JP2022112822A - 軸受装置及び工作機械用主軸装置 - Google Patents

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Abstract

【課題】高負荷容量と高速回転の両方を実現することができる軸受装置及び工作機械用主軸装置を提供する。【解決手段】軸受装置は、複数のアンギュラ玉軸受４１，４２，４３，４４が背面組合せにて軸方向に配列されてなり、軸方向一方側から負荷を受ける。負荷側のアンギュラ玉軸受４１，４２の玉径Ｄａ４１，Ｄａ４２は、反負荷側のアンギュラ玉軸受４３，４４の玉径Ｄａ４３，Ｄａ４４よりも大きい。【選択図】図１

Description

本発明は、軸受装置及び工作機械用主軸装置に関し、より詳細には、工作機械主軸や高速モータ、あるいは、遠心分離機・ターボ冷凍機など高速で回転する回転機械に適用される軸受装置、及び該軸受装置を備えた工作機械用主軸装置に関する。
マシニングセンタで用いられる主軸装置としては、刃物側（負荷側）に複数の軸受を背面組合せで配列したものが使用されることが多く、一般には、内外径、玉径の全てが同じ軸受を使用している。
しかしながら、内外径、玉径の全てが同じ軸受の配列は、使用条件が限定されてしまう場合がある。例えば、玉径の大きい軸受の組合せは、高負荷容量を得ることができるが、玉径が大きいため、高速回転時では公転する玉に作用する遠心力が大きくなり、軸受内部（予圧）荷重が増加する。このため、転がり接触部のＰＶ値（Ｐ：接触面圧、Ｖ：すべり速度）が増加し、高速領域では高い発熱を引き起こす。その結果、軸受内部（予圧）荷重がさらに増加し、焼き付き等の早期損傷に至る可能性があり、このため、高い発熱により軸受が異常な高温状態にならないように回転数を制限する必要がある。
さらに、ビルトインモータタイプの主軸装置の場合、モータの近くに配置された軸受はモータからの熱の影響を受けるため、より軸受が高温状態になりやすく、回転数はさらに制限される。
一方、玉径が小さい軸受の場合、玉に作用する遠心力が小さいため、発熱が抑制されることから、高速回転でも使用する事ができる。ただし、玉径が小さいので、負荷容量は玉径の大きい軸受よりも低くなる場合がある。
特許文献１に記載の主軸装置では、接触角の向きが同じ２列以上のアンギュラ玉軸受同士が背面組合せされてなり、接触角の向きが異なる複数のアンギュラ玉軸受の外径寸法を異ならせ、外径寸法が大きい各アンギュラ玉軸受において、軸方向外側に位置するアンギュラ玉軸受を軸方向内側に位置するアンギュラ玉軸受よりも玉径及び接触角において大きくすることが記載されている。これにより、切削荷重を負荷する刃物側に外径寸法が大きいアンギュラ玉軸受を配置して、主軸剛性（モーメント剛性及びアキシアル剛性）の増加による高精度加工や、軸受の疲れ寿命の増加、耐焼付性の向上を図っている。
また、特許文献１では、ビルトインモータタイプの主軸装置において、外径寸法が大きいアンギュラ玉軸受（反モータ側軸受）を外径寸法が小さいアンギュラ玉軸受（モータ側軸受）よりもビルトインモータから離して配置することで、ロータの発熱により熱的負荷を受けやすいモータ側のアンギュラ玉軸受が、高速回転時においても焼付きを防止できることが記載されている。
特開２０１７－０３０１２２号公報
ところで、近年、ＣＯ２の排出を削減する取り組みが世界的に進んでおり、今後、航空機の低燃費化を目的とした機体の軽量化やＥＶ、ハイブリット車の普及がさらに増加すると予想される。
そして、これらに使われているアルミ合金やチタン合金、複合材料の使用率も増加すると考えられる。これらの材料は難削材と呼ばれ、工作機械での加工の際に主軸に大きな負荷がかかる材料であることから、今後は負荷容量が高い主軸が求められると考えられる。さらに、生産の効率化を目的として、「工程集約」といった切削加工機にレーザー加工や摩擦攪拌接合といった切削以外の加工を複合化するマシンも出始めている。特に、摩擦攪拌接合は、非常に大きい軸方向の荷重で主軸先端部を部材に押し付けながら、低速回転で部材を溶融して一体化するものであり、負荷を支持する軸受には、軸方向に１ｔ以上の負荷がかかる事もある。
また、さらなる生産効率化を図るためには、低速回転による粗加工から高速回転による仕上げ加工までを機械１台で完結する事が望ましい。特に、使用率が増加する可能性のあるアルミ合金に関しては高速回転で加工するほど切削抵抗や仕上げ面粗さが減少し、加工精度が向上する事が知られている。この様に、工作機械用の主軸には、高速性能も必要である。
このことから、これからの主軸には高負荷容量と高速性能の両方の性能が重要となる上、これらの性能を両立する事で加工の複合化に適用して、工程集約に貢献すると考えられる。
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、高負荷容量と高速回転の両方を実現することができる軸受装置及び工作機械用主軸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。
以上の通り、本明細書には次の事項が開示されている。
（１） 複数のアンギュラ玉軸受が背面組合せにて軸方向に配列されてなり、軸方向一方側から負荷を受ける軸受装置であって、
接触角の作用線と前記アンギュラ玉軸受の軸線との交点が、前記アンギュラ玉軸受に対して軸方向一方側となる負荷側の前記アンギュラ玉軸受の玉径は、前記交点が前記アンギュラ玉軸受に対して軸方向他方側となる反負荷側の前記アンギュラ玉軸受の玉径よりも大きい、軸受装置。
（２） 前記負荷側のアンギュラ玉軸受の軸受断面高さが前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の軸受断面高さよりも大きい、（１）に記載の軸受装置。
（３） 前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪と前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪との間には、外輪間座が配置されている、（１）又は（２）に記載の軸受装置。
（４） 前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪と前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪とは、互いの軸方向端面が当接するように配置される、（１）又は（２）に記載の軸受装置。
（５） 前記負荷側のアンギュラ玉軸受と前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の少なくとも一方は、２列以上のアンギュラ玉軸受を備え、
前記２列以上のアンギュラ玉軸受の外輪同士は、互いの軸方向端面が当接するように配置される、（１）～（４）のいずれかに記載の軸受装置。
（６） 主軸が前側軸受及び後側軸受を介してハウジングに回転自在に支持される工作機械用主軸装置であって、
前記前側軸受は、（１）～（５）のいずれかに記載の軸受装置によって構成される、工作機械用主軸装置。
（７） 前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外径寸法が前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の外径寸法よりも大きく、
前記ハウジングには、前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪が内嵌する大径内周面と前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪が内嵌する小径内周面との間に軸方向端面が形成され、
前記ハウジングは、前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪の軸方向端面、又は、前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪と前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪との間に配置された外輪間座の軸方向端面と、前記ハウジングの軸方向端面とを当接させた状態で、前記前側軸受に対して位置決め固定されている、（６）に記載の工作機械用主軸装置。
（８） 前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外径寸法が前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の外径寸法よりも大きく、
前記ハウジングには、前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪が内嵌する大径内周面と前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪が内嵌する小径内周面との間に軸方向端面が形成され、
前記ハウジングは、前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪の軸方向端面、又は、前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪と前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪との間に配置された外輪間座の軸方向端面と、前記ハウジングの軸方向端面との間に軸方向すきまが設けられた状態で、前記前側軸受に対して位置決め固定されている、（６）に記載の工作機械用主軸装置。
（９） 前記主軸がビルトインモータによって回転駆動され、
前記反負荷側のアンギュラ玉軸受は、前記負荷側のアンギュラ玉軸受と比べて、前記ビルトインモータの近くに位置する、（６）～（８）のいずれか１項に記載の工作機械用主軸装置。
本発明の軸受装置及び工作機械用主軸装置によれば、高負荷容量と高速回転の両方を実現する事ができる。
本発明の第１実施形態に係る工作機械用主軸装置の半断面図である。 図１のＩＩ部拡大図である。 図１の前側軸受として適用された軸受装置を示す断面図である。 本発明の第２実施形態に係る工作機械用主軸装置の要部断面図である。 本発明の第３実施形態に係る工作機械用主軸装置の要部断面図である。 本発明の第３実施形態の第１変形例に係る工作機械用主軸装置の要部断面図である。 本発明の第３実施形態の第２変形例に係る工作機械用主軸装置の要部断面図である。 本発明の第３実施形態の第３変形例に係る工作機械用主軸装置の要部断面図である。 本発明の第３実施形態の第４変形例に係る工作機械用主軸装置の要部断面図である。
以下、本発明に係る軸受装置として、工作機械用主軸装置の各実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。図１に於いて、図中左側を前側（軸方向一方側）とし、図中右側を後側（軸方向他方側）とする。
（第１実施形態）
図１に示すように、本実施形態の工作機械用主軸装置１００は、ビルトインモータタイプの主軸装置であり、主軸１０１は、前側及び後側軸受４０、２０によってハウジング１０３内に回転自在に支持されるとともに、ビルトインモータ３０によって回転駆動される。
なお、主軸１０１の内部については図示しないが、前端側には刃物が取り付けられる刃物ホルダが着脱可能に固定されており、前端側が負荷側となる。
ハウジング１０３は、ハウジング本体１０４と、ハウジング本体１０４の前端部（図中左端部）に内嵌固定された前側軸受ハウジング１０５と、ハウジング本体１０４の後端部（図中右端部）に内嵌固定された後側軸受ハウジング１０６と、を備えている。前側軸受ハウジング１０５の前端部には、外輪押さえ部材１０７が設けられており、外輪押さえ部材１０７は、主軸１０１に締結された内輪押さえ部材（ナット）１０８との間にラビリンスシールを形成する。ハウジング１０３の後端部は、カバー１０９によって覆われている。後側軸受ハウジング１０６には、後側軸受２０を支持するスリーブ１１４が内嵌されている。
図２にも示すように、前側軸受４０は、前側軸受ハウジング１０５と主軸１０１の前部との間に配置される４列のアンギュラ玉軸受４１，４２，４３，４４を有する。即ち、前側軸受４０は、互いの接触角の向きが同じ負荷側のアンギュラ玉軸受（以下、「負荷側軸受」とも言う）４１，４２と、負荷側軸受４１，４２と接触角の向きが異なる反負荷側のアンギュラ玉軸受（以下、「反負荷側軸受」とも言う）４３，４４とを有する。
図３も参照して、各アンギュラ玉軸受４１，４２，４３，４４は、前側軸受ハウジング１０５に内嵌される外輪４１ａ，４２ａ，４３ａ，４４ａと、主軸１０１の前部に外嵌される内輪４１ｂ，４２ｂ，４３ｂ，４４ｂと、外輪４１ａ，４２ａ，４３ａ，４４ａ及び内輪４１ｂ，４２ｂ，４３ｂ，４４ｂ間に接触角α４１～α４４を持って転動自在に配置される複数の玉４１ｃ，４２ｃ，４３ｃ，４４ｃと、を備える。負荷側軸受４１，４２では、接触角α４１、α４２は、接触角α４１、α４２の作用線と各負荷側軸受４１，４２の軸線Ｘとの交点Ｐ１，Ｐ２が、負荷側軸受４１，４２に対して軸方向一方側（負荷側）となるように設計されている。一方、反負荷側軸受４３，４４では、接触角α４３、α４４は、接触角α４３、α４４の作用線と反負荷側軸受４３，４４の軸線Ｘとの交点Ｐ３，Ｐ４が、反負荷側軸受４３，４４に対して軸方向他方側（反負荷側）となるように設計されている。即ち、４列のアンギュラ玉軸受４１，４２，４３，４４は、負荷側軸受４１，４２と反負荷側軸受４３，４４とが背面組合せで軸方向に配列されている。
４つのアンギュラ玉軸受４１，４２，４３，４４の外輪４１ａ，４２ａ，４３ａ，４４ａ間には、外輪間座５１，５２，５３が配置されており、前側軸受ハウジング１０５に外輪押さえ部材１０７を固定することで、各外輪４１ａ，４２ａ，４３ａ，４４ａが前側軸受ハウジング１０５に位置決め固定される。また、内輪４１ｂ，４２ｂ，４３ｂ，４４ｂ間には、内輪間座６１，６２，６３が配置されており、主軸１０１に内輪間座６４を介して内輪押さえ部材１０８を締結することで、各内輪４１ｂ，４２ｂ，４３ｂ，４４ｂが主軸１０１に位置決め固定される。これにより、アンギュラ玉軸受４１，４２，４３，４４には定位置予圧が付与される。
また、後側軸受２０は、円筒ころ軸受２１であり、スリーブ１１４に内嵌する外輪２１ａと、主軸１０１の後部に外嵌される内輪２１ｂと、外輪２１ａ及び内輪２１ｂ間に転動自在に配置される転動体としての複数のころ２１ｃと、を備える。
円筒ころ軸受２１の外輪２１ａの後側にも、外輪押さえ部材１１２が配置されており、スリーブ１１４に外輪押さえ部材１１２が固定されることで、外輪２１ａがスリーブ１１４に位置決め固定される。また、内輪２１ｂの軸方向両側には内輪間座１１３が配置されており、主軸１０１にナット１１５を締結することで内輪２１ｂが主軸１０１に位置決め固定される。
図１に戻って、主軸装置１００は、ロータ３１とステータ３２とにより構成されるビルトインモータ３０を内蔵している。主軸１０１の軸方向の略中央部には、ロータ３１が外嵌固定されている。ロータ３１の外周面側には、ステータ３２が所定距離離れて同軸配置されている。ステータ３２は、ステータ３２の外周面側に配置されたステータ固定部材１２２を介してハウジング本体１０４に固定されている。ハウジング本体１０４とステータ固定部材１２２との間には、主軸１０１の周方向に沿って複数の溝１２３が形成されている。この複数の溝１２３内には、ステータ３２の冷却用の冷媒が流される。
同様に、前側軸受ハウジング１０５と該ハウジング１０５に外嵌する冷却スリーブ１２５との間であって、前側軸受４０の外周側にあたる部位には、ハウジング及び軸受冷却用の冷媒が流される複数の溝１２４が形成されている。複数の溝１２４は、前側軸受ハウジング１０５の外周面に、周方向に沿って形成されている。
なお、前側及び後側軸受４０、２０は、グリース潤滑されており、例えば、ハウジング１０３に形成された図示しない供給経路を介して、グリースを補給してもよい。
ここで、図３に示すように、前側軸受４０では、負荷側軸受４１，４２の玉径Ｄａ４１、Ｄａ４２は、反負荷側軸受４３，４４の玉径Ｄａ４３、Ｄａ４４よりも大きい（（Ｄａ４１，Ｄａ４２）＞（Ｄａ４３，Ｄａ４４））。即ち、刃物側の高負荷がかかる箇所に、玉径の大きい軸受を使用し、主軸剛性を高め、また、モータの熱的影響を相対的に受けにくいので、玉径を大きくして高速回転しても、全体的な軸受の発熱量をある程度抑えることができる。一方、反負荷側軸受４３，４４では、負荷が小さいので、玉径の小さい軸受を使用しても、剛性上の不都合がなく、また、モータの熱的影響が受けやすいビルトインモータ３０に近接した箇所となるが、玉径の小さいので、全体的な軸受の発熱量を抑えることができる。したがって、高負荷容量と高速性能を両立できる構成となる。
なお、本実施形態では、負荷側軸受４１，４２の玉径Ｄａ４１、Ｄａ４２は互いに等しい。また、反負荷側軸受４３，４４の玉径Ｄａ４３、Ｄａ４４も互いに等しい。
また、負荷側軸受４１，４２の軸受断面高さＨ４１，Ｈ４２は、反負荷側軸受４３，４４の軸受断面高さＨ４３，Ｈ４４よりも大きい（（Ｈ４１，Ｈ４２）＞（Ｈ４３，Ｈ４４））。即ち、負荷側軸受４１，４２と反負荷側軸受４３，４４とは、それぞれ等しい内径寸法（ｄ４１＝ｄ４２＝ｄ４３＝ｄ４４）を有する。また、接触角の向きが同じ負荷側軸受４１，４２の外径寸法Ｄ４１，Ｄ４２は、接触角の向きが同じ反負荷側軸受４３，４４の外径寸法Ｄ４３，Ｄ４４よりも大きい（（Ｄ４１、Ｄ４２）＞（Ｄ４３、Ｄ４４））。なお、接触角の向きが同じ負荷側軸受４１，４２同士、及び、接触角の向きが同じ反負荷側軸受４３，４４同士は、それぞれ等しい外径寸法（Ｄ４１＝Ｄ４２、Ｄ４３＝Ｄ４４）を有している。
また、本実施形態では、負荷側軸受４１，４２の接触角α４１，α４２は、反負荷側軸受４３，４４の接触角α４３、α４４よりも大きい（（α４１，α４２）＞（α４３，α４４））。さらに、負荷側軸受４１，４２の玉ピッチ円径ｄｍ４１，ｄｍ４２は、反負荷側軸受４３，４４の玉ピッチ円径ｄｍ４３，ｄｍ４４よりも大きい（（ｄｍ４１，ｄｍ４２）＞（ｄｍ４３，ｄｍ４４））。
なお、本実施形態では、負荷側軸受４１，４２の接触角α４１，α４２は互いに等しい。また、反負荷側軸受４３，４４の接触角α４３、α４４も互いに等しい。
同様に、負荷側軸受４１，４２の玉ピッチ円径ｄｍ４１，ｄｍ４２は互いに等しい。また、反負荷側軸受４３，４４の玉ピッチ円径ｄｍ４３，ｄｍ４４も互いに等しい。
また、図２に示すように、本実施形態では、前側軸受ハウジング１０５は、内周面が負荷側軸受４１，４２、外輪間座５１、及び外輪間座５２の前側部分が内嵌する大径内周面１０５ａと、内周面が反負荷側軸受４３，４４、外輪間座５３、及び外輪間座５２の後側部分が内嵌する小径内周面１０５ｂと、大径内周面１０５ａと小径内周面１０５ｂとの間に径方向に沿って延びる軸方向端面１０５ｃと、を備える。
負荷側軸受４１，４２間の外輪間座５１は、負荷側軸受４１，４２と同じ外径を有し、反負荷側軸受４３，４４間の外輪間座５３は、反負荷側軸受４３，４４と同じ外径を有する。さらに、負荷側軸受４２と反負荷側軸受４３間の外輪間座５２は、負荷側軸受４２と同じ外径寸法を有する負荷側外周面５２ａと、反負荷側軸受４３の外周面と同じ外径寸法を有する反負荷側外周面５２ｂと、負荷側外周面５２ａと反負荷側外周面５２ｂとの間に径方向に延びる軸方向端面５２ｃと、を有して、段付き形状に形成される。
なお、外輪間座５２の内周面は、負荷側内周面５２ｄが、負荷側軸受４２の外輪肩部の内周面と略等しい内径を有し、反負荷側内周面５２ｅが、反負荷側軸受４３の外輪肩部の内周面と略等しい内径を有して、段付き形状に形成されている。したがって、外輪間座５２は、断面クランク形状に形成されている。
このような形状の外輪間座５２では、予圧や、アンクランプ力など、軸方向荷重に対する剛性を確保すべく、反負荷側外周面５２ｂは、負荷側内周面５２ｄより大径であることが好ましい。
そして、前側軸受ハウジング１０５の軸方向端面１０５ｃと、外輪間座５２の軸方向端面５２ｃとが当接することで、前側軸受４０が前側軸受ハウジング１０５に軸方向に位置決めされる。
このように、前側軸受ハウジング１０５の軸方向端面１０５ｃが外輪間座５２の軸方向端面５２ｃに当接することで、刃物側から受ける軸方向荷重（負荷側軸受４１，４２が支持する軸方向荷重）をハウジング側の軸方向端面１０５ｃで負荷することができ、これにより、高い負荷容量を有した主軸装置１００となる。また、前側軸受４０と前側軸受ハウジング１０５との接触面積が確保されて、接触剛性を向上できるため、主軸装置１００の軸方向剛性を向上することができる。
さらに、４列のアンギュラ玉軸受４１，４２，４３，４４は、これらの間に外輪間座５１，５２，５３及び内輪間座６１，６２，６３が配置されることで、それぞれ離れて配置されているので、熱が分散しやすく、即ち、熱伝達特性が向上して、温度上昇による軸受内部（予圧）荷重の増加を抑制することができる。
したがって、本実施形態の工作機械用主軸装置１００は、高速回転における切削加工の高効率化と、高負荷容量による難削材の加工への適用という両方に好適な構成を有する。さらに、高負荷容量により、レーザー加工や摩擦攪拌接合の主軸装置としても適用できることで、主軸装置の複合化を実現できる。
（第２実施形態）
図４は、本発明の第２実施形態に係る工作機械用主軸装置１００ａを示している。この工作機械用主軸装置１００ａでは、前側軸受ハウジング１０５の軸方向端面１０５ｃと、外輪間座５２の軸方向端面５２ｃとの間に軸方向の隙間が設けられた状態で、前側軸受ハウジング１０５は、軸方向後端部に形成された内向き鍔部１０５ｄに反負荷側軸受４４の外輪４４ａを当接させ、外輪押さえ部材１０７を固定することで、前側軸受４０に位置決め固定される。
これにより、軸方向から衝撃荷重を受けた際に、外輪間座５２が軸方向に弾性変形して（外輪４１ａ，４２ａが一時的に軸方向に変位して）衝撃荷重を吸収し、前側軸受４０の損傷を軽減することができる。特に、本実施形態では、軸方向から衝撃荷重を受けることを想定しており、反負荷側外周面５２ｂは、負荷側内周面５２ｄより大径とし、軸方向荷重に対する軸受剛性を確保することが好ましい。
本実施形態においては、前側軸受ハウジング１０５の内向き鍔部１０５ｄが反負荷側軸受４４の外輪４４ｂに当接することで、刃物側から受ける軸方向荷重を、反負荷側軸受４３，４４の外輪４３ａ，４４ａ及び外輪間座５２，５３を介して、ハウジング側の内向き鍔部１０５ｄで負荷している。そして、前側軸受４０と前側軸受ハウジング１０５との接触面積が確保されて、接触剛性を向上できるため、主軸装置１００ａの軸方向剛性を向上することができる。
また、本実施形態においても、４列のアンギュラ玉軸受４１，４２，４３，４４は、これらの間に外輪間座５１，５２，５３及び内輪間座６１，６２，６３が配置されることで、それぞれ離れて配置されているので、熱が分散しやすく、即ち、熱伝達特性が向上して、温度上昇による軸受内部（予圧）荷重の増加を抑制することができる。
その他の構成及び作用については、第１実施形態のものと同様である。
（第３実施形態）
図５は、本発明の第３実施形態に係る工作機械用主軸装置１００ｂを示している。この工作機械用主軸装置１００ｂでは、負荷側軸受４１，４２の間に外輪間座及び内輪間座が設けられていない。即ち、負荷側軸受４１，４２の外輪４１ａ，４２ａ同士、及び内輪４１ｂ，４２ｂ同士は、互いの軸方向端面が当接するように配置される。
これにより、主軸装置１００ｂは、主軸１０１の短寸化、及びコンパクト化が可能となり、また、外輪間座及び内輪間座の分だけ部品点数を削減でき、コストを低減できる。さらに、負荷側軸受４１，４２は、外輪４１ａ，４２ａ側に付着した潤滑剤（基油）を共有して潤滑性能を向上することができる。
その他の構成及び作用については、第１実施形態のものと同様である。
なお、外輪間座及び内輪間座を設けない箇所は、図５に示す負荷側軸受４１，４２の間に限らず、他のアンギュラ玉軸受４１，４２，４３，４４間であってもよい。
具体的に、図６は、本発明の第３実施形態の第１変形例に係る工作機械用主軸装置１００ｃを示している。この工作機械用主軸装置１００ｃでは、反負荷側軸受４３，４４の間に外輪間座及び内輪間座が設けられていない。即ち、反負荷側軸受４３，４４の外輪４３ａ，４４ａ同士、及び内輪４３ｂ，４４ｂ同士は、互いの軸方向端面が当接するように配置される。
この場合も、主軸装置１００ｃは、主軸１０１の短寸化、及びコンパクト化が可能となり、また、外輪間座及び内輪間座の分だけ部品点数を削減でき、コストを低減できる。さらに、反負荷側軸受４３，４４は、外輪４３ａ，４４ａ側に付着した潤滑剤（基油）を共有することができる。
図７は、本発明の第３実施形態の第２変形例に係る工作機械用主軸装置１００ｄを示している。この工作機械用主軸装置１００ｄでは、負荷側軸受４１，４２の間、及び反負荷側軸受４３，４４の間に外輪間座及び内輪間座が設けられていない。即ち、負荷側軸受４１，４２の外輪４１ａ，４２ａ同士、及び内輪４１ｂ，４２ｂ同士は、互いの軸方向端面が当接するように配置される。また、反負荷側軸受４３，４４の外輪４３ａ，４４ａ同士、及び内輪４３ｂ，４４ｂ同士は、互いの軸方向端面が当接するように配置される。
この場合も、主軸装置１００ｄは、主軸１０１の短寸化、及びコンパクト化が可能となり、また、外輪間座及び内輪間座の分だけ部品点数を削減でき、コストを低減できる。さらに、負荷側軸受４１，４２は、外輪４１ａ，４２ａ側に付着した潤滑剤（基油）を共有することができ、また、反負荷側軸受４３，４４は、外輪４３ａ，４４ａ側に付着した潤滑剤（基油）を共有することができる。
図８は、本発明の第３実施形態の第３変形例に係る工作機械用主軸装置１００ｅを示している。この工作機械用主軸装置１００ｅでは、負荷側軸受４２と反負荷側軸受４３の間に外輪間座及び内輪間座が設けられていない。即ち、負荷側軸受４２と反負荷側軸受４３の外輪４２ａ，４３ａ同士、及び内輪４２ｂ，４３ｂ同士は、互いの軸方向端面が当接するように配置される。
この場合も、主軸装置１００ｅは、主軸１０１の短寸化、及びコンパクト化が可能となり、また、外輪間座及び内輪間座の分だけ部品点数を削減でき、コストを低減できる。さらに、負荷側軸受４２と反負荷側軸受４３は、外輪４２ａ，４３ａ側に付着した潤滑剤（基油）を共有することができる。
図９は、本発明の第３実施形態の第４変形例に係る工作機械用主軸装置１００ｆを示している。この工作機械用主軸装置１００ｆでは、負荷側軸受４１，４２の間、反負荷側軸受４３，４４の間、負荷側軸受４２と反負荷側軸受４３の間のいずれにも外輪間座及び内輪間座が設けられていない。即ち、負荷側軸受４１，４２の外輪４１ａ，４２ａ同士、及び内輪４１ｂ，４２ｂ同士は、互いの軸方向端面が当接するように配置される。また、反負荷側軸受４３，４４の外輪４３ａ，４４ａ同士、及び内輪４３ｂ，４４ｂ同士は、互いの軸方向端面が当接するように配置される。さらに、負荷側軸受４２と反負荷側軸受４３の外輪４２ａ，４３ａ同士、及び内輪４２ｂ，４３ｂ同士も、互いの軸方向端面が当接するように配置される。
この場合も、主軸装置１００ｆは、主軸１０１の短寸化、及びコンパクト化が可能となり、また、外輪間座及び内輪間座の分だけ部品点数が削減でき、コストを低減できる。さらに、４つのアンギュラ玉軸受４１，４２，４３，４４は、外輪４１ａ，４２ａ，４３ａ．４４ａ側に付着した潤滑剤（基油）を共有することができる。
また、第３実施形態及び第１～第４変形例の前側軸受４０の構成は、第２実施形態の主軸装置１００ａにも適用可能である。
なお、本発明は、前述した各実施形態及び変形例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、工作機械用主軸装置を用いて本発明の軸受装置について説明したが、本発明の軸受装置は、ＡＣサーボモータ等の高速モータ用主軸を支持する主軸装置にも適用できる。
また、上記実施形態では、負荷側軸受を２列、反負荷側軸受を２列として説明しているが、本発明はこれに限らず、負荷側軸受を１列以上、反負荷側軸受を１列以上有する、少なくとも２列以上のアンギュラ玉軸受で構成されてもよい。
２１ 円筒ころ軸受
２１ａ，４１ａ，４２ａ，４３ａ，４４ａ 外輪
２１ｂ，４１ａ、４２ｂ、４３ｂ、４４ｂ 内輪
２１ｃ 円筒ころ
４０ アンギュラ玉軸受
４１，４２ 負荷側のアンギュラ玉軸受
４１ｃ、４２ｃ、４３ｃ、４４ｃ 玉
４３，４４ 反負荷側のアンギュラ玉軸受
１００，１００ａ～１００ｆ 主軸装置
１０１ 主軸
１０３ ハウジング

Claims (9)

  1. 複数のアンギュラ玉軸受が背面組合せにて軸方向に配列されてなり、軸方向一方側から負荷を受ける軸受装置であって、
    接触角の作用線と前記アンギュラ玉軸受の軸線との交点が、前記アンギュラ玉軸受に対して軸方向一方側となる負荷側の前記アンギュラ玉軸受の玉径は、前記交点が前記アンギュラ玉軸受に対して軸方向他方側となる反負荷側の前記アンギュラ玉軸受の玉径よりも大きい、軸受装置。
  2. 前記負荷側のアンギュラ玉軸受の軸受断面高さが前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の軸受断面高さよりも大きい、請求項１に記載の軸受装置。
  3. 前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪と前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪との間には、外輪間座が配置されている、請求項１又は２に記載の軸受装置。
  4. 前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪と前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪とは、互いの軸方向端面が当接するように配置される、請求項１又は２に記載の軸受装置。
  5. 前記負荷側のアンギュラ玉軸受と前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の少なくとも一方は、２列以上のアンギュラ玉軸受を備え、
    前記２列以上のアンギュラ玉軸受の外輪同士は、互いの軸方向端面が当接するように配置される、請求項１～４のいずれか１項に記載の軸受装置。
  6. 主軸が前側軸受及び後側軸受を介してハウジングに回転自在に支持される工作機械用主軸装置であって、
    前記前側軸受は、請求項１～５のいずれか１項に記載の軸受装置によって構成される、工作機械用主軸装置。
  7. 前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外径寸法が前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の外径寸法よりも大きく、
    前記ハウジングには、前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪が内嵌する大径内周面と前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪が内嵌する小径内周面との間に軸方向端面が形成され、
    前記ハウジングは、前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪の軸方向端面、又は、前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪と前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪との間に配置された外輪間座の軸方向端面と、前記ハウジングの軸方向端面とを当接させた状態で、前記前側軸受に対して位置決め固定されている、請求項６に記載の工作機械用主軸装置。
  8. 前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外径寸法が前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の外径寸法よりも大きく、
    前記ハウジングには、前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪が内嵌する大径内周面と前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪が内嵌する小径内周面との間に軸方向端面が形成され、
    前記ハウジングは、前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪の軸方向端面、又は、前記負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪と前記反負荷側のアンギュラ玉軸受の外輪との間に配置された外輪間座の軸方向端面と、前記ハウジングの軸方向端面との間に軸方向すきまが設けられた状態で、前記前側軸受に対して位置決め固定されている、請求項６に記載の工作機械用主軸装置。
  9. 前記主軸がビルトインモータによって回転駆動され、
    前記反負荷側のアンギュラ玉軸受は、前記負荷側のアンギュラ玉軸受と比べて、前記ビルトインモータの近くに位置する、請求項６～８のいずれか１項に記載の工作機械用主軸装置。
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