JP2010133563A

JP2010133563A - 工作機械の回転テーブル装置

Info

Publication number: JP2010133563A
Application number: JP2009288964A
Authority: JP
Inventors: Yoshiaki Katsuno; 美昭勝野
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2009-12-21
Filing date: 2009-12-21
Publication date: 2010-06-17
Anticipated expiration: 2024-11-26
Also published as: JP4715961B2

Abstract

【課題】ラジアル荷重と両方向のアキシャル荷重、モーメント荷重を受けられるのは勿論のこと、高精度化（高回転精度化）、高剛性化、低トルク化及び低発熱化を図ると共に、更なる省スペース化を図る。
【解決手段】回転機構と揺動機構とを備えた工作機械の回転テーブル装置であって、前記回転機構においてワークが載置される回転テーブルに一体に形成された主軸と、回転テーブル支持ハウジングとの間に介装される各玉軸受が、軸方向断面幅Ｂと半径方向断面高さＨ（＝（外輪外径Ｄ−内輪内径ｄ）／２）との断面寸法比（Ｂ／Ｈ）を（Ｂ／Ｈ）＜０．６３とされる。
【選択図】図１

Description

本発明は、例えばフライス盤、旋盤、研削盤、ラップ盤に代表される研削、旋削、ラップ加工等を行なう工作機械の回転テーブルの回転支持部に用いられる玉軸受に関し、ラジアル荷重と両方向のアキシャル荷重、モーメント荷重を受けることができる玉軸受を用いた工作機械の回転テーブル装置に関する。

フライス盤、旋盤、研削盤等の工作機械の回転テーブルの回転支持部に用いられる転がり軸受には、被削材（ワーク）の加工精度（例えば、真円度、円筒度や内外径寸法精度）、加工面品位（例えば、加工面の光沢度や引き目など）や加工面あらさを良くするために、通常、高精度（高回転精度）、高剛性、低トルク及び低発熱が要求される。
特に、最近は、数値制御機能を有する工作機械（いわゆる、ＮＣ工作機械）がほとんどを占めており、一台の工作機械で種々の加工条件をこなせるＮＣ旋盤、ＮＣフライス盤やマシニングセンタ、あるいはＮＣ旋盤にマシニングセンタの機能を付加した複合型工作機械が増加している。これらのＮＣ工作機械や複合型工作機械は、単能型の工作機械に対して機械要素も多く、一台の機械で必要とされる床スペースが大きい。そのため、各機械要素は、上述した高精度（高回転精度）、高剛性、低トルク、低発熱の要求を満足することに加えて省スペース化を達成することが必要である。

これらの工作機械の被削材（ワーク）を保持する回転テーブル用軸受としては、従来、次の（１）〜（４）に示すものが使用されている。
（１）クロスローラ軸受（図２４参照）
クロスローラ軸受は、内輪１と外輪２との間に円筒形の多数のころ３が転動自在に配設されており、一つの軸受でラジアル荷重と両方向のアキシャル荷重、モーメント荷重を受けられ、また、省スペース化が可能である。
しかし、クロスローラ軸受は、転動体がころであり、軌道溝１ａ，２ａに対してころ３の転がり接触面が線接触しているので、トルクが大きく、しかも軸やハウジングに組み込んだ際のわずかな変形により、線接触部分の接触状態が不安定となり、トルクむらが発生しやすい。また、工作機械の回転テーブル用では、高精度化と高剛性化を図るために軸受に予圧をかけることが多いが、この場合、上記の変形によるトルクむらがさらに大きくなる。

（２）４点接触玉軸受（図２５参照）
４点接触玉軸受は、内輪４と外輪５との間に多数の玉６が転動自在に配設されており、一つの軸受でラジアル荷重と両方向のアキシャル荷重、モーメント荷重を受けられ、また省スペース化が可能である。
４点接触玉軸受の場合、転動体が玉なので、純アキシャル荷重を受ける場合、又はラジアル荷重よりアキシャル荷重が優勢な場合、同寸法のクロスローラ軸受よりトルクが小さい一方で、アキシャル荷重に対してラジアル荷重が優勢な場合、又は純ラジアル荷重を受ける場合、各玉６は軌道溝４ａ，５ａと４点で接触するため玉６と各軌道溝４ａ，５ａとのスピン滑りが大きく、やはりトルクが大きい。また、クロスローラ軸受と同様に、工作機械の回転テーブル用では、高精度化と高剛性化を図るために軸受に予圧をかけることが多いが、この場合、玉６が常に内外輪軌道溝４ａ，５ａと４点で接触するため、トルクがさらに増加してしまう。

（３）２列組合わせ玉軸受（図２６参照）
図２６は、内輪７と外輪８との間に複数の玉９が転動可能に配設されたアンギュラ玉軸受等を２列に組合わせている。２列組合わせ玉軸受の場合、それぞれの単列軸受において、玉９と内外輪７，８の軌道溝間は２点接触であるので、低トルク化は図れるものの、単列軸受の２倍の軸方向スペースが必要となり、コンパクト化の点でクロスローラ軸受や４点接触玉軸受に劣る。

更に、２列組合せ玉軸受で、省スペース化を目的として、極薄肉の深みぞ玉軸受やアンギュラ玉軸受（図２７参照）を組み合わせたものがあり、図２８に示すように、内輪７及び外輪８はそれぞれ内輪押え１０や外輪押え１１を介して軸１２やハウジング１３にボルト１４を利用して締結され、外輪押え１１は外輪８の外径面の一部、内輪押え１０は軸１２の外径面の一部に嵌合して、軸１２を介して軸受と芯がずれないように位置決めされている。

これらの２列組合せ玉軸受は省スペース化の点では有利であるが、内外輪７，８のリング肉厚が非常に薄く、内外輪７，８の剛性が低いため、加工精度が出にくく、且つ軸１２やハウジング１３に組み込んだ際、内輪押え１０や外輪押え１１等の押し付け力により変形しやすく、組み込み精度の確保に手間を要する等の問題がある。また、場合によっては、組み込み時の変形により内外輪７，８の軌道溝が歪み、各玉９と軌道溝との接触部間で偏荷重が加わったり、玉９の円滑な転がり運動が阻害されることがある。

（４）２列組合せ円すいころ軸受（図２９参照）
図２９は、内輪２１と外輪２２との間に保持器２３を介して複数の円すい形のころ２４が転動可能に配設された円すいころ軸受２０を内輪間座２５及び外輪間座２６を介して２列に組合わせている。円すいころ軸受は、クロスローラ軸受と同様に転動体がころであり、軌道溝に対してころ２４の転がり接触面が線接触しており、また、ころ２４の端部と内輪２１のつば部２７が滑り接触しているのでトルクが大きくなり、更に、単列軸受の２倍の軸方向スペースが必要である。また、工作機械の回転テーブル用では、高精度化と高剛性化を図るために、軸受に予圧をかけることが多いが、この場合、トルクがさらに大きくなる。

また、例えば、従来の横型マシニングセンタ（エンドミルやドリル等の治工具を保持するスピンドルが水平軸である構造）の回転テーブル装置３０の場合、図３０に示すように、被削材（ワーク）３１を保持する回転テーブル３２の主軸３３を転がり軸受Ａを介して機械本体３４に対して鉛直方向に維持する縦軸回転機構のみであり、回転テーブル３２の回転による位置決めによって、４側面が主加工できる構造とされている。

また、最近では、４側面以外に上面も種々の加工が可能な５面加工（被削材（ワーク）を保持する回転テーブルの設置面側以外の加工が１段取りで可能）のマシニングセンタやＮＣ旋盤とマシニングセンタの両機能を備えた複合加工機が増加している。
このような工作機械の場合、図３１に示すように、被削材（ワーク）４１を保持する回転テーブル装置４０では、回転テーブル４２の回転機構以外に回転テーブル４２全体がテーブル水平状態を０°としたとき、−１００°〜＋１００°程度傾斜させる揺動機構を備えており、回転テーブル４２の周辺の部品スペースが増加せざるを得ないため、更なる省スペース化が要求される。また、回転テーブル４２全体を揺動させるための動力をできるだけ軽減し、省エネルギー化を図るためには、回転テーブル４２の回転機構のコンパクト化による軽量化も必要である。

特開２０００−２７１８２９号公報

本発明はこのような不都合を解消するためになされたものであり、ラジアル荷重と両方向のアキシャル荷重、モーメント荷重を受けられるのは勿論のこと、高精度化（高回転精度化）、高剛性化、低トルク化及び低発熱化を図ることができると共に、更なる省スペース化を図ることができる玉軸受を用いた工作機械の回転テーブル装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に係る発明は、回転機構と揺動機構とを備え、
前記回転機構は、
ワークが載置される回転テーブルと、
該回転テーブルと一体に形成された主軸と、
該主軸の外周に内輪が外嵌されると共に、回転テーブル支持ハウジングの内周に外輪が内嵌された玉軸受と、
前記主軸の回転駆動により前記回転テーブルが回転するように構成された工作機械の回転テーブル装置であって、
前記揺動機構は、
前記回転テーブル支持ハウジングを機械本体に対して、前記主軸に直交する方向に所定角度で回動可能とすることによって前記回転テーブルを揺動するように構成されて、
前記玉軸受は、
外輪の軌道溝と内輪の軌道溝との間に多数の玉が転動自在に配設された２列組合せのアンギュラ玉軸受で構成され、
各アンギュラ玉軸受は、軸方向断面幅Ｂと半径方向断面高さＨとの断面寸法比（Ｂ/Ｈ）が（Ｂ／Ｈ）＜０．６３であり、
背面組合せで配設され、
各列軸受の玉の軸方向の位置（軸方向ピッチ）が、組合せ面と反対側の面よりにされ、
円環部を有し、該円環部同士を対向させた冠形保持器を有し、
背面組合せされた各軸受の外側にのみシールが配設されたことを特徴とする。
請求項２に係る発明は、請求項１に記載の工作機械の回転テーブル装置において、前記玉のピッチ円直径が前記内輪の内径寸法と前記外輪の外径寸法との平均値よりも大であることを特徴とする。

本発明によれば、工作機械の回転テーブルの回転支持部に用いられる各玉軸受において、軸方向断面幅Ｂと半径方向断面高さＨとの断面比（Ｂ／Ｈ）を（Ｂ／Ｈ）＜０．６３とすることで、ラジアル荷重と両方向のアキシャル荷重、モーメント荷重を受けられるのは勿論のこと、高精度化（高回転精度化）、高剛性化、低トルク化及び低発熱化を図ることができると共に、更なる省スペース化を図ることができる。

本発明の第１の態様の実施の形態の一例である工作機械の回転テーブル用単列玉軸受を説明するための要部断面図である。図１の単列玉軸受を２列組み合わせた状態を示す要部断面図である。本発明の第１の態様の他の実施の形態である単列玉軸受を２列組み合わせた状態を示す要部断面図である。図１の単列玉軸受と他の実施の形態である単列玉軸受とを２列組み合わせた状態を示す要部断面図である。本発明の第１の態様の他の実施の形態である単列玉軸受を２列組み合わせた状態を示す要部断面図である。本発明の第１の態様の他の実施の形態である単列玉軸受を説明するための要部断面図である。図１の単列玉軸受を３列組み合わせた状態を示す要部断面図である。図１の単列玉軸受を４列組み合わせた状態を示す要部断面図である。図１の単列玉軸受を２列正面組合せで組み合わせた状態を示す要部断面図である。本発明の第１の態様の他の実施の形態である単列玉軸受を２列組み合わせた状態を示す要部断面図である。保持器の径方向に沿う断面図である。保持器を径方向内側から見た部分斜視図である。図１１の矢印Ｂ方向から見た図である。（ａ）は図１１の矢印Ａ方向から見た図、（ｂ）は（ａ）の変形例を示す図である。本発明の第２の態様の実施の形態の一例である工作機械の回転テーブル用複列玉軸受を説明するための要部断面図である。本発明の第２の態様の他の実施の形態である複列玉軸受を説明するための要部断面図である。本発明の第２の態様の他の実施の形態である複列玉軸受を説明するための要部断面図である。本発明の第２の態様の他の実施の形態である複列玉軸受を説明するための要部断面図である。内輪の半径方向の変形量を説明するための説明図である。内輪の断面２次モーメントの計算方法を説明するための説明図である。断面寸法比（Ｂ／Ｈ）と半径方向の内外輪の変形量との関係を示すグラフ図である。断面寸法比（Ｂ／Ｈ）と断面２次モーメントＩとの関係を示すグラフ図である。各種軸受での計算モーメント剛性の比較を示すグラフ図である。クロスローラ軸受の要部断面図である。４点接触玉軸受の要部断面図である。従来の２列組合せアンギュラ玉軸受の要部断面図である。従来の極薄肉断面の２列組合せアンギュラ玉軸受の要部断面図である。従来の極薄肉断面の２列組合せアンギュラ玉軸受を軸に取り付けた状態を示す断面図である。従来の２列組合せ円すいころ軸受の要部断面図である。工作機械の回転テーブル装置の一例を示す概略断面図である。工作機械の回転テーブル装置の他の例を示す概略断面図である。

以下、本発明の実施の形態を図を参照して説明する。
図１は本発明の第１の態様の実施の形態の一例である工作機械の回転テーブル装置用単列玉軸受を説明するための要部断面図、図２は図１の単列玉軸受を２列組み合わせた状態を示す要部断面図、図３〜図１４は本発明の第１の態様の他の実施の形態を説明するための図、図１５は本発明の第２の態様の実施の形態の一例である工作機械の回転テーブル装置用複列玉軸受を説明するための要部断面図、図１６〜図１８は本発明の第２の態様の他の実施の形態である複列玉軸受を説明するための要部断面図である。

なお、各実施の形態共に、図３１に示す工作機械の回転テーブル装置に組み込まれる玉軸受を例に採るが、これに限定されず、例えば図３０に示す工作機械の回転テーブル装置に組み込まれる玉軸受やその他の工作機械の回転テーブル装置に組み込まれる玉軸受に本発明を適用してもよい。
まず、図３１に示す工作機械の回転テーブル装置４０について説明すると、この回転テーブル装置４０は、例えば５面加工横形マシニングセンタの一部を構成するものであり、被削材（ワーク）４１が載置される回転テーブル４２と主軸４３が一体とされ、主軸４３の外周に玉軸受Ａの内輪（回転輪）が外嵌されると共に、回転テーブル支持ハウジング４４の内周に転がり軸受Ａの外輪が内嵌され、主軸４３の回転駆動により回転テーブル４２が高精度（振れ精度）で回転する。

また、回転テーブル支持ハウジング４４と一体の回転テーブル傾斜軸４５の外周には玉軸受Ｂの内輪（揺動輪）が外嵌されると共に、機械本体４６の内周に玉軸受Ｂの外輪が内嵌され、回転テーブル傾斜軸４５が高精度で揺動運動できるようになっている。
工作機械の回転テーブル装置４０に組み込まれる玉軸受Ａは、回転テーブル装置４０の回転テーブル４２に載置された被削材（ワーク）４１を、高精度（振れ精度）で回転させること、低発熱、低トルク及び加工時の荷重に対する変位を少なくする（高剛性）ことが要求される。また、玉軸受Ａは、回転テーブル４２の重量に加え、加工条件に応じて発生するラジアル荷重、アキシャル荷重及びモーメント荷重、或いはこれらの荷重が重なりあった複合荷重を受けることになる。

一方、玉軸受Ｂは、玉軸受Ａの負荷荷重に加え、回転テーブル支持ハウジング４４及び回転テーブル傾斜軸４５などの重量も受けることになる。
以下、玉軸受Ａ及び玉軸受Ｂの具体例を詳述する。
本発明の第１の態様の実施の形態の一例である工作機械の回転テーブル装置用単列玉軸受１００は、図１に示すように、外輪１０１の軌道溝１０１ａと内輪１０２の軌道溝１０２ａとの間に多数の玉１０３が転動自在に配設された単列の総玉のアンギュラ玉軸受１００において、軸方向断面幅Ｂと半径方向断面高さＨ（＝（外輪外径Ｄ−内輪内径ｄ）／２）との断面寸法比（Ｂ／Ｈ）を（Ｂ／Ｈ）＜０．６３としている。

ここで、この実施の形態では、図２に示すように、アンギュラ玉軸受１００を２列背面組合せとし、７９４０Ａ（接触角３０°）の２列組合せアンギュラ玉軸受と置き換える場合を例に採る。
７９４０Ａのアンギュラ玉軸受は、内輪内径ｄ：φ２００ｍｍ、外輪外径：Ｄφ２８０ｍｍ、軸方向断面幅（軸受単体幅）Ｂが３８ｍｍであるので、断面寸法比（Ｂ／Ｈ）＝０．９５である。したがって、本実施形態のアンギュラ玉軸受１００では、断面寸法比（Ｂ／Ｈ）＝０．４７５（内輪内径及び外輪外径はそのままで、軸方向断面幅（軸受単体幅）Ｂを１９ｍｍとした）としている。これにより、ラジアル荷重と両方向のアキシャル荷重、モーメント荷重を受けられるのは勿論のこと、高精度化（高回転精度化）、高剛性化、低トルク化及び低発熱化を図ることができると共に、軸方向寸法で１／２の省スペース化を図ることができる。

もちろん、必要に応じて、アンギュラ玉軸受１００の断面寸法比（Ｂ／Ｈ）を０．４７５未満或いは０．４７５を超える（但し（Ｂ／Ｈ）＜０．６３）ように設定してもかまわない。因みにアンギュラ玉軸受１００の接触角は例えば３０°としている。
なお、本実施形態では、玉１０３のピッチ円直径は次式（１）のとおりとしているが、軸受１列あたりの玉数を増やして更にモーメント剛性を増加させたい場合は、次式（２）を採用して、玉１０３のピッチ円直径を外輪側にずらして図３に示す構造としてもよいし、必要に応じて次式（３）を採用して逆に玉１０３のピツチ円直径を内輪１０２側にずらしてもよい（図示せず）。
玉のピッチ円直径＝（内輪内径＋外輪外径）／２ …（１）
玉のピッチ円直径＞（内輪内径＋外輪外径）／２ …（２）
玉のピッチ円直径＜（内輪内径＋外輪外径）／２ …（３）

また、必要に応じて、図４に示すように、組み合わされる左右の玉軸受の玉ピッチ円直径を同―値とせずともよいし、組み合わされる左右の玉軸受の玉１０３の径を同一値としなくてもよい。加えて、組み合わせる２個の玉軸受の断面寸法比（Ｂ／Ｈ）は同一でなく、例えば玉径の小さい方を（Ｂ／Ｈ）＝０．３５、玉径の大きい方を（Ｂ／Ｈ）＝０．６０としても構わない。更に、玉１０３の軸方向ピッチも軸方向中心でなくともよく、シールや保持器の装着有無やモーメントの作用点間距離の確保等のために玉１０３の軸方向ピッチを軸方向にずらしてもよい。

図５は、軸方向の一方の端部に環状シール体１０４を装着したアンギュラ玉軸受１００を２列背面組み合わせたものである。
軸方向の一方の端部に環状シール体１０４を装着したアンギュラ玉軸受１００を２列組み合わせて機械等に取り付けた後（シール取り付け面を外側に向けて組み合わせる）は、軸受使用中に外部からの異物やごみ等の侵入及び封入グリースの外部への洩れを防止することが可能である。環状シール体１０４は、この実施の形態では、外輪１０１のシール溝１０４ａに押し込んで挿入する非接触型（内輪１０２と非接触）で金属芯金１０５の補強タイプのゴムシール（例えばニトリルゴム・アクリルゴムやフッ素ゴム）１０６とし、組み合わせ端面と反対側のみ環状シール体１０４を装着して省スペース化を図っている。

図６は、軸方向の両端部に環状シール体１０４を装着したアンギュラ玉軸受１００を示したものである。
軸方向の両端部に環状シール体１０４を装着したアンギュラ玉軸受１００を機械等に取り付けた後は、軸受使用中に外部からの異物やごみ等の侵入を防止すると共に、軸受取扱い時や軸やハウジングヘの組込み時においても、異物やごみ等の侵入及び封入グリースの外部への洩れを防止することが可能となる。組み合わせについては、２列でモーメント剛性を増加させるためには、モーメントの作用点距離が大きくとれる背面組み合わせ（図２等で接触角がハの字の向きとなっている）を採用するのが望ましい。

更に剛性が必要な場合は、図７及び図８に示すように、３列以上の多列組み合わせとしても構わないし、何らかの理由（例えば、軸受組込み時にミスアライメント発生が避けられず、軸受の内部荷重負荷を極力抑えたい場合等）で、モーメント剛性を小さくしたい場合は、図９に示すように、正面組み合わせ（接触角の向きが逆ハの字）等の配列としてもよい。
更には、モーメント荷重や両方のアキシャル荷重を負荷するためには、２列以上の組み合わせ軸受とする必要があるが、荷重条件や方向に応じて使用条件上で可能であれば、単列軸受で使用してもかまわない。

また、本実施形態では、アンギュラ玉軸受としているが、深みぞ玉軸受等その他の玉軸受としてもよい。環状シール体は、図５及び図６で示した非接触型ではなく、接触型の金属芯金補強タイプのゴムシール（ゴム材質は、例えばニトリルゴム・アクリルゴムやフッ素ゴム）でもよいし、外輪１０１のシール溝に加締め加工する金属シールド板でもかまわない。また、環状シール体を内輪１０２側のシール溝に押し込んで挿入したり、又は加締め加工で取り付けるようにしてもよい（外輪と接触又は非接触する構造）。

内輪１０２、外輪１０１及び玉１０３の材料は、標準的な使用条件では軸受鋼（例えば、ＳＵＪ２、ＳＵＪ３など）とするが、使用環境に応じて、耐食材料であるステンレス系材料（例えば、ＳＵＳ４４０Ｃ等のマルテンサイト系ステンレス鋼材やＳＵＳ３０４等のオーステナイト系ステンレス鋼材、ＳＵＳ６３０等の析出硬化系ステンレス鋼材など）、チタン合金やセラミック系材料（例えば、Ｓｉ_３Ｎ_４、ＳｉＣ、Ａｌ_２Ｏ_３、ＺｒＯ_２等）を採用してもよい。

潤滑方法も特に限定されず、一般的な使用環境では、鉱油系グリースや合成油系（例えば、リチウム系、ウレア系等）のグリースや油を使用でき、高温環境用途などではフッ素系グリースまたはフッ素系の油、あるいはフッ素樹脂、ＭｏＳ_２などの固体潤滑剤を使用することができる。
図１０は、軸方向の一方の端部（組合せ側端面と反対側の端部）に環状シール体１０４を装着し、且つ玉１０３を転動可能に保持する保持器１１０を備えたアンギュラ玉軸受１００を２列背面組み合わせたものである。

保持器１１０としては、例えば、図１１〜図１４（ａ）に示すように、円環部１１１と、該円環部１１１の一端部に周方向に略等間隔で複数箇所軸方向に突設された柱部１１２と、各柱部１１２間に形成されて玉１０３を周方向に転動可能に保持するポケット部１１３とを備えた柔軟性のある冠形保持器を採用している。保持器１１０の材質は、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材とし、必要に応じて、合成樹脂材にガラス繊維や炭素繊維等の補強材を混入した材料を用いる。

また、この実施の形態では、軸受の負荷容量や剛性を上げるために、隣り合う玉１０３間の円周方向ピッチは極力小さくし、できる限り玉数を多くしている。更に、玉１０３の軸方向ピッチをできるだけ組合せ側端面の反対側にずらし（図１０：Ｘ_１＞Ｘ_２）、保持器１１０の円環部１１１が軸受組合せ端面側になるように配置しており、モーメント剛性を上げるための作用点間距離を大きくとれるようにしている。

なお、総玉軸受の場合も、環状シール体の装着の有無等、必要に応じて同様に玉の軸方向ピッチを幅中央ではなく、軸方向の左右いずれかの方向（軸受合わせ端面側、あるいは反対側）にずらしてもかまわない。
保持器付きの軸受は、回転が１方向の連続回転や大きなモーメント荷重が加わる条件等、各玉の接触角の変化による公転速度のばらつきが発生しやすい条件等で、総玉軸受を使用した場合の玉間の接触や玉つまりが生じやすい用途で低トルク、低発熱等の点で、より良い効果を発揮する。

更に、本実施形態では、ポケット部１１３の入り口部を玉径より若干小さくして引っかかり（パチン代）を設ければ、内輪１０２及び外輪１０１に組み込む際、玉１０３の脱落がなく軸受の組立が容易である。
保持器の形状は、本実施形態に限定されず、各玉１０３間に配置するセパレータタイプの保持器の他、いずれの方式でもよい。また、材料も合成樹脂材ではなく、金属材料でもかまわない。

また、図１４（ｂ）は図１４（ａ）と基本構造は同様な冠形保持器であるが、円環部１１１の少なくとも円周方向の一箇所で互いに隣り合うポケット部１１３間を予め切断して、各切断面間に所定のすき間を持たせた構造としている。
このような構造を採用することで、保持器と内外輪との熱膨張係数差及び保持器の寸法精度や真円度のばらつき（特に、軸受サイズが大きい場合）により、転動体ピッチ円径と保持器のピッチ円径がずれた場合でも、片持ち形状であることによる半径方向の柔軟性と、各切断面間のすき間による円周方向の弾力的変形（円周方向の柔軟性）を兼ね備えることとなるため、玉１０３とポケット部１１３間の突っ張り力を緩衝して、保持器の損傷や摩耗を防止すると共に、玉１０３とポケット部１１３内面とのすべり接触抵抗によるトルクむらや発熱をより軽減することができる。

また、本発明の玉軸受は、構造上、使用玉径が小さくなるため、保持器の円環部１１１の半径方向の厚みは厚くできず（図１０からも理解できるように、保持器は内輪外径と外輪内径との間の空隙部に適度なすき間を設けて位置決めさせる必要があり、この内輪外径と外輪内径との間の空隙部は玉径と略比例関係にあるので狭い）、更に、幅狭構造により、軸方向の間隙部も狭く、軸方向厚みも薄くせざるを得ない。このため、標準サイズの軸受より保持器の円環部が極めて小さく、真円度等の寸法精度を出しにくくなるので、円環部１１１を図１４（ｂ）のようにした保持器構造は、特に上述した保持器の損傷や摩耗防止効果及びトルクむらや発熱の軽減に関して効果が得られる。

また、対象とする用途は、軸受のｄｍｎ値（ｄｍ：転がり軸受の転動体ピッチ円直径（ｍｍ）とｎ：回転速度（ｍｉｎ^−１）との積）がせいぜい２０万〜３０万以下の場合が多く、これらの用途に本発明を適用する場合、図１４（ｂ）のような保持器構造としても、遠心力による悪影響は発生しない。なお、必要に応じて、円環部１１１の切断箇所は円周方向で２カ所以上としても構わない。この場合、切断箇所は、可能な限り円周方向で等分とすることが望ましい。また、これらの玉軸受を工作機械の回転テーブル装置に適用する場合、剛性を大きくするために、通常、予圧をかけて使用するが、条件に応じて、或いはその他の用途等ですき間を持たせて使用してもよい。

ここで、図２１及び図２２は、それぞれ標準的に使用されている極薄肉玉軸受（軸受内径：φ２０３．２ｍｍ，軸受外径：φ２５４ｍｍ，軸受幅：２５．４ｍｍ，前記断面寸法比（Ｂ／Ｈ）＝１）を基準とし、軸受外径及び軸受幅を変えずに、軸受内径を変化させた場合（即ち、（Ｂ／Ｈ）の値を変化させた場合）の内外輪リングの半径方向の変形特性（図１９参照：内輪を例示）及び半径方向の断面２次モーメントＩ（図２０参照）：Ｉ＝ｂｈ^３／１２）を比較した結果を示している。

図２１及び図２２によると、（Ｂ／Ｈ）＝０．６３未満で、剛性の増加率勾配の変化が顕著に出ている。すなわち、断面２次モーメントＩの増加は顕著になり、半径方向の内外輪リングの変形量の減少は飽和状態となる。
従って、本発明では、従来の極薄肉軸受で問題となる内外輪製作時の旋盤加工や研磨加工時の加工力による軸受変形を防止することができ、真円度や偏肉等の軸受精度を向上させることができる。

また、軸やハウジングに組み込んだ場合（特に、軸やハウジングとすきま嵌合で組み込んだ場合）、内輪押えや外輪押え等で軸受を固定したときの内外輪の変形（特に真円度の悪化）を抑制することができると共に、変形によって生じるトルク不良や回転精度不良の他、発熱増大や摩耗、焼付き等の不具合を防止することができる。
つまり、従来使用されている極薄肉玉軸受に比較して、省スペース化と同時に高精度化を両立させることが可能である。

一方、国際標準化機構（ＩＳＯ）で規定されている寸法系列が１８（例えば６８２０）、１９（例えば６９２４）、１０（例えば６０２８）、０２（例えば７２２４Ａ）、０３（例えば７３２２Ａ）の標準玉軸受では、軸受内径寸法がφ５ｍｍ〜φ５００ｍｍにおいては、上述の断面寸法比（Ｂ／Ｈ）は０．６３〜１．１７に設定されている。
したがって、これらの玉軸受の断面寸法比（Ｂ／Ｈ）の最大値１．１７の約１／２倍、すなわち０．６３未満に設定することで、従来の標準単列玉軸受で最も幅狭の玉軸受より幅狭で、且つ従来の標準単列玉軸受の軸方向スペース以内に、単列の玉軸受を２列組み合わせて配置することができる。

例えば、従来の玉軸受の断面寸法比（Ｂ／Ｈ）が（Ｂ／Ｈ）＝０．９であれば、本発明の軸受の断面寸法比（Ｂ／Ｈ）を（Ｂ／Ｈ）＝０．４５とすればよい。また、本例の場合、組み合わせる２個の玉軸受の断面寸法比（Ｂ／Ｈ）を同一にする必要はなく、例えば、片方を０．５０、もう一方を０．４０としてもよい。
なお、単列玉軸受は、１列では、予圧をかけたりモーメント荷重を負荷することは困難であるが、２列以上の多列組合せとすることで、ラジアル荷重・アキシャル荷重及びモーメント荷重を負荷することが可能となる。

また、各玉が内外輪の軌道溝に対して常に２点で接触するので、４点接触玉軸受のように、玉の大きなスピンによるトルクの増加を抑制することができ、更には、クロスローラ軸受や２列組合わせ円すいころ軸受に比べて、転がり抵抗が低くなるので低トルク化を実現することができる。
さらに、幅寸法が従来の標準単列玉軸受の約半分となることで、玉径も従来の玉軸受の半分程度となるが、逆に１列あたりの玉数が増加し、軸受剛性は従来の玉軸受に対して増加する。また、工作機械の回転テーブルの回転支持部に用いる場合においては、低速回転、または揺動回転条件が大部分の比率を占めているので、玉径を小さくしたことにより軸受の負荷容量が低下しても転がり疲れ寿命時間が実用上で問題となることはない。

次に、図１５を参照して、本発明の第２の態様の実施の形態の一例である工作機械の回転テーブル装置用複列玉軸受を説明する。
この複列総玉アンギュラ玉軸受２００は、外輪２０１の複列軌道溝２０１ａ，２０１ｂと内輪２０２の複列軌道溝２０２ａ，２０２ｂとの間に多数の玉２０３が転動自在に配設され、軸方向断面幅Ｂ２と半径方向断面高さＨ２（＝（外輪外径Ｄ２−内輪内径ｄ２）／２）との断面寸法比（Ｂ２／Ｈ２）が（Ｂ２／Ｈ２）＜１．２とされており、玉ピッチ円直径が半径方向断面高さの中央に設定されている。

このように、複列玉軸受において、断面寸法比（Ｂ２／Ｈ２）を以上のような設定とすることで、単列の幅狭玉軸受を２列組合わせとした場合と同様、従来の標準単列玉軸受の軸方向幅スペース内に複列玉軸受を配置することが可能となり、また、予圧をかけたり、モーメント荷重を負荷すること等も可能となる。その他の作用効果は単列の幅狭玉軸受を２列組合わせとした場合と同様である。

ここで、この実施の形態では、複列玉軸受２００を７９４０Ａ（接触角３０°）の２列組合せアンギュラ玉軸受に置き換えた場合を例に採る。
７９４０Ａは、内輪内径φ２００ｍｍ、外輪外径φ２８０ｍｍ、軸方向断面幅（軸受単体幅）：Ｂが３８ｍｍであるので、断面寸法比（Ｂ／Ｈ）＝０．９５である。したがって、本実施形態のアンギュラ玉軸受２００では、断面寸法比（Ｂ２／Ｈ２）＝０．９５（内輪外径及び外輪外径はそのままで、軸方向断面幅（軸受単体幅）：Ｂ２を３８ｍｍとした）としている。これにより、ラジアル荷重と両方向のアキシャル荷重、モーメント荷重を受けられるのは勿論のこと、高精度化（高回転精度化）、高剛性化、低トルク化及び低発熱化を図ることができると共に、軸方向寸法で１／２の省スペース化を図ることができる。

もちろん、必要に応じて、断面寸法比（Ｂ２／Ｈ２）を０．９５未満或いは０．９５を超える（但し、（Ｂ２／Ｈ２）＜１．２）ように設定してもよい。因みにアンギュラ玉軸受２００の接触角は、例えば３０°としている。
なお、図１６は、モーメント剛性をあげるため、複列総玉アンギュラ玉軸受２００で玉ピッチ円直径を外径側にずらした例であり、図１７は、複列総玉アンギュラ玉軸受２００で各列の玉径や玉ピッチ円直径を変えた例であり、図１８は、軸方向の両端部に環状シール体１０４を装着した複列総玉アンギュラ玉軸受２００で、モーメント剛性をあげるため、玉ピッチ円直径を外径側にずらした例である。

いずれの例の場合も、環状シール体、保持器等の構造や装着の有無の他、構造に関する適用例は、上記第１の態様の実施の形態で記載した単列玉軸受に準ずる。また、上記第１の態様の実施の形態と同様に、予圧及びすき間のいずれの条件で使用してもよい。
ここで、図２３は、各種軸受の計算モーメント剛性の比較である。同一サイズ（計算例は、軸受名番７９０６Ａ（接触角３０°）相当で、内外径寸法が同じ場合：内輪内径φ３０ｍｍ、外輪外径φ４７ｍｍ）では、単列の幅狭アンギュラ玉軸受（接触角３０°：総玉軸受の計算例）を２列組合わせ、且つ内外輪の軌道溝曲率半径を変化させた本発明例Ａ〜Ｅは、いずれもクロスローラ軸受、標準２列組合わせアンギュラ玉軸受及び４点接触玉軸受に比べてモーメント剛性が大きくなっている。例えば、本発明例Ｂは、クロスローラ軸受の２．４倍、標準２列組合わせアンギュラ玉軸受の１．９倍、４点接触玉軸受の３．３倍のモーメント剛性を保持させることが可能である。

なお、それぞれの設計予圧すきまは、本発明例Ａ〜Ｅ、標準２列組合わせアンギュラ玉軸受及び４点接触玉軸受は、−０．０１０ｍｍ、クロスローラ軸受は−０．００１ｍｍと実用上の標準的な値として計算している（クロスローラ軸受で、−０．００１ｍｍより小さい予圧設定をした場合、トルクが過多となり実用上で使用不可となるおそれがある。）。

なお、本発明に係る幅狭玉軸受の適正な玉径は、シール等の装着有無により変化するが、剛性を増加させるため、極端に玉径を小さくすると、玉と内外輪の軌道溝との接触部間の面圧が増加し、耐圧痕性が低下するため、おおむね、軸受幅（Ｂ）又は（Ｂ２／２）の３０％〜９０％が望ましい。
さらに、本発明をアンギュラ玉軸受に適用した場合、軸受の接触角は必要な剛性（例えば、モーメント剛性）及び要求トルクにより選ばれるが、おおむね１０〜６０°の範囲が望ましい。

さらに、荷重の方向や大きさに合わせて、必要に応じて、組合わせた各単列軸受の接触角、あるいは複列軸受の場合は各列間の接触角を変えても構わない。
さらには、内外輪軌道溝の曲率半径は、要求される剛性やトルク特性に応じて、５１〜６０％Ｄａ（Ｄａ：玉径）、好ましくは５２〜５６％Ｄａ、より好ましくは５２〜５４％Ｄａ程度とする。また、内外輪のそれぞれの軌道溝の曲率半径は同一でなくてもよいし、組み合される単列軸受間や複列軸受の各列間で異なってもよい。

４０回転テーブル装置
４２回転テーブル
１００単列玉軸受
１０１外輪
１０１ａ外輪軌道溝
１０２内輪
１０２ａ内輪軌道溝
１０３玉
２００複列玉軸受
２０１外輪
２０１ａ，２０１ｂ外輪軌道溝
２０２内輪
２０２ａ，２０２ｂ内輪軌道溝
２０３玉

Claims

回転機構と揺動機構とを備え、
前記回転機構は、
ワークが載置される回転テーブルと、
該回転テーブルと一体に形成された主軸と、
該主軸の外周に内輪が外嵌されると共に、回転テーブル支持ハウジングの内周に外輪が内嵌された玉軸受と、
前記主軸の回転駆動により前記回転テーブルが回転するように構成された工作機械の回転テーブル装置であって、
前記揺動機構は、
前記回転テーブル支持ハウジングを機械本体に対して、前記主軸に直交する方向に所定角度で回動可能とすることによって前記回転テーブルを揺動するように構成されて、
前記玉軸受は、
外輪の軌道溝と内輪の軌道溝との間に多数の玉が転動自在に配設された２列組合せのアンギュラ玉軸受で構成され、
各アンギュラ玉軸受は、軸方向断面幅Ｂと半径方向断面高さＨとの断面寸法比（Ｂ/Ｈ）が（Ｂ／Ｈ）＜０．６３であり、
背面組合せで配設され、
各列軸受の玉の軸方向の位置が、組合せ面と反対側の面よりにされ、
円環部を有し、該円環部同士を対向させた冠形保持器を有し、
背面組合せされた各軸受の外側にのみシールが配設されたことを特徴とする工作機械の回転テーブル装置。
前記玉のピッチ円直径が前記内輪の内径寸法と前記外輪の外径寸法との平均値よりも大であることを特徴とする請求項１に記載の工作機械の回転テーブル装置。