JP2017106519A - 軸受装置及び回転支持装置 - Google Patents

Abstract

【課題】並級の複数の転がり軸受を備える軸受装置においても、回転トルクの変動を効果的に抑制することができる軸受装置を提供する。【解決手段】一対の転がり軸受２０は、外輪１３と内輪１４との相対回転に伴って生じるアキシアル振れ最大位置の位相が、いずれの回転位相においても互いに一致しないように、外輪１３と内輪１４との位相を組み合せる。【選択図】図６

Description

本発明は、軸受装置及び回転支持装置に関し、より詳細には、軸受装置の回転トルクの変動を効果的に抑制することができる軸受装置及び回転支持装置に関する。

各種スピンドルやボールねじの支持、歯車装置などには、定位置予圧による予圧を付与した組合せアンギュラ玉軸受が一般的に使用される。定位置予圧の目的は、主にガタの防止、回転振れの抑制、剛性向上、玉のふらつきによる異音発生防止などである。

定位置予圧による予圧の付与方法としては、主に以下の方法がある。
１．内外輪の軸方向の出っ張り量(差幅)を予め調整した軸受を組合せ、軸方向に軸ナットやハウジングの蓋で締め切る。
２．外輪側のみに間座などを挟み、内輪同士の間には隙間を設けて軸受ナットで内輪を締め込む。

例えば、上記２．の場合、内輪の締め込みにより軸受の予圧が増大し、軸受を回転させたときの摩擦トルク(回転トルク)も予圧の大きさに応じて増加する。この関係を利用して、軸受の摩擦トルクで予圧量を管理することもできる。

特許文献１では、一対の精密級の転がり軸受を用いて予圧を付与すると共に、向い合う内輪同士、及び外輪同士の軌道面のうねりに起因する楕円位相を、振れが抑制されるように組み合わせて、回転軸の軸方向の振れを抑制するようにした精密軸受スピンドル装置が開示されている。具体的には、外輪軌道及び内輪軌道のうねりに起因してこれら両軌道同士の間隔が狭くなる部分の回転方向に関する位相を互いに一致させた状態で配置して、内輪と外輪の相対回転に伴って生じる軸方向の振れを相殺させている。

特許第３０４２１２１号公報

軸受の回転トルクの大きさは、予圧の大きさに応じて増加する。このため、大きな剛性が必要とされる用途においては比較的大きな予圧が付与され、その場合、回転トルクも大きくなる。精度が低い（回転振れが大きい、寸法精度の公差が大きい）軸受の場合、予圧に対する回転トルクの絶対値がばらつくだけでなく、回転中に回転トルクが変動する、所謂、トルクむらが発生する。

このような軸受装置を駆動する駆動源(モータなど)の出力が、回転トルクに対し不十分であると、トルクむらにより円滑な回転が阻害される場合がある。また、駆動源にサーボモータなどを適用し、回転角度制御を行う装置(角度割り出し装置など)においては、トルクむらが制御の外乱要因ともなる。このため、上記のような用途においては、大きな定位置予圧を付与しつつトルクむらを抑制することが要求されている。特に、機械コストの関係で高精度の軸受(例えば、ＩＳＯ規格５級以上)を適用できない用途の軸受装置において、トルクむらを効果的に最小化することが望まれている。

特許文献１に記載の技術では、回転軸（回転輪）の軸方向の振れを抑制可能であるが、トルク変動はむしろ大きくなる。特に、並級の転がり軸受を備える軸受装置においては、トルク変動の課題は顕著となる。

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、並級の複数の転がり軸受を備える軸受装置においても、回転トルクの変動を効果的に抑制することができる軸受装置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） 内周面に外輪軌道を有する外輪と、外周面に内輪軌道を有する内輪と、前記外輪軌道及び前記内輪軌道との間に転動自在に配置される複数の転動体と、を備え、定位置予圧による予圧が付与された、複数の転がり軸受が軸方向に組み合わされてなる軸受装置であって、
前記複数の転がり軸受のうち、一対の転がり軸受は、前記外輪と前記内輪との相対回転に伴って生じるアキシアル振れ最大位置の位相が、いずれの回転位相においても互いに一致しないように、前記外輪と前記内輪との位相を組み合せたことを特徴とする軸受装置。
（２） 前記一対の転がり軸受は、前記外輪と前記内輪との相対回転に伴って生じるアキシアル振れ最大位置の位相が、９０度ずれるように、前記外輪と前記内輪との位相を組み合せたことを特徴とする（１）に記載の軸受装置。
（３） 前記外輪と前記内輪との相対回転に伴って生じるアキシアル振れ最大位置の位相は、前記外輪軌道及び前記内輪軌道の真円度に起因して、前記両軌道同士の間隔が狭くなる部分における位相であることを特徴とする（２）に記載の軸受装置。
（４） 内周面に外輪軌道を有する外輪と、外周面に内輪軌道を有する内輪と、前記外輪軌道及び前記内輪軌道との間に転動自在に配置される複数の転動体と、を備え、定位置予圧による予圧が付与された、少なくとも一対の転がり軸受が軸方向に組み合わされてなる軸受装置であって、
前記複数の転がり軸受のうち、一対の転がり軸受において、前記内輪同士及び前記外輪同士の少なくとも一方は、前記アキシアル振れが相殺される位相に組合せることを特徴とする軸受装置。
（５） （１）〜（４）の軸受装置と、前記各内輪が嵌合される軸と、前記各外輪が嵌合されるハウジングと、を備えることを特徴とする回転支持装置。

本発明の軸受装置によれば、複数の転がり軸受のうち、一対の転がり軸受は、外輪と内輪との相対回転に伴って生じるアキシアル振れ最大位置の位相が、いずれの回転位相においても互いに一致しないように、外輪と内輪との位相を組み合せたので、精密級の転がり軸受を適用することなく、定位置予圧下で局部的に転動体荷重が増大することを抑制し軸受回転トルクの変動（トルクむら）を減少させることができる。

また、複数の転がり軸受のうち、一対の転がり軸受において、内輪同士及び外輪同士の少なくとも一方は、アキシアル振れが相殺される位相に組合せるので、精密級の転がり軸受を適用することなく、定位置予圧下で局部的に転動体荷重が増大することを抑制し軸受回転トルクの変動（トルクむら）を減少させることができる。

本発明に係る軸受装置の要部断面図である。 本発明の第１実施形態に係る、内輪アキシアル振れが逆位相となるように内外輪が組み合わされた一対の転がり軸受の断面図である。 （ａ）は外輪アキシアル振れの測定方法を示す断面図、（ｂ）は内輪アキシアル振れの測定方法を示す断面図である。 玉の位相を表現するための模式図である。 軸受予圧と摩擦トルクの関係を示すグラフである。 本発明の第２実施形態に係る、軌道面の楕円位相に基づいて内外輪が組み合わされた一対の転がり軸受の断面図である。 第２実施形態の変形例に係る、軌道面の楕円位相に基づいて内外輪が組み合わされた一対の転がり軸受の断面図である。

（第１実施形態）
図１に示すように、本実施形態の軸受装置１０は、２個のアンギュラ玉軸受である転がり軸受２０（２０Ａ，２０Ｂ）がハウジング１１に内嵌し、回転軸１２を回転自在に支承している。各転がり軸受２０は、それぞれ、内周面に外輪軌道１３ａが形成された外輪１３と、外周面に内輪軌道１４ａが形成された内輪１４と、外輪軌道１３ａと内輪軌道１４ａとの間に、接触角αを持って転動自在に配設された転動体である複数の玉１５と、玉１５を均等に配置する保持器１６と、を備える。また、これら転がり軸受２０は、背面組合せで組み合わせた状態で、定位置予圧による予圧が付与されている。

このように構成される軸受装置１０において、転がり軸受２０を回転させたときに生じる軸受トルクは、個々の玉１５と軌道面１３ａ，１４ａとの接触面の中での自転滑り（接触角を軸とした回転方向の滑り）による摩擦の総和である。回転に応じて玉１５と軌道面１３ａ，１４ａとの接触状態が変化して、摩擦トルクの総和が変化するとき、転がり軸受２０のトルクむらとして検出される。

従って、回転トルクの変動抑制は、回転に応じ変化する個々の玉１５の摩擦トルクの総和の変動を抑えることで達成される。
なお、以下の説明においては、多くの用途で使用される外輪静止・内輪回転の転がり軸受２０が、背面組合せされたものとして説明する。

自転滑りによる摩擦トルクＭは、式（１）から求められる。

Ｍ＝Ｍ_Ｓ・Ｚ・ｓｉｎα （ｍＮ・ｍ）,｛ｋｇｆ・ｍｍ｝・・・（１）
但し、
Ｍ：自転滑りによる摩擦トルク
Ｍ_Ｓ＝（３／８）・μ・Ｑ・ａ・Ｅ（ｋ） （ｍＮ・ｍ）,｛ｋｇｆ・ｍｍ｝
μ：接触面の滑り摩擦係数
Ｑ：転動体荷重（Ｎ）｛ｋｇｆ｝
ａ：接触楕円の長半径（ｍｍ）
Ｅ（ｋ）：ｋ＝√｛１−（ｂ／ａ）^２｝を母数とする第２種完全楕円積分
ｂ：接触楕円の短半径（ｍｍ）
Ｚ：玉の数
α：接触角（°）

式（１）に示すように、自転滑りによる摩擦トルクＭは、転動体荷重Ｑに比例する。また、予圧荷重により発生する転動体荷重Ｑは、式（２）により求められる。

Ｑ＝Ｆａ／（Ｚ・ｓｉｎα） ・・・（２）
但し、
Ｑ：転動体荷重
Ｆａ：予圧荷重
Ｚ：玉の数
α：荷重負荷時の接触角

下記条件の軸受装置について、自転滑りによる摩擦トルクＭを式（１）及び式（２）に基づいて試算する。
・軸受装置
軸受番号：７０１０ＡＷ
組合せ ：２列背面組合せ
玉数 ：１列当たり２０個
予圧 ：定位置予圧 隙間−２０μｍ
軸受精度：内輪軌道面と側面との平行度（両列） ０μｍ、２０μｍ、及び４０μｍ
組合せ状態：内輪アキシアル振れの最大位置の位相を両列で合わせる。

なお、定位置予圧は、アキシアル方向に付与されるため、軸受のアキシアル振れがトルク変動に密接に関係する。転がり軸受２０の外輪アキシアル振れは、図３（ａ）に示すように、内輪１４を固定して外輪１３に錘１で測定荷重をかけながら回転させたとき、ダイアルゲージ２で測定される外輪側面１３ｂの振れで規定され、振れが最も大きくなる位相を外輪アキシアル振れ最大位置と言う。また、転がり軸受２０の内輪アキシアル振れは、図３（ｂ）に示すように、外輪１３を固定して内輪１４に錘１で測定荷重をかけながら回転させたとき、ダイアルゲージ２で測定される内輪側面１４ｂの振れで規定され、振れが最も大きくなる位相を内輪アキシアル振れ最大位置と言う。

軸受精度（みぞ平行度）０μｍ、２０μｍ、及び４０μｍにおける軸受摩擦トルクの試算結果を表１に示す。また、軸受精度（みぞ平行度）２０μｍにおける玉ごとの摩擦トルクの比を表２に示す。なお、図４は、表２における玉数が２０個の場合の各玉の位相を説明するための模式図であり、０度と１８０度には、玉が１つずつあり、０度と１８０度以外の位相では、玉が２個あることを表している。

表１に示すように、内輪軌道面と側面との平行度（みぞ平行度）が大きいほど軸受摩擦トルクも大きくなる。

表２に示すように、このモデルにおいては、アキシアル振れ最大位置は、１８０°であり、この箇所での摩擦トルクが最大となる。
なお、軸受の予圧量と摩擦トルクとの関係は、図５に示すように非線形であるため、玉の位相と摩擦トルクとは、非線形の関係にある。

ここで、本実施形態では、図２に示すように、内輪１４同士は、互いのアキシアル振れが相殺される位相に組み合せることで、軸受トルクの変動を抑制することができる。具体的には、軌道輪側面と軌道面の平行度に誤差が生じ、一方の列（転がり軸受２０Ａ）における内輪１４のアキシアル振れが最も高い位相Ｈと、他方の列（転がり軸受２０Ｂ）における内輪１４のアキシアル振れが最も低い位相Ｌとを一致させて組み付けることで軸受トルクの変動が抑制される。

これにより、転がり軸受２０Ａと転がり軸受２０Ｂのアキシアル振れの位相が逆転するため、転がり軸受２０Ａ，２０Ｂを組み合わせたときの振れが相殺されて、摩擦トルクの変動を抑制できる。

回転機械（ハウジング１１）に転がり軸受２０Ａ，２０Ｂを組み込む際、上記のように位相を合わせて組み合せるためには、アキシアル振れ最大位置の位相を知る必要がある。転がり軸受２０Ａ，２０Ｂの回転精度測定には専用の設備と技能が必要であるため、軸受製造業者が現品を測定し、アキシアル振れ最大位置に印を付与しておくと使用者にとって便利である。印としては、内輪１４や外輪１３の側面、または内径面のアキシアル振れ最大位置に、「・」などの記号を付与したり、レーザーマーキング装置などによって「ＴＨＲＵＳＴ」「Ｔ」などアキシアル振れを容易に連想する単語を表記することが望ましい。

以上説明したように、本実施形態の軸受装置１０によれば、向かい合う内輪１４同士は、アキシアル振れが相殺されるように、内輪同士で最大アキシアル振れ位置を１８０°ずらして組合せたので、精密級の転がり軸受２０を適用することなく、定位置予圧下で局部的に転動体荷重Ｑが増大することを抑制して軸受回転トルクの変動（トルクむら）を減少させることができる。

なお、本実施形態では、内輪１４同士が、アキシアル振れが相殺されるように組み合わされているが、外輪１３同士のアキシアル振れ位相を１８０°ずらして組み合わせてもよい。また、外輪同士及び内輪１４同士が、それぞれアキシアル振れが相殺されるように組み合わされば、回転トルクの変動をさらに減少させることができる。

（第２実施形態）
図６に示すように、第２実施形態では、背面組合せされて定位置予圧により予圧が付与された一対の転がり軸受２０（２０Ａ，２０Ｂ）において、内輪１４の内輪軌道１４ａと、外輪１３の外輪軌道１３ａの各々の真円度形状（円周方向の形状）が楕円を呈しているとする。この場合、外輪１３と内輪１４との相対回転に伴って生じるアキシアル振れ最大位置の位相が、いずれの回転位相においても互いに一致しないように、外輪１３と内輪１４との位相を組み合せて、各転がり軸受２０を組み付けることで、回転中の摩擦トルクの変動（むら）を小さくしている。
好ましくは、一対の転がり軸受２０は、外輪１３と内輪１４との相対回転に伴って生じるアキシアル振れ最大位置の位相が、９０度ずれるように、外輪１３と内輪１４との位相を組み合せることで、摩擦トルクの変動をより効果的に小さくすることができる。

具体的には、外輪軌道１３ａ及び内輪軌道１４ａの真円度に起因して、両軌道１３ａ，１４ａ同士の間隔が狭くなる部分における位相が、９０度ずれるように、外輪１３と内輪１４との位相を組み合わせている。例えば、外輪１３と内輪１４のうち一方の軌道輪（図６に示す実施例では、外輪１３）は、向かい合う外輪軌道１３ａ同士の楕円位相を合わせ、他方の軌道輪（図に示す実施例では、内輪１４）は、内輪軌道１４ａ同士の楕円位相を９０°ずらして組み合わせる。なお、図中、各軌道の楕円位相を点線で示している。

図６の転がり軸受２０Ａで示すように、外輪軌道１３ａと内輪軌道１４ａの楕円位相が、互いの長軸及び短軸を一致させる位置関係となった場合には、玉１５の予圧量が適正になって、転動体荷重Ｑ、即ち、摩擦トルクＭは比較的小さい。一方、図６の転がり軸受２０Ｂで示すように、外輪軌道１３ａの短軸と内輪軌道１４ａの長軸とが一致する位置関係となった場合には、内輪軌道１４ａの楕円位相の長軸の延長線近傍に存在する玉１５の予圧量が過剰となり、転動体荷重Ｑが大きくなって摩擦トルクＭも大きくなる。

図６に示す状態においては、転がり軸受２０Ａの摩擦トルクＭは小さく、転がり軸受２０Ｂの摩擦トルクＭは大きい状態にある。ここで、転がり軸受２０Ａ，２０Ｂの内輪１４が回転すると、転がり軸受２０Ａにおいては、内輪軌道１４ａの楕円位相の長軸が、外輪軌道１３ａの楕円位相の短軸に一致する方向に回転するため、摩擦トルクＭは次第に大きくなる。しかし、転がり軸受２０Ｂにおいては、内輪軌道１４ａの楕円位相の長軸が、外輪軌道１３ａの楕円位相の短軸から離れる方向に回転するため、摩擦トルクＭは次第に小さくなる。これにより、軸受装置１０の軸受トルクは、平均化されてトルク変動が抑制される。

ところで、外輪軌道１３ａ及び内輪軌道１４ａの楕円状の真円度形状は旋削・熱処理・研削加工など軸受軌道輪の主な工程全てで発生し得る。特に薄肉タイプ（軸受外径と内径の差が小さく、リングの外径ｄに対し径方向の肉厚ｂが小さいもの）で発生し易いことが経験的に判明している。ＩＳＯ規格に規定されている寸法系列０級か、それ以下のものであり、ｂ／ｄが８％以下、特に５％以下のものが、これに相当する。

但し、運転中の軌道面の状態を考えると、軸受精度以外の要因で軌道面真円度が楕円状になることがある。軸受が嵌合される部分のハウジング内径面や軸外径面の真円度形状が楕円状の場合、軸受の外輪や内輪が嵌合によって変形する（いわゆる、周辺部品に倣う）ことで運転時に軌道面が楕円状になることがある。この場合には、周辺部品の歪みと軸受単体の歪みが相殺しあうように組み立てることで軸受摩擦トルクの変動を抑制できる。具体的には、ハウジング内径面が楕円状である場合、その長径位相に外輪アキシアル振れ最大位置を合わせる。また軸外径面が楕円状である場合は、その短径位相に内輪アキシアル振れ最大位相を合わせる。

上記したように、本実施形態の軸受装置１０によれば、両列の転がり軸受２０Ａ，２０Ｂの楕円位相を適宜組み合わせることにより、内輪１４が回転しても、両列の転がり軸受２０Ａ，２０Ｂの外輪１３と内輪１４の相対回転に伴って生じるアキシアル振れ最大位置の位相が、いずれの回転位相においても互いに一致しないので、転動体荷重Ｑ、即ち軸受摩擦トルクＭが極大となることがなく、軸受トルクの変動が抑制される。

なお、図６では、外輪１３が、向かい合う外輪軌道１３ａ同士の楕円位相を合わせ、内輪１４が、内輪軌道１４ａ同士の楕円位相を９０°ずらして組み合わせているが、これに限らず、例えば、図７に示すように、内輪１４が、向かい合う内輪軌道１４ａ同士の楕円位相を合わせ、外輪１３が、外輪軌道１３ａ同士の楕円位相を９０°ずらして組み合わせてもよい。

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。
例えば、上記実施形態では、背面組合せされた一対のアンギュラ玉軸受について説明したが、本発明は、定位置予圧による予圧が付与された、複数の転がり軸受が軸方向に組み合わされてなるものであればよく、正面組合せされたアンギュラ玉軸受でも適用可能である。また、本発明の軸受装置は、一対の転がり軸受に限らず、３つ以上の転がり軸受が組み合わされてもよく、さらに、転がり軸受間に間座等が配置される構成であってもよい。さらに、回転振れに関する関係はころ軸受でも玉軸受と同様であり、特にアキシアル荷重を支持できる円すいころ軸受にも適用可能である。

１０ 軸受装置
１３ 外輪
１３ａ 外輪軌道
１４ 内輪
１４ａ 内輪軌道
１５ 玉（転動体）
１６ 保持器
２０，２０Ａ，２０Ｂ 転がり軸受
Ｍ 摩擦トルク
Ｑ 転動体荷重

Claims (5)

1. 内周面に外輪軌道を有する外輪と、外周面に内輪軌道を有する内輪と、前記外輪軌道及び前記内輪軌道との間に転動自在に配置される複数の転動体と、を備え、定位置予圧による予圧が付与された、複数の転がり軸受が軸方向に組み合わされてなる軸受装置であって、
   前記複数の転がり軸受のうち、一対の転がり軸受は、前記外輪と前記内輪との相対回転に伴って生じるアキシアル振れ最大位置の位相が、いずれの回転位相においても互いに一致しないように、前記外輪と前記内輪との位相を組み合せたことを特徴とする軸受装置。
2. 前記一対の転がり軸受は、前記外輪と前記内輪との相対回転に伴って生じるアキシアル振れ最大位置の位相が、９０度ずれるように、前記外輪と前記内輪との位相を組み合せたことを特徴とする請求項１に記載の軸受装置。
3. 前記外輪と前記内輪との相対回転に伴って生じるアキシアル振れ最大位置の位相は、前記外輪軌道及び前記内輪軌道の真円度に起因して、前記両軌道同士の間隔が狭くなる部分における位相であることを特徴とする請求項２に記載の軸受装置。
4. 内周面に外輪軌道を有する外輪と、外周面に内輪軌道を有する内輪と、前記外輪軌道及び前記内輪軌道との間に転動自在に配置される複数の転動体と、を備え、定位置予圧による予圧が付与された、複数の転がり軸受が軸方向に組み合わされてなる軸受装置であって、
   前記複数の転がり軸受のうち、一対の転がり軸受において、前記内輪同士及び前記外輪同士の少なくとも一方は、前記アキシアル振れが相殺される位相に組合せることを特徴とする軸受装置。
5. 前記請求項１〜４の軸受装置と、前記各内輪が嵌合される軸と、前記各外輪が嵌合されるハウジングと、を備えることを特徴とする回転支持装置。

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