearing 1 is composed of two angular ball bearings 4. These angular ball bearings 4 are composed of an outer ring 4a, an inner ring 4b, a ball 4c, etc., and the inner ring 4b is, for example, an end surface of a large-diameter shaft portion 5a formed at the end portion of the ball screw shaft 5, as shown in FIG. It is pressed and fixed by a presser ring 6 and a bearing nut 7. The bearing housing 2 includes a cylindrical housing main body 2a and an annular outer ring presser 2c that is bolted to the flange portion 2b of the housing main body 2a.
[0003]
By the way, compared to deep groove ball bearings,
(A) The number of balls per row is large, and the load carrying capacity and rigidity are large.
(B) The cage shape is strong and can be rotated at high speed.
(C) Although a single row can only apply an axial load in one direction, it is possible to load an axial load in both directions by combining the angular ball bearings in two rows.
[0004]
(D) By adjusting the gap g (see FIG. 21) formed between the end faces of the two angular ball bearings, it is easy to eliminate internal clearances of the bearings and generate an internal load in advance (so-called fixed position preload). It is. Because it has features such as improving bearing rigidity and high rotational accuracy by applying preload, it is used as a bearing to support spindles in machine tools such as lathes, milling machines, and grinding machines. In addition, it is also widely used in machines that require highly accurate positioning (for example, precision ball screws for machine tools, precision ball screws for high-speed electronic component mounting machines, ball screws for transfer robots, etc.). However, when an angular ball bearing is used as a ball screw support bearing, an axial load in both directions acts on the ball screw shaft, so only a single-row angular ball bearing supports the load load acting on the ball screw shaft. I can't. Therefore, a ball screw used as a means to move the bed of a cutting or grinding type machine tool has extremely high axial rigidity in order to minimize the displacement caused by the reaction force of the processing load and to obtain the required processing accuracy. In many cases, a combination of two or four thrust angular ball bearings having a large contact angle of about 60 ° is used as a ball screw support bearing. In this case, the load in the radial direction is received by a linear guide or dovetail groove used as a set with the ball screw.
[0005]
On the other hand, in electro-cutting machine tools such as electric discharge machines and laser machines, tapping centers for screw hole machining, and electronic component mounting devices, etc., the load load during actual machining is relatively small. For example, standard angular ball bearings having an inner diameter of about 6 mm to 40 mm and a contact angle of about 15 ° to 30 ° (dimension series 79xx, 70xx, 72x) × etc.) are combined in two rows, and a product with a relatively small preload of several tens to several hundreds of N is often used.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, when angular ball bearings are used for ball screw shafts or rotating shafts, if it is necessary to increase rigidity or obtain high rotational accuracy or positioning characteristics, a fixed position preload must be applied. As a result, a two-row combination is a condition.
For this reason, the space for the shaft on which the bearing is mounted and the housing portion are also required twice as much as the single row use, leading to an increase in the space of the entire machine.
[0007]
In assembly lines and mounting lines for IT parts and the like, a large number of component mounting apparatuses and transfer robots are used depending on the process, and the increase in space becomes a problem in terms of line configuration. Further, when two-row combination angular contact ball bearings are used in several places in one machine, there is a concern that the interference of the bearings becomes a problem. In addition to this, recently, it has been required to increase the mounting speed of parts to shorten the tact time, and the demand for reducing the inertia force at the time of sudden acceleration / deceleration due to the weight reduction of the movable part is very high.
[0008]
In addition, when conventional ball screw support bearings (double-row angular contact ball bearings) are used in electrolytic processing machine tools such as electric discharge machines and laser processing machines, fine sludge and electrolytics generated during electrolytic processing are used. There is a possibility that a solution or the like may enter the bearing through an annular gap formed between the outer ring and the inner ring. In addition, in an electronic component mounting apparatus that mounts electronic components such as semiconductor chips on a substrate, a semiconductor chip left in the line by mistake may enter the inside of the rotary shaft support bearing.
[0009]
The present invention has been made paying attention to the above-mentioned problems, and can be replaced with a double-row combination angular contact ball bearing currently used as a ball screw support bearing or a rotary shaft support bearing. At the same time, it is an object of the present invention to provide a multi-point contact ball bearing that can accurately position and apply a preload, can be easily manufactured, and can improve functionality.
[0010]
Further, in this use condition, it is necessary to set the contact angle to about 15 ° to 30 ° in view of loading an axial load. In this case, it is necessary to increase the shoulder height of the inner and outer ring raceway grooves so that the contact portion between the ball and the inner and outer ring raceway grooves does not protrude from the groove portion. Since the radial thickness of the cage ring portion is reduced, the cage strength is reduced, and it is difficult to obtain the dimensional accuracy and roundness of the cage. When used under such conditions, the balls and the cage may interfere with each other to generate heat or torque unevenness, or the cage pocket may be worn due to interference with the balls. An object of the present invention is to eliminate these problems.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, the invention of claim 1 includes a plurality of balls that come into contact with the raceway grooves formed on the outer ring and the inner ring at three or more points and a cage that holds these balls. A point contact ball bearing, wherein the cage is a crown-shaped cantilever shape including a ring portion and a plurality of ball holding portions provided on the ring portion at a predetermined interval. The ball holding part is separated by at least one slit having a predetermined width in the circumferential direction of the cage.
[0012]
According to a second aspect of the present invention, in the multipoint contact ball bearing according to the first aspect, a central portion of the raceway groove formed on the inner peripheral surface of the outer ring or the outer peripheral surface of the inner ring is divided in the radial direction of the raceway ring. It is characterized by that.
According to a third aspect of the present invention, in the multipoint contact ball bearing according to the first or second aspect, an annular seal body is provided at both ends of the outer ring or the inner ring, and an annular gap is formed between the outer ring and the inner ring. It is characterized by being sealed with the annular seal body.
According to a fourth aspect of the present invention, in the multi-point contact ball bearing according to the first aspect, the cage is made of a synthetic resin.
According to a fifth aspect of the present invention, in the multipoint contact ball bearing according to the first aspect, the cage is a ball guide type.
[0013]
[Action]
As shown in FIG. 16 or FIG. 17, the multipoint contact ball bearing according to the present invention is a multipoint contact in which the raceway grooves 10e and 10f formed in the outer ring 10a and the inner ring 10b and the ball 10c are in contact at three or four points. It is a ball bearing, and either one of the outer ring 10a or the inner ring 10b is configured as a pair of separate bearing rings that constitute separate raceway surfaces.
[0014]
In the multi-point contact ball bearing according to the present invention, the cage structure is a crown-shaped cantilever structure, so that the cage is integrated with the ball and the ball is positioned in the radial direction by the raceway grooves of the inner and outer rings. Thus, the amount of movement of the cage in the radial direction is suppressed. Thereby, since the cage does not come into direct contact with the inner and outer rings, an increase in dynamic torque and an increase in temperature of the cage due to frictional heat can be prevented. Further, since the balls do not easily fall out from the pockets of the cage, the bearings can be easily assembled when assembling the bearings by combining the inner and outer rings. Furthermore, since the balls do not easily fall out of the cage when the separate race is disassembled, bearing replacement work, cleaning work, grease refilling work, and the like can be easily performed.
[0015]
Further, the ring portion of the cage is separated in the circumferential direction by the amount of the slit by separating the ring portion of the cage by the portion of the ball holding portion by at least one slit having a predetermined width in the circumferential direction of the cage. Elastic deformation is possible. As a result, even if a tensile force is generated between the cage pocket and the ball due to differences in the thermal expansion coefficients of the cage, the inner and outer rings, and the balls, or due to variations in the dimensional accuracy or roundness of the cage, the ring portion is stretched. Due to elastic deformation in the circumferential direction according to the force, the tensile force generated between the cage pocket and the ball is relieved, so the cage wears early due to increased contact resistance between the cage pocket inner surface and the ball In addition, it is possible to prevent a rise in temperature and the like and to prevent an increase in load torque.
[0016]
As a split type cage, for example, there is one described in JP 2000-65067 A, but the cage described in this publication is mainly applied to a large-diameter and thin-walled rolling bearing. In addition, the cage described in the above publication has a structure in which a plurality of band members are connected in an annular shape by hook-shaped connecting portions, and is not a structure having a degree of freedom in the circumferential direction as in the present invention. .
[0017]
Moreover, the split type cage described in the above publication has a shape (cylindrical hole or spherical hole type) having an inner surface where the shape of the pocket portion is continuous, and the inner surface where one of the pockets is opened as in the present invention. There is a difference that it is not a discontinuous crown-shaped cantilever shape. In addition, since the inner surfaces of the pockets provided at both ends in the longitudinal direction of the cage are cylindrical surfaces, the balls easily fall off from the pocket portions and cannot be used as they are. Therefore, as in the present invention, the outer ring raceway groove formed on the inner peripheral surface of the outer ring or the center portion of the inner ring raceway groove formed on the outer peripheral surface of the inner ring is divided into multiple points divided in the radial direction of the race ring. In the case of a contact ball bearing, a problem is likely to occur in the assembly and handling of the bearing, and a structure in which the ball does not fall off from the pocket portion is required. The cage described in Japanese Patent Laid-Open No. 2000-65067 is intended for a non-separable angular contact ball bearing.
[0018]
Further, in the multipoint contact ball bearing according to the present invention, by providing an annular seal body at both ends of the outer ring or the inner ring,
(1) Prevention of fine sludge from entering the bearing during electrolytic machining such as electrical discharge machining and laser machining
(2) Prevention of penetration of the electrolytic processing fluid into the bearing
(3) In the case of an electronic component mounting device, prevention of fine semiconductor chips from entering the bearings
(4) Prevents the separate inner ring from falling off in the axial direction (especially improved handling when used as a ball screw shaft end support bearing unit)
(5) It is possible to obtain an effect of improving assemblability when a bearing is incorporated in a ball screw shaft, a rotating shaft, or a housing.
[0019]
Here, normally, in general applications, the bearing is mainly used for inner ring rotation, and is often subjected to a static radial load (so-called inner ring rotation load). In this case, in order to prevent fretting that is likely to occur in the inner ring, the inner ring is tightened and the outer ring is clearance-fitted. For this reason, when a bearing is incorporated in a shaft or a housing, a method is often employed in which the inner ring is first press-fitted or shrink-fitted into the shaft and then the outer ring is inserted into the housing. However, since the ball screw support bearing is used only for an axial load and not a radial load, the outer ring and the inner ring are set to a clearance fit (h or H thread), and the axial direction is securely fastened with a bearing nut or the like. The method is taken. In addition to this fitting, the shaft may be a long ball screw, and the bearing is pre-made as a ball screw shaft end support bearing unit inserted into the housing, and the unit is fitted with a clearance fit. In many cases, a built-in method of inserting into a screw shaft is employed. In such a case, the multi-point contact ball bearing in which the inner ring is a separate body is extremely poorly assembled. In addition, if the inner ring is accidentally separated or dropped, there is a risk of foreign matter entering the bearing or causing scratches or the like. However, the multipoint contact ball bearing according to the present invention is used as a ball screw support bearing. By using as, the above problems can be prevented. Even when used for general rotating shaft support, the same effect is obtained depending on the conditions.
[0020]
As shown in FIG. 18 or FIG. 19, an appropriate preload clearance (Δa) is formed geometrically at three-point or four-point contact (bearing contact angle α) between the adjacent end faces of the separate inner ring. In the same manner as in the double row angular contact ball bearing, an appropriate preload can be applied by pressing and fixing the end of the inner ring or outer ring in the axial direction with a bearing nut or a presser lid.
[0021]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 to FIG. 9 are views showing a first embodiment of the present invention, and FIG. 1 is a cross-sectional view of a bearing device including a multipoint contact ball bearing according to the first embodiment of the present invention. In the figure, reference numeral 8 denotes a bearing device for supporting the ball screw shaft 5 or the rotating shaft. The bearing device 8 includes a multipoint contact ball bearing 10 and a bearing housing 2 for sealing the periphery of the ball bearing 10. The oil seal 3 is provided at both axial ends of the bearing housing 2.
[0022]
As shown in FIG. 2, the multipoint contact ball bearing 10 includes an outer ring 10a, an inner ring 10b, a ball 10c, a cage 20, and the like, and a raceway groove 10e is formed at the center of the inner peripheral surface of the outer ring 10a. It is formed over the circumference. As shown in FIG. 17A, the axial cross section of the raceway groove 10e is formed into two arcs having a curvature radius of Re, that is, a Gothic arch shape, whereby the ball 10c is separated from the raceway groove 10e. It comes to contact at two points.
[0023]
On the other hand, a raceway groove 10f is formed in the central portion of the outer peripheral surface of the inner ring 10b over the entire circumference of the inner ring 10b. As shown in FIG. 17B, the axial cross section of the raceway groove 10f is formed in two arcs having a radius of curvature of Ri, that is, a Gothic arch shape, so that the ball 10c is separated from the raceway groove 10f. It comes to contact at two points.
[0024]
As shown in FIG. 1, the inner ring 10 b of the multipoint contact ball bearing 10 is pressed and fixed to the end surface of the large-diameter shaft portion 5 a formed at the end portion of the ball screw shaft 5 by a presser ring 6 and a bearing nut 7. . Further, the inner ring 10b is composed of two annular members 18a and 18b that constitute separate raceway surfaces, whereby the central portion of the raceway groove 10f is divided in the radial direction of the raceway. An appropriate preload gap 11 (see FIG. 18) is formed between the two annular members 18a, 18b constituting the inner ring 10b in a state where the four rings are in geometric contact (bearing contact angle α).
[0025]
The multipoint contact ball bearing 10 includes a pair of annular seal bodies 12 (see FIG. 2) that seal an annular gap formed between the outer ring 10a and the inner ring 10b. These annular seal bodies 12 are formed in an annular shape, and the outer peripheral edge of each annular seal body 12 is detachably engaged with a seal mounting groove 13 formed on the inner peripheral surface of the outer ring 10a. A portion 12a is formed. The annular seal body 12 is formed of a core metal and an elastic material such as rubber. As shown in FIG. 3, a seal formed on the outer peripheral surface of the inner ring 10b is provided on the inner peripheral edge of each annular seal body 12. A labyrinth seal portion 12b that elastically contacts the groove 14 is formed. By setting it as the above structures, when an inner ring becomes a different body, the decomposition | disassembly of an inner ring can be prevented with the improvement of waterproofness and dustproofness. Of course, the annular seal body 12 may have a structure without a cored bar as long as it can maintain an appropriate strength.
[0026]
FIG. 4 is a perspective view showing a part of the ball 10c and the cage 20. As shown in FIG. 4, in this embodiment, the cage 20 having a crown and cantilever structure is used as a cage for holding the ball 10c. It is used. The crown-shaped cage 20 is formed, for example, by injection molding a synthetic resin such as polyamide, polyacetal, polyphenylene sulfide or the like, and the molding resin base material forming the cage 20 is provided to increase the rigidity of the cage 20. If necessary, reinforcing materials such as glass fiber and carbon fiber may be added. The bearing housing 2 includes a cylindrical housing main body 2a and an annular outer ring presser 2c that is bolted to the flange portion 2b of the housing main body 2a.
[0027]
As shown in FIG. 5 and FIG. 6, the cage 20 includes a ring portion 21 and a plurality of ball holding portions (pocket constituent portions) 22 provided on the ring portion 21 at predetermined intervals, and are adjacent to each other. As shown in FIG. 7, a pocket 23 for holding the ball 10 c is formed between the two ball holding portions 22 and 22.
[0028]
The ball holding portions 22 are supported by the ring portion 21 at equal intervals in the circumferential direction of the outer ring 10a and the inner ring 10b. Further, as shown in FIG. 8, the ball holding portion 22 is formed in a disc shape, and a spherical rolling element contact surface that is slidably in contact with the ball 10 c at the left and right ends of the ball holding portion 22. 24 and 25 are formed. These rolling-element contact surfaces 24 and 25 prevent the balls 10c from falling off and facilitate the incorporation of the balls 10c into the pockets 23, with a diameter Da of 1.02 to 1.10. It is formed on both end faces of the ball holding portion 22 with a curvature diameter Dp of about double, preferably about 1.02 to 1.06. In the present embodiment, the minimum thickness ΔL (see FIG. 6) between the adjacent pockets 23 is about 0.15 mm to 0.5 mm. In addition, the intended use of this bearing is the dmn value of the bearing (the pitch circle diameter dm (mm) of the rolling element and the rotational speed n (min -1 )) Is at most 200,000 or less, and the influence of centrifugal force is small, so that the cage 20 can be made of a synthetic resin material having a relatively low strength.
[0029]
The ball holding part 22 protrudes from the one side of the ring part 21 in the axial direction of the race. The two ball holding parts 22 out of these ball holding parts 22 are held by slits 26 (see FIGS. 6 and 9). It is provided along the radial direction of the vessel 20. These slits 26 are provided between the right side rolling element contact surface 24 and the left side rolling element contact surface 25 of the ball holding part 22 constituting the pocket part 23 (see FIG. 7). The two locations are divided in the radial direction of the cage 20. The slit 26 has a slit width Δt in the circumferential direction of the cage 20, and the ring portion 21 of the cage 20 is separated by the slit 26 between the ball holding portion 22 portions, that is, between the adjacent pockets 23 and 23. Yes.
[0030]
As described above, when the ball guide type crown-shaped cage 20 is used as the cage for holding the ball 10c of the ball bearing 10, the cage 20 is integrated with the ball 10c, and the radial movement of the cage 20 is achieved. The amount is suppressed by the raceway grooves 10e and 10f of the inner and outer rings 10a and 10b. As a result, the cage 20 does not come into direct contact with the inner and outer rings 10a, 10b, so that an increase in dynamic torque and temperature rise of the cage 20 due to frictional heat can be prevented. However, the cage 20 may be an inner ring guide or an outer ring guide as long as the surface with which the inner and outer rings contact is ground.
[0031]
In the above-described embodiment, the ball 10c does not easily fall out of the pocket 23 of the cage 20. Therefore, when the bearing is assembled by combining the inner and outer rings 10a and 10b, the bearing can be easily assembled. Further, since the ball 10c does not easily fall off from the cage 20 when the separated inner ring 10b is disassembled, bearing replacement work, cleaning work, grease refilling work, etc. can be easily performed. it can.
[0032]
Further, the ring portion 21 of the cage 20 is separated by the slit 26 having a predetermined width Δt in the circumferential direction of the cage 20 at the portion of the ball holding portion 22, so that the ring portion 21 is equal to the width Δt of the slit 26. Elastic deformation is possible in the circumferential direction. As a result, due to the difference in thermal expansion coefficients between the cage 20, the inner and outer rings 10a, 10b, and the balls 10c, a dimensional difference occurs between the cage pocket pitch circle diameter and the rolling circle pitch circle diameter due to temperature changes during use of the bearing. In addition, even when a tensile force is generated between the cage 20 and the ball 10c due to variations in dimensional accuracy or roundness of the cage 20 at the time of manufacture, the ring portion 21 extends in the circumferential direction according to the tensile force. Since the elastic deformation causes the tension force generated between the cage 20 and the ball 10c to be relaxed, premature wear or temperature rise of the cage 20 due to an increase in contact resistance between the pocket inner surface of the cage 20 and the ball 10c. It is possible to prevent the load torque from increasing.
[0033]
When the difference between the pitch circle diameter of the cage pocket 23 and the pitch circle diameter of the balls 10c becomes extremely large due to a difference in thermal expansion due to an increase in bearing temperature, or the variation in roundness becomes very large However, it is necessary to increase the width Δt of the slit 26 so that the retainer 20 and the ball 10c do not easily stretch. However, if the width Δt of the slit 26 is extremely increased, the balls 10c are evenly arranged in the circumferential direction of the races 10a and 10b. Characteristics are lost (the pitch difference between the balls that sandwich the slit 26 and the other balls increases), the rigidity balance against the external load is lost, the load sharing of each ball is lost, and the external load applied to the balls is unbalanced. In some cases, problems such as becoming may occur. In these cases, a plurality of slits 26 may be provided without increasing the slit width Δt at one place to increase the circumferential margin. In the above-described embodiment, the slits 26 are provided at intervals of 180 ° in the circumferential direction of the cage 20. However, the slits 26 may be provided at intervals of 120 ° in the circumferential direction of the cage 20. In the embodiment described above, the slits 26 are provided in the two ball holding portions 22, but the slits 26 may be provided in one or three or more ball holding portions 22.
[0034]
The bearing is mainly used in a low-speed rotation region having a dmn value of about 200,000 or less, but when used in a region having a higher rotation speed, the molding resin base material forming the cage 20 is made of glass. What is necessary is just to increase the rigidity of the retainer 20 moderately by adding reinforcing materials, such as a fiber and a carbon fiber. Furthermore, in the above-described embodiment, it is not necessary to use a combination of single row axial ball bearings in two rows, so that the rotating shaft can be supported with about half the mounting space compared to the conventional case.
[0035]
In the above-described embodiment, the annular seal body 12 is provided at both ends of the outer ring 10a or the inner ring 10b, and the annular seal body 12 seals the annular gap formed between the outer ring 10a and the inner ring 10b. And liquid can be prevented from entering the bearing.
In addition, by adopting the cage structure described above, it is possible to reduce the torque and heat generation of the bearing, and to improve the assembly and mounting of the bearing.
[0036]
In addition, this invention is not limited to embodiment mentioned above. For example, in the first embodiment described above, the rolling element contact surfaces 24 and 25 of the ball holding portion 22 are formed in a spherical shape. However, as in the second embodiment shown in FIG. An overhang portion 27 for preventing the ball from falling off may be provided. Further, as in the third embodiment shown in FIGS. 11 and 12, the ball holding portion 22 may be formed in a polygonal shape. By adopting such a configuration, the configuration shown in FIG. In comparison, the ball holding portion in the bearing axis direction can be secured widely, and the ball 10c is difficult to drop off.
[0037]
In the first embodiment, the annular seal bodies 12 are provided at both ends of the outer ring 10a or the inner ring 10b. However, it is not always necessary to provide the annular seal bodies at both ends of the outer ring or the inner ring. Since the housing space can be omitted, the axial direction can be made compact. Further, as in the fourth embodiment shown in FIG. 13, the annular gap formed between the outer ring 10 a and the inner ring 10 b may be sealed with a non-contact type annular seal body 15. Furthermore, as in the fifth embodiment shown in FIG. 14, an annular seal body 16 made of metal may be used as means for sealing an annular gap formed between the outer ring and the inner ring. In each of the above-described embodiments, a four-point contact ball bearing is used as the ball screw support bearing. However, a three-point contact ball bearing (either one of the inner and outer rings has a single track groove) is used instead of the four-point contact ball bearing. It may be formed from an arc having a radius of curvature.
[0038]
Moreover, in each embodiment shown in FIGS. 2, 13, and 14, a multipoint contact ball bearing in which either one of the inner and outer rings is a separate structure is illustrated, but as in the sixth embodiment shown in FIG. The present invention can also be applied to a multipoint contact ball bearing in which neither the outer ring 10a nor the inner ring 10b is a separate structure.
[0039]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, in applications such as ball screw shaft end support bearings and rotary shaft support bearings that require precise positioning, the functions equivalent to those of the double row angular contact ball bearings are provided. It can be replaced with a point contact ball bearing. As a result, the installation space is about half that of the conventional one, and it is possible to reduce the cost by securing design diversity and simplifying the structure by saving the space of the machine, reducing the weight of the operating part, and improving the production time by improving the takt time. It can also contribute to up. Moreover, since the ring portion can be elastically deformed in the circumferential direction by separating the ring portion of the cage at the ball holding portion by a slit having a predetermined width in the circumferential direction of the cage, It is possible to prevent early wear and temperature rise of the cage due to differences in the thermal expansion coefficients of the inner and outer rings and balls, and to prevent an increase in load torque. Further, since the ball guide type crown-shaped cage is used, the balls are not easily detached from the cage, so that it is possible to improve the assembling property and the handling property of the bearing. In addition, an annular seal body is provided at both ends of the outer ring or the inner ring, and the annular gap formed between the outer ring and the inner ring is sealed by this annular seal body, so that intrusion of foreign matter can be prevented, and dust and water resistance Can be improved. Furthermore, it is possible to prevent the inner ring from falling off, and to improve handling and assembling.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of a ball screw support bearing provided with a multipoint contact ball bearing according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an axial sectional view of a multi-point contact ball bearing according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a detailed view showing a portion D in FIG. 2;
4 is a perspective view showing a part of a ball and a cage shown in FIG. 2. FIG.
FIG. 5 is a view showing the cage of FIG. 2;
6 is an arrow view of the cage shown in FIG. 5 viewed from the direction of arrow A. FIG.
7 is an arrow view of the cage shown in FIG. 5 as viewed from the direction of arrow B. FIG.
8 is a cross-sectional view taken along the line CC of FIG.
FIG. 9 is a detailed view showing a part M in FIG. 6;
FIG. 10 is a view showing a main part of a cage according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a view showing a retainer according to a third embodiment of the present invention.
12 is a view showing a main part of the cage shown in FIG. 11. FIG.
FIG. 13 is an axial sectional view of a multipoint contact ball bearing according to a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 14 is an axial sectional view of a multipoint contact ball bearing according to a fifth embodiment of the present invention.
FIG. 15 is an axial sectional view of a multi-point contact ball bearing according to a sixth embodiment of the present invention.
16A and 16B are diagrams showing the structure of a three-point contact ball bearing, wherein FIG. 16A is an axial sectional view of an outer ring, and FIG. 16B is an axial sectional view of an inner ring.
17A and 17B are diagrams showing the structure of a four-point contact ball bearing, wherein FIG. 17A is an axial sectional view of the outer ring, and FIG. 17B is an axial sectional view of the inner ring.
FIG. 18 is an axial sectional view of a four-point contact ball bearing.
FIG. 19 is an axial sectional view of a three-point contact ball bearing.
FIG. 20 is a cross-sectional view showing a conventional ball screw support bearing.
21 is an axial sectional view of the two-row combination ball bearing shown in FIG.
[Explanation of symbols]
2 Bearing housing
3 Oil seal
5 Ball screw shaft
6 Presser ring
7 Bearing nut
10 Multi-point contact ball bearing
10a Outer ring
10b inner ring
10c ball
10e Track groove
10f Track groove
11 Preload clearance
12 annular seal body
13 Seal mounting groove
14 Seal groove
15 annular seal body
16 Annular seal body
18a, 18b annular member
20 Cage
21 Ring part
22 Ball holding part
23 pockets
24, 25 Rolling element contact surface
26 Slit
