JP2016142393A - 転がり軸受 - Google Patents

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Abstract

【課題】高速回転においても振動及び騒音を抑制することができる転がり軸受を提供する。【解決手段】アンギュラ玉軸受１０では、外輪１２は、それぞれ軸方向に同じ位置で、且つ、周方向に離間した、径方向に貫通する複数の油孔１５を備える。複数の油孔１５の円周方向位相は、軸受回転中に、アンギュラ玉軸受１０を軸方向から見たとき、いずれか一つの油孔１５ａの中心線Ｌ１を玉１３の中心Ａが通過しているときに、残りの油孔１５ｂに最も近い玉１３は、油孔１５ｂの中心線Ｌ２と交わる位置にあると共に、アンギュラ玉軸受１０を軸方向から見たとき、油孔１５ｂに最も近い玉１３の中心Ａを通り、アンギュラ玉軸受１０の径方向に垂直な直線ＬＡと、油孔１５ｂの中心線Ｌ２と玉１３との接点Ｂにおける接線ＬＢとがなす角度をθとしたとき、θ≧４５°としている。【選択図】図３

Description

本発明は、転がり軸受に関し、より詳細には、外輪給油型の転がり軸受に関する。
近年、工作機械用主軸は切削効率の向上を目指して、高速化の要求が高まっている。また、該主軸には、最近、生産の高効率化のため複雑形状の被加工物を複数の工作機械を使用せず、かつ、段替えなしで加工することが可能な５軸加工機への対応ニーズも出てきている。５軸加工機では、主軸やテーブルが旋回するため、旋回半径の短縮化による省スペース化、あるいは、旋回時のイナーシャ軽減や軽量化による省電力志向等の要求から、スピンドルの軸方向長さの短縮が求められている。
工作機械主軸用として多く採用されている潤滑方法としては、グリース潤滑、オイルエア潤滑、オイルミスト潤滑などが挙げられる。一般的に、高速回転(ｄｍｎ１００万以上)の領域ではオイルエア潤滑が採用される。従来のオイルエア潤滑としては、図８（ａ）に示す軸受１００の側方に配置された給油用ノズルこま１０１、又は、図８（ｂ）に示す軸受１００の側方に配置された外輪間座１０２の径方向貫通孔１０２ａに挿入された給油用ノズルこま１０１を用いて、軸受側面から軸受内部に高圧エア及び微細な油粒を供給する方式が知られている。
この方式では、ノズルこま１０１等の給油用部品が別に必要であり、スピンドルの部品点数が多くなるため、スピンドル全体のコストアップや管理の手間が増えることにつながる。また、ノズルこま１０１を使用するため外輪間座の形状やハウジングの構造が複雑になり、スピンドルの設計・加工の手間が増える。さらに、軸受の軸方向側面側にノズルこま１０１を設置するため、ある程度の間座長さが必要になり、スピンドルの軸方向長さが長くなる。これによって、工作機械自体の大きさが大きくなったり、軸方向長さが増えた分スピンドル重量が重くなり、スピンドルの危険速度(危険速度とは、スピンドルが有する固有振動数から算出した回転速度であり、この危険速度域でスピンドルを回転させると、振動大となってしまう。)が低くなったりする。また、高速回転化に伴い発生するエアカーテン(エアカーテンとは、空気と高速回転する内輪外径表面との摩擦によって発生する円周方向の高速空気流の壁のことである)によって、給油用ノズルからの油粒の供給が阻害され、その結果、軸受内部へ確実に潤滑油が供給されず焼付きに至ることがある。さらに、高圧エアによってエアカーテンを越えて油粒を玉に供給するため、玉に高圧エアがぶつかる際に風切音が発生するという課題もある。このように従来のオイルエア潤滑は、その構造上、様々な問題を抱えている。
また、他のオイルエア潤滑方式としては、図９に示すように、外輪１１１の外周面の周方向に油溝１１２を形成し、かつ、その油溝１１２と同じ軸方向位置に、径方向に向いた油孔１１３が形成された外輪給油型軸受１１０を用いることが知られている（例えば、特許文献１参照）。このような外輪給油型軸受では、軸受が高速回転で使用される場合でも、油粒の供給がエアカーテンによって阻害されることがない。そのため、高速回転でも安定したスピンドルの使用が可能となる。
図１０は、ノズルこま１０１を用いたオイルエア潤滑と外輪給油仕様のオイルエア潤滑それぞれの場合における主軸の概略図を示す。図１０の上半分が外輪給油仕様のオイルエア潤滑のスピンドル１２０、下半分がノズルこま１０１を用いたオイルエア潤滑のスピンドル１２０Ａである。なお、図１０中、符号１２１は、回転軸であり、符号１２２は、回転軸１２１に嵌合するモータのロータである。このように、ノズルこま１０１を用いたオイルエア潤滑の場合には、軸受１００の側面から潤滑油を供給するために一定以上の軸方向長さの間座が必要になる。それに対して、外輪給油仕様の場合は、給油用の間座が必要ないため、ノズルこまの削減や間座の構造を簡単にすることができ、間座１２３の軸方向長さをノズルコマを用いる仕様に比べて、短くすることができる。これにより、外輪給油仕様では、主軸・給油用の部品の設計・加工や部品の管理が簡単になり、工作機械の設計・製造・管理において全体的なコストダウンが可能となる。加えて、軸方向長さを短くできることで、工作機械サイズの小型化やスピンドル危険速度の向上にもつながる。
また、特許文献１に記載の外輪給油型軸受１１０を用いた軸受装置では、ハウジングに形成された潤滑油導入孔と、外輪１１１の油孔１１３との円周方向位置を異ならせて、油溝１１２を経由させるようにして、油孔１１３の出口でのエア流速を下げて、高速回転時の騒音値の低減を図ることが記載されている。
特開２０１３−７９７１１号公報
ところで、外輪給油仕様のオイルエア潤滑において、軸受回転中に、転動体が油孔の上を通過する際に、振動及び騒音が発生する。この振動は、転動体が油孔をふさいだ場合、エアの流れが一瞬さえぎられ、また、転動体が通過後、流れが再開するという現象が周期的に繰り返されることで生じる空気振動であり、回転数によっては耳障りな騒音となる。該振動は、転動体が一度に油孔の上を通過する個数が多いほど大きくなる傾向があり、振動が大きくなると、スピンドルの加工精度低下につながる。また、騒音も大きくなり好ましくない。特に回転数が１００００ｍｉｎ−１以上の場合、数千Ｈｚの高周波騒音となる。さらに、転動体によって複数個の油孔が同時にふさがれた場合、潤滑油の供給量が著しく少なくなり、また、転動体が通過後、潤滑油の供給量が急激に増加するという状態が繰り返されると、軸受温度の変動が大きくなり、焼付きや精密な加工ができない原因となる。
また、特許文献１に記載の軸受装置では、ハウジングに形成された潤滑油導入孔と、外輪１１１の油孔１１３との円周方向位置を異ならせて、騒音値の低減を図っているが、上記課題について解決するものではなく、高速回転時に、複数の油孔を転動体が同時にふさいだ場合には、振動や騒音など懸念がある。
本発明は、前述した課題に鑑みてなされたものであり、その目的は、高速回転においても振動及び騒音を抑制することができる転がり軸受を提供することにある。
本発明の上記目的は、下記の構成により達成される。
（１） 外周面に内輪軌道面を有する内輪と、内周面に外輪軌道面を有する外輪と、前記内輪軌道面と前記外輪軌道面との間に転動自在に配置される複数の転動体と、を備える転がり軸受であって、
前記外輪は、それぞれ軸方向に同じ位置で、且つ、周方向に離間した、径方向に貫通する複数の油孔を備え、
前記複数の油孔の円周方向位相は、軸受回転中に、前記転がり軸受を軸方向から見たとき、前記複数の油孔のいずれか一つの中心線を前記転動体の中心が通過しているときに、残りの前記油孔に最も近い前記転動体は、前記油孔の中心線と交わる位置にあると共に、前記転がり軸受を軸方向から見たとき、前記油孔に最も近い前記転動体の中心を通り、前記転がり軸受の中心を通る直線に垂直な直線と、前記油孔の中心線と前記転動体との接点における接線とがなす角度をθとしたとき、θ≧４５°であることを特徴とする転がり軸受。
（２） 前記油孔の直径が０．５〜１．０ｍｍである（１）に記載の転がり軸受。
（３） 前記油孔の軌道面側開口部が、外周面側開口部に比べて開口面積が大きい（１）または（２）に記載の転がり軸受。
（４） 前記外輪の外周面には、前記油孔と連通する凹状溝が周方向に沿って形成される請求項１〜３のいずれか１項に記載の転がり軸受。
（５） 前記外輪の外周面には、前記凹状溝を挟む軸方向両側に環状溝が周方向に沿って形成され、前記各環状溝には、それぞれ環状のシール部材が配置される（４）に記載の転がり軸受。
（６） 工作機械主軸用軸受であることを特徴とする（１）〜（５）のいずれかに記載の転がり軸受。
本発明の軸受装置によれば、外輪は、それぞれ軸方向に同じ位置で、且つ、周方向に離間した、径方向に貫通する複数の油孔を備え、複数の油孔の円周方向位相は、軸受回転中に、転がり軸受を軸方向から見たとき、複数の油孔のいずれか一つの中心線を転動体の中心が通過しているときに、残りの油孔に最も近い転動体は、油孔の中心線と交わる位置にあると共に、前記転がり軸受を軸方向から見たとき、前記油孔に最も近い前記転動体の中心を通り、前記転がり軸受の中心を通る直線に垂直な直線と、前記油孔の中心線と前記転動体との接点における接線とがなす角度をθとしたとき、θ≧４５°としている。これにより、複数の油孔が同時に転動体によってふさがれるのを防止するとともに、油孔に最も近い転動体に衝突してはね返った潤滑油や空気流は、軸受空間内で円周方向に拡散するので、新たな潤滑エアの浸入を妨げずに、空気振動を生じさせにくく、高速回転においても振動及び騒音を抑制することができる。また、円周方向に拡散した油は、隣接する転動体に付着するので、潤滑性を向上することができる。
本発明の一実施形態に係る転がり軸受を示す、図２のＩ−Ｉ線に沿った断面図である。 図１のＩＩ線に沿った断面図である。 （ａ）は、図２のＩＩＩ部の転動体と外輪との位相関係を示す拡大図であり、（ｂ）は、図２のＩＩＩ´部の転動体と外輪との位相関係を示す拡大図である。 （ａ）は、図３に示すθが４５°の状態での、油及び潤滑エアの進行方向と転動体表面との関係を示す模式図であり、（ｂ）は、図３に示すθが３０°の状態での、油及び潤滑エアの進行方向と転動体表面との関係を示す模式図である。 （ａ）〜（ｃ）は、それぞれ第１〜第３変形例の転がり軸受の断面図である。 （ａ）〜（ｄ）は、それぞれ油孔の形状を変更した第４〜第７変形例の転がり軸受の断面図である。 油孔の形状を変更した第８変形例の転がり軸受の断面図である。 （ａ）及び（ｂ）は、ノズルこまを用いた従来のオイルエア潤滑を示す断面図である。 外輪給油仕様のオイルエア潤滑の転がり軸受の断面図である。 上半分が外輪給油仕様のオイルエア潤滑のスピンドル、及び下半分がノズルこまを用いたオイルエア潤滑のスピンドルの各断面図である。
以下、本発明の一実施形態に係る転がり軸受について、図面に基づいて詳細に説明する。
図１及び図２に示すように、図１０の上半分に示した工作機械用主軸装置に適用可能な本実施形態のアンギュラ玉軸受１０は、外周面に内輪軌道面１１ａを有する内輪１１と、内周面に外輪軌道面１２ａを有する外輪１２と、保持器１４に保持され、所定の接触角αをもって内輪軌道面１１ａと外輪軌道面１２ａとの間に転動自在に配置された複数の玉（転動体）１３と、を備える。外輪１２の軸方向一方側の内周面には、カウンターボア１２ｂが設けられている。
また、外輪１２は、それぞれ軸方向に同じ位置で、且つ、周方向に離間した、径方向に貫通する複数（本実施形態では２つ）の油孔１５（１５ａ、１５ｂ）を備える。また、外輪１２の外周面には、油孔１５と連通する凹状溝１６が周方向に沿って形成される。これにより、アンギュラ玉軸受１０では、図示しないハウジングの給油路から供給された油粒及び潤滑エアが、外輪１２の凹状溝１６及び油孔１５を介して、直接、玉１３に供給され、オイルエア潤滑が行われる。
本実施形態では、油孔１５の直径は、０．５〜１．０ｍｍに設定されている。
油孔１５の軌道面側開口部は、少なくとも一部、好ましくは、開口部全体が軸方向において玉１３とオーバーラップするように形成されればよく、より好ましくは、少なくとも一部が外輪軌道面１２ａ内に形成されればよい。
また、油孔１５は、高速回転時の信頼性を向上(潤滑油をムラ無く均一に軌道面全体に行き渡らせる)するため複数設けることが必要とされる一方、軸受回転中に、複数の油孔１５ａ、１５ｂを玉１３が同時に通過する（即ち、後述する油孔１５の中心線Ｌ１，Ｌ２と玉１３の中心Ａの円周方向位相が一致する）場合、前述したように、振動や騒音が大きくなってしまうため、複数の油孔１５ａ、１５ｂを玉１３が同時に通過しないように設計される。
このため、本実施形態では、複数の油孔１５ａ，１５ｂの円周方向位相は、図２及び図３に示すように設計される。図３（ａ）及び（ｂ）は、半径rの玉１３、外輪軌道面１２ａおよび油孔１５ａ，１５ｂの軸方向投影図を示す。また、図３中、玉１３と外輪軌道面１２ａとの接点を点Ｏ(Ｘ座標、Ｙ座標の原点)、玉１３の中心を点Ａ、また、油孔１５ｂの中心線Ｌ２と玉１３の表面を表す円Ｃとの交点（即ち、油孔１５ｂの中心線Ｌ２と玉１３との接点）を点Ｂとする。実際には、点Ｏ、点Ａ、点Ｂは同一の径方向断面上に存在しないが、図３は、外輪軌道面１２ａ、玉１３、油孔１５ｂを径方向断面に平行な面に投影したものであるため、上記３点(Ｏ、Ａ、Ｂ)が同一面上に存在している。また、点Ａを通り、アンギュラ玉軸受１０の中心Ｐを通る直線Ｌに垂直な直線ＬＡと、点Ｂにおける玉１３の接線ＬＢとが成す角度をθとする。
ここで、軸受回転中に、いずれか一つ油孔１５ａの中心線Ｌ１をいずれかの玉１３の中心Ａが通過しているときに、他方の油孔１５ｂに最も近い玉１３は、油孔１５ｂの中心線Ｌ２と交わる位置にあると共に、アンギュラ玉軸受１０を軸方向から見たとき、油孔１５ｂに最も近い玉１３の中心Ａを通り、アンギュラ玉軸受１０の中心Ｐを通る直線Ｌに垂直な直線ＬＡと、油孔１５ｂの中心線Ｌ２と玉１３との接点Ｂにおける接線ＬＢとがなす角度をθとしたとき、θ≧４５°であるように設計される。
つまり、潤滑時に油孔１５から軸受内部へ侵入したエアは、玉１３に衝突後、進行方向が変化する。この玉１３との衝突後、エアの方向によっては、衝突後のエアにより潤滑が妨げられる可能性がある。図４は、潤滑エアと転動体表面との関係の模式図を示す。図４中、直角三角形の斜辺が、図３（ｂ）中の点Ｂを通る接線ＬＢを表し、図４中のθ1、θ2は、図３（ｂ）中のθに対応する。また、図４中、矢印はエアの流れを表している。
図４（ａ）に示すように、θ1＝４５°のとき、油孔１５を通って、軸受内部に進入してきた潤滑エアは、玉１３に衝突した際に進入方向に対して、進行方向が９０°変化する。これに対して、θが４５°未満、例えば、図４（ｂ）に示すように、θ2＝３０°のとき、潤滑エアは、玉１３に衝突した際に進入方向に対して、進行方向が１２０°変化する。このように、θが小さくなるほど、潤滑エアが玉１３に衝突した後の進行方向変化が大きくなってしまう。これにより、衝突後のエアが、新たな潤滑エアの軸受内部への進入を妨げる現象が発生し、油孔１５が玉１３によってふさがれるのと同じような状態となる。
したがって、衝突後のエアによる潤滑エアの進入阻害を防止するためには、図３（ｂ）中のθが４５°以上であることが望ましい。したがって、上記の振動、騒音、および軸受温度変動大の発生を防止するためには、いずれか１個の玉１３と、外輪１２に設けられた油孔１５のうちいずれか一つの油孔１５ａとの周方向位相が一致しているとき(図３（ａ）の状態)に、他の全ての油孔１５ｂと玉１３との位置関係が、図３（ｂ）に示すθ≧４５°を満たしている必要がある。さらには、θが４５°を超えると玉１３に衝突してはね返った油や空気流は、外輪軌道面１２ａにぶつからず円周方向空間に拡散するので、空気振動を生じさせにくくなる。そして、隣接する玉１３に油が付着するので、潤滑性の点でも好ましい。
また、θが大きくなるほど、玉への油粒の衝突角度が小さくなる(接線に対して、平行に近づく)ので、油粒がはね返らず、油の粘性(ぬれ性)により、玉表面に付着しやすくなるので、潤滑性向上の点で望ましい。かつ、エアによる空気流のはね返りも少なくなり、スムーズに玉表面に沿って流れるので、空気振動が生じにくくなり、騒音も軽減可能となる。一つの油孔が図３（ａ）になった瞬間、遮断された空気は他の径方向給油孔に流れるので、上記効果がより拡大される。
また、θが９０°を超えると、一つの油孔１５ａが図３（ａ）の状態になった瞬間、他の油孔１５ｂの周方向位相には、玉１３ではなく、保持器１４の柱部が位置することになり、玉１３に直接油粒が供給できなくなる。この状態では、エアにより保持器１４が押され、保持器１４が径方向に移動する。このような現象が、複数の油孔１５のいずれか一つといずれか一つの玉１３とが、図３（ａ）の状態になった瞬間に発生するため、軸受使用中に、保持器１４の径方向移動が様々な方向に繰り返し発生し保持器１４が異常振動し、保持器音などの不具合が生じやすい。したがって、θ≦９０°であることが好ましい。
以上説明したように、本実施形態のアンギュラ玉軸受１０によれば、外輪１２は、それぞれ軸方向に同じ位置で、且つ、周方向に離間した、径方向に貫通する複数の油孔１５を備え、複数の油孔１５の円周方向位相は、軸受回転中に、アンギュラ玉軸受１０を軸方向から見たとき、いずれか一つの油孔１５ａの中心線Ｌ１を玉１３の中心Ａが通過しているときに、残りの油孔１５ｂに最も近い玉１３は、油孔１５ｂの中心線Ｌ２と交わる位置にあると共に、アンギュラ玉軸受１０を軸方向から見たとき、油孔１５ｂに最も近い玉１３の中心Ａを通り、アンギュラ玉軸受１０の径方向に垂直な直線ＬＡと、油孔１５ｂの中心線Ｌ２と玉１３との接点Ｂにおける転動体表面を表す円Ｃの接線ＬＢとがなす角度をθとしたとき、θ≧４５°としている。これにより、複数の油孔１５が同時に玉１３によってふさがれるのを防止するとともに、油孔１５に最も近い玉１３に衝突してはね返った油や空気流は、軸受空間内で円周方向に拡散するので、新たな潤滑エアの浸入を妨げずに、空気振動を生じさせにくく、高速回転においても振動及び騒音を抑制することができる。また、円周方向に拡散した油は、隣接する玉１３に付着するので、潤滑性を向上することができる。
また、油孔１５の直径は、０．５〜１．０ｍｍに設定されているので、該油孔１５を通じて玉１３に直接潤滑油を供給できる供給エア圧を容易に確保することができる。
尚、本発明は、前述した実施形態に限定されるものではなく、適宜、変形、改良、等が可能である。
（第１変形例）
例えば、図５（ａ）に示す第１変形例のアンギュラ玉軸受１０ａのように、外輪１２は、凹状溝を有しない構成であってもよい。
（第２変形例）
また、図５（ｂ）に示す第２変形例のアンギュラ玉軸受１０ｂのように、外輪１２の油孔１５及び凹状溝１６は、接触角の延長線Ｑに対して、反カウンターボア側の外輪軌道面１２ａに形成されてもよい。
（第３変形例）
また、図５（ｃ）に示す第３変形例のアンギュラ玉軸受１０ｃのように、外輪１２の外周面には、凹状溝１６を挟む軸方向両側に環状溝１２ｃが周方向に沿って形成され、各環状溝１２ｃには、使用中の油漏れを防止するため、それぞれ環状のシール部材１７が配置されてもよい。
（第４〜第７変形例）
さらに、図６（ａ）〜（ｄ）に示す第４〜第７変形例のアンギュラ玉軸受１０ｄ〜１０ｇのように、油孔１５の軌道面側開口部は、外周面側開口部に比べて開口面積を大きくしてもよい。即ち、外輪給油型の転がり軸受では、該油孔１５を通じて玉１３に直接潤滑油を供給するので、軌道面側開口部付近で供給エア圧を下げても、潤滑油を玉１３に供給することができる。このため、軌道面側開口部のエア圧を低下させて、高圧エアが玉１３にぶつかることを抑制し、軸受回転中の騒音を低減することができる。
即ち、油孔１５の軌道面側開口部は、軌道面側の部分１５ｃを、図６（ａ）に示す半球状に、図６（ｂ）に示す円すい状、図６（ｃ）に示す大径円筒状に形成することで、開口面積を大きくしてもよい。或いは、図６（ｄ）に示すように、油孔１５の軌道面側開口部は、径方向全体に亘って内径側に向かって円すい状に拡径することで、開口面積を大きくしてもよい。
（第８変形例）
また、図７に示す第８変形例のアンギュラ玉軸受１０ｈのように、油孔１５は、軌道面側の部分１５ｃにおいて、玉１３に向かって屈曲していてもよい。これにより、玉１３の球面の中心寄りの部分に潤滑油を供給することができる。
また、本実施形態では、外輪１２が２つの油孔１５ａ，１５ｂを有する場合について説明したが、３つ以上の油孔１５を有するものであってもよく、その場合、いずれか１つの玉１３と、いずれか一つの油孔１５との周方向位相が一致しているときに、残りの各油孔１５に最も近い各玉１３が、上述した角度θ≧４５°を満たす構成であればよい。
また、本実施形態では、転がり軸受として、アンギュラ玉軸受１０を例に説明したが、他の任意の形式の転がり軸受にも適用することができる。
更に、本発明の転がり軸受は、工作機械用主軸装置に適用されるものに限定されるものでなく、一般産業機械用転がり軸受や、モータ用転がり軸受などの高速回転する装置の転がり軸受としても適用することができる。
１０ アンギュラ玉軸受（転がり軸受）
１１ 内輪
１１ａ 内輪軌道面
１２ 外輪
１２ａ 外輪軌道面
１２ｂ カウンターボア
１３ 玉（転動体）
１４ 保持器
１５、１５ａ，１５ｂ 油孔
１６ 凹状溝
ＬＡ 転がり軸受を軸方向から見たとき、油孔に最も近い転動体の中心を通り、転がり軸受の中心を通る直線に垂直な直線
ＬＢ 転がり軸受を軸方向から見たとき、油孔の中心線と転動体との接点における接線
θ ＬＡとＬＢとがなす角度

Claims (6)

  1. 外周面に内輪軌道面を有する内輪と、内周面に外輪軌道面を有する外輪と、前記内輪軌道面と前記外輪軌道面との間に転動自在に配置される複数の転動体と、を備える転がり軸受であって、
    前記外輪は、それぞれ軸方向に同じ位置で、且つ、周方向に離間した、径方向に貫通する複数の油孔を備え、
    前記複数の油孔の円周方向位相は、軸受回転中に、前記転がり軸受を軸方向から見たとき、前記複数の油孔のいずれか一つの中心線を前記転動体の中心が通過しているときに、残りの前記油孔に最も近い前記転動体は、前記油孔の中心線と交わる位置にあると共に、前記転がり軸受を軸方向から見たとき、前記油孔に最も近い前記転動体の中心を通り、前記転がり軸受の中心を通る直線に垂直な直線と、前記油孔の中心線と前記転動体との接点における接線とがなす角度をθとしたとき、θ≧４５°であることを特徴とする転がり軸受。
  2. 前記油孔の直径が０．５〜１．０ｍｍである請求項１に記載の転がり軸受。
  3. 前記油孔の軌道面側開口部が、外周面側開口部に比べて開口面積が大きい請求項１または２に記載の転がり軸受。
  4. 前記外輪の外周面には、前記油孔と連通する凹状溝が周方向に沿って形成される請求項１〜３のいずれか１項に記載の転がり軸受。
  5. 前記外輪の外周面には、前記凹状溝を挟む軸方向両側に環状溝が周方向に沿って形成され、前記各環状溝には、それぞれ環状のシール部材が配置される請求項４に記載の転がり軸受。
  6. 工作機械主軸用軸受であることを特徴とする請求項１〜５のいずれか１項に記載の転がり軸受。
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