JP6662500B1 - 軸受装置及び工作機械の主軸装置 - Google Patents

Abstract

回転部材を転がり軸受で支持する場合に、回転部材のアキシャル方向の変位を、回転部材の近傍に測定部を配置することなく、非接触で且つ高精度で測定することができる軸受装置及び工作機械の主軸装置を提供することを目的とする。軸受装置は、回転部材を転がり軸受を介して固定部材に支持し、回転部材のアキシャル方向変位を転がり軸受の周囲で回転部材と固定部材との間に軸方向に対向するように形成した被測定隙間に圧縮気体を供給して測定する変位測定部を備えている。また、圧縮気体を吐出するノズルの片側又は両側に、圧縮気体を回収する気体回収溝を設けた。

Description

本発明は、軸受装置及び工作機械の主軸装置に関し、より詳細には、転がり軸受で支持する回転軸のアキシャル方向変位を検出して軸荷重を測定可能な軸受装置及び工作機械の主軸装置に関する。

工作機械のスピンドルにおいて、切削荷重をコントロールし、加工の高速化、高精度化及び軸受の長寿命化に繋げようとする動きが高まっており、その方策の一つとして、工作機械の運転中の軸荷重を測定することに対するニーズが高まっている。
このような工作機械の運転中の軸荷重を測定する技術は、これまで数多く提案されており、その中でも特許文献１（特開２０１０−２１７１６７号公報）に記載された先行技術のように、軸荷重を直接測定するのではなく、軸のアキシャル方向変位量を計測し、軸受等の剛性値を乗算することで軸荷重量を算出する技術が注目を集めている。

上記先行技術の他にも、回転体の変位量測定に適用可能な非接触式の変位センサには、レーザ変位センサや、渦電流変位センサ、静電容量型変位センサ等が複数種存在する。
また、特許文献２（特許第３６６２７４１号公報）に記載された先行技術には、磁気軸受及び静圧気体軸受によって非接触で支持する静圧磁気複合軸受のロータ変位を測定して磁気軸受のコイルに供給する電流を制御することが記載されている。ここで、ロータ変位の測定は、静圧気体軸受の直径方向の両側に対向する静圧気体軸受面における静圧の圧力差を圧力センサで測定し、この測定値からロータのラジアル方向変位を求めるようにしている。

特開２０１０−２１７１６７号公報 特許第３６６２７４１号公報

しかしながら、特許文献１に記載された先行技術では、非接触式センサを使用して回転軸の変位を測定する場合には、計測部近傍へ配置し、またそれに付属する回路、配線も計測部の近傍へ配置する必要があるが、工作機械の内部構造の複雑さや加工中の切り屑や切削水の付着による損傷等、多くの課題を抱えている。
また、工作機械のスピンドルは切削荷重に対し、高剛性を要求される部位である。また、切削荷重による軸変位も数μｍ程度であるので、その軸変位測定も高精度、高分解能が要求されるため、コストが嵩むことになる。

これに対して、特許文献２に記載された先行技術では、ラジアル方向変位は測定できるが、アキシャル方向変位は測定することができないとともに、ロータや回転軸等の回転部材を転がり軸受で支持する場合には、適用することができない。
そこで、本発明は、上述した先行技術の課題に着目してなされたものであり、回転部材を転がり軸受で支持する場合に、回転部材のアキシャル方向変位を、回転部材の近傍に測定部を配置することなく、非接触で且つ高精度で測定することができる軸受装置及び工作機械の主軸装置を提供することを目的としている。

上記目的を達成するために、本発明の一態様に係る軸受装置は、回転部材を転がり軸受を介して固定部材に支持し、回転部材のアキシャル方向変位を転がり軸受の周囲で回転部材及び固定部材間に軸方向に形成した被測定隙間に圧縮気体を供給して測定する変位測定部を備えている。また、圧縮気体を吐出するノズルの片側又は両側に、圧縮気体を回収する気体回収溝を設けた。
また、本発明の一態様に係る工作機械の主軸装置は、上記構成を有する軸受装置を備え、この軸受装置によって主軸を回転部材として回転自在に支持し、主軸に負荷されたアキシャル荷重を測定する。

本発明に係る軸受装置の一態様によれば、転がり軸受で回転部材を支持する場合に、圧縮気体を利用して回転部材のアキシャル方向変位を測定することができ、回転部材のアキシャル方向変位を簡易な構成で、高精度に測定することができる。
また、本発明に係る工作機械の主軸装置では、上記軸受装置を使用して主軸を回転自在に支持するので、切削時に主軸のアキシャル方向変位を測定することにより、主軸に作用するアキシャル方向の荷重量を求めることができる。

本発明に係る工作機械の主軸装置の第１実施形態を示す断面図である。 図１の軸受装置を示す図であって、（ａ）は図１の部分拡大断面図であり、（ｂ）は図１のII−II線上の拡大断面図である。 軸受装置の変形例を示す図であって、（ａ）は圧縮気体吐出ノズルを上向き状態にした場合の拡大断面図であり、（ｂ）は圧縮気体吐出ノズルを下向き状態にした場合の拡大断面図であり、(ｃ)は圧縮気体吐出ノズルを半径方向線上で右旋回状態にした場合の拡大平面図である。 軸受装置の第２実施形態を示す断面図であって、(ａ)は軸方向の拡大断面図、（ｂ）は軸直角方向の拡大断面図である。 軸受装置の第２実施形態の変形列を示す図であって、（ａ）は第１変形例を示す拡大断面図、（ｂ）は第２変形例を示す拡大断面図である。 軸受装置の第２実施形態の第３変形例を示す拡大断面図である。 軸受装置の第３実施形態を示す拡大断面図である。 軸受装置の第３実施形態の第１変形例を示す拡大断面図である。 軸受装置の第３実施形態の第２変形例を示す拡大断面図である。 軸受装置の第３実施形態の第３変形例示す系統図である。 軸受装置の第４実施形態の変形例を示す系統図である。 軸受装置の第５実施形態を示す系統図である。 軸受装置の第５実施形態の第１変形例を示す系統図である。 軸受装置の第６実施形態を示す系統図である。 軸受装置の第７実施形態を示す軸方向の拡大断面図である。 図１５とは異なる位相で見た軸受装置の軸方向の拡大断面図である。 軸受装置の第７実施形態の第１変形例を示す軸方向の拡大断面図である。 軸受装置の第７実施形態の第２変形例を示す軸方向の拡大断面図である。 軸受装置の第８実施形態を示す軸方向の拡大断面図である。 図１９とは異なる位相で見た軸受装置の軸方向の拡大断面図である。 軸受装置の第８実施形態の変形例を示す軸方向の拡大断面図である。 本発明の第１〜第８実施形態の圧力損失測定部の変形例を示す系統図である。 本発明の変形例を示す軸直角方向断面図である。 本発明に係る軸受装置を適用した工作機械の回転テーブル装置を示す断面図である。

次に、図面を参照して、本発明の一実施の形態を説明する。以下の図面の記載において、同一又は類似の部分には同一又は類似の符号を付している。ただし、図面は模式的なものであり、厚みと平面寸法との関係、各層の厚みの比率等は現実のものとは異なることに留意すべきである。したがって、具体的な厚みや寸法は以下の説明を参酌して判断すべきものである。又、図面相互間においても互いの寸法の関係や比率が異なる部分が含まれていることはもちろんである。
また、以下に示す実施の形態は、本発明の技術的思想を具体化するための装置や方法を例示するものであって、本発明の技術的思想は、構成部品の材質、形状、構造、配置等を下記のものに特定するものでない。本発明の技術的思想は、特許請求の範囲に記載された請求項が規定する技術的範囲内において、種々の変更を加えることができる。

第１実施形態
まず、本発明に係る工作機械の主軸装置の第１実施形態について図１、図２及び図３を伴って説明する。
工作機械の主軸装置１０は、モータビルトイン方式であり、固定部材（静止部材）であるハウジング１１に回転部材である中空状の回転軸（スピンドル軸）２１が軸受装置を構成する前側転がり軸受３１及び後側転がり軸受４１によって回転自在に支持されている。回転軸２１は、前側転がり軸受３１と後側転がり軸受４１との間に配置された駆動モータ５１によって回転駆動される。

ハウジング１１は、前側転がり軸受３１と駆動モータ５１との間で２分割された前側円筒部１２と後側円筒部１３とで構成されている。
前側円筒部１２は、外径が小さい前側の小外径部１２ａと外径が小外径部１２ａに比較して大きい後側の大外径部１２ｂとで構成されている。これら小外径部１２ａ及び大外径部１２ｂの内周面は、等しい内径に形成されているが、小外径部１２ａの前端側から後端側にかけて前側転がり軸受３１を収納する軸受収納段差部１２ｃが形成されている。
後側円筒部１３は、逆に、内径が大きい大内径部１３ａと内径が大内径部１３ａより小さい小内径部１３ｂとで形成されている。

前側転がり軸受３１は、背面組合せとなるように配置された略同一寸法の一対のアンギュラ玉軸受３１ａ及び３１ｂで構成されている。これらアンギュラ玉軸受３１ａ及び３１ｂは、静止側軌道輪である外輪３３と、回転側軌道輪である内輪３４と、静止側軌道である外輪軌道溝と回転側軌道である内輪軌道溝との間に、接触角を持って配置された転動体としての複数の玉３５とを備えている。つまり、各軸受３１ａ、３１ｂは、内輪３４と、外輪３３と、内輪３４と外輪３３との間に回転可能に配置された玉（転動体）３５を有している。尚、各軸受３１ａ、３１ｂは、転動体を保持する保持器を備えていてもよい。
各アンギュラ玉軸受３１ａ及び３１ｂは、ハウジング１１の前側円筒部１２に形成された軸受収納段差部１２ｃに外輪側間座３６を介して外輪３３が内嵌され、ハウジング１１の前側円筒部１２にボルト締めされた前側軸受外輪押え３７によって固定されている。
また、各アンギュラ玉軸受３１ａ及び３１ｂの内輪３４は、回転軸２１に内輪側間座３８を介して外嵌され、回転軸２１に締結されたナット３９によって回転軸２１に固定されている。アンギュラ玉軸受３１ａ及び３１ｂは、ナット３９によって定位置予圧が負荷されている。したがって、前側転がり軸受３１によって回転軸２１の軸方向位置が位置決めされている。

後側転がり軸受４１は、円筒ころ軸受であり、外輪４２と、内輪４３と、転動体としての複数の円筒ころ４４とを有する。後側転がり軸受４１の外輪４２は、ハウジング１１の後側円筒部１３の小内径部１３ｂに内嵌され、小内径部１３ｂにボルト締結された後側軸受押え４５によって外輪側間座４６を介して小内径部１３ｂに固定されている。後側転がり軸受４１の内輪４３は、回転軸２１に締結された他のナット４７によって内輪側間座４８を介して回転軸２１に固定されている。
駆動モータ５１は、ハウジング１１の後側円筒部１３の大内径部１３ａに内嵌されさたステータ５２と、ステータ５２の内周側に間隙を介して対向する回転軸２１に外嵌されたロータ５３とで構成されている。

そして、上記構成を有する工作機械の主軸装置１０には、回転軸２１に掛かるアキシャル荷重を測定する変位測定部６０が設けられている。変位測定部６０は、圧縮気体を利用して回転軸２１のアキシャル方向変位を検出する変位検出部６１と、変位検出部６１に圧縮気体を供給して、外輪側間座３６と内輪側間座３８との間の隙間に応じた圧力損失を測定する圧力損失測定部７１とを１組としている。これら変位検出部６１及び圧力損失測定部７１の組はハウジング１１の円周方向に少なくとも１組備えている。また、変位測定部６０は、圧力損失測定部７１の測定結果に基づいて回転軸２１に作用するアキシャル荷重を演算する演算処理部ＰＵを備えている。

変位検出部６１は、図２（ａ）及び（ｂ）に示すように、少なくともハウジング１１の前側円筒部１２の小外径部１２ａにおける円周方向の１個所に形成されている。
変位検出部６１は、前側転がり軸受３１の外輪側間座３６及び内輪側間座３８を含んで構成されている。すなわち、外輪側間座３６は、アンギュラ玉軸受３１ａ及び３１ｂの外輪３３の互いに対向する軸方向端面に接触する外周側リング部３６ａと、外周側リング部３６ａより幅狭の内周側リング部３６ｂとを備えている。
外周側リング部３６ａには軸方向の中央部に外側から内側に窪む凹部３６ｃが形成されている。内周側リング部３６ｂには、アンギュラ玉軸受３１ａの外輪３３及び内輪３４間に対向する円周溝３６ｄが形成されている。

内輪側間座３８は、回転軸２１に嵌合された円筒部３８ａと、円筒部３８ａの前端側において外周側に突出して外輪側間座３６の円周溝３６ｄ内に延長する断面方形の環状突条３８ｂとで構成されている。
そして、図２（ａ）に示すように、外輪側間座３６の円周溝３６ｄを形成する左側面と内輪側間座３８の環状突条３８ｂの右側面との軸方向の対向面に被測定隙間ｇが形成されている。
また、円周溝３６ｄの底面と環状突条３８ｂの外周面との間隔も被測定隙間ｇと同じ隙間に設定され、同様に、外輪側間座３６の内周面と、内輪側間座３８の円筒部３８ａの外周面との間隔も被測定隙間ｇと同じ隙間に形成されている。しかしながら、外輪側間座３６と内輪側間座３８との間の被測定隙間ｇ以外の隙間については被測定隙間ｇに合わせる必要はなく、被測定隙間ｇより大きい隙間とすることができる。

そして、外輪側間座３６には、凹部３６ｃの底面から内周面側に半径方向に延長する気体通路３６ｅが形成され、気体通路３６ｅの先端側から軸方向に被測定隙間ｇに向かって円周溝３６ｄの右側面に開口する圧縮気体吐出ノズル６２が形成されている。圧縮気体吐出ノズル６２から圧縮気体が外輪側間座３６の円周溝３６ｄと内輪側間座３８の環状突条３８ｂとの間の被測定隙間ｇに吐出される。
ここで、工作機械のスピンドル軸は、加工効率向上のため、高速回転させることを想定している。このため、特に、スピンドル回転中は、ハウジング１１と回転軸２１の間で温度差が生じ、多くの場合回転軸２１の方が高くなるため、ハウジング１１と回転軸２１の間の軸方向の隙間量は数〜数１０μｍ程度小さくなる。温度差による軸方向の相対伸びの中心は、軸受などの固定方法により異なるため、大小の方向は都度変わる。また、遠心力の影響により、回転軸２１の軸方向の収縮や、軸受（３１ａ，３１ｂ）の予圧方式によっては接触角変化によって、回転軸２１がハウジング１１に対し、軸方向に数〜数１０μｍ程度相対変位する場合もある。

また、工作機械スピンドルにおいて、外輪側間座３６と内輪側間座３８の間等の、ハウジング１１と回転軸２１間に形成される隙間は、スピンドル内部や転がり軸受３１への異物の侵入を防ぐため、大きくてもコンマ数ｍｍ程度で設定される。
また、工作機械スピンドルにおいて、ハウジングと回転体との間に、スピンドル内部や軸受への異物などの侵入を防ぐ目的で軸方向の隙間（絞り）が形成されることがあるが、その場合、その大きさは大きくてもコンマ数ｍｍ程度で設定される。
そこで、外輪側間座３６と内輪側間座３８との間の被測定隙間ｇは、回転軸２１の静止時において０．０５ｍｍ〜０．５ｍｍに設定されるが、回転軸２１のアキシャル方向変位に対する圧力損失の変化量は、隙間量が小さいほど大きくなるため、被測定隙間ｇは、０．０５ｍｍ〜０．２ｍｍに設定することが好ましい。

運転中の外輪側間座３６と内輪側間座３８との間の被測定隙間ｇを精度良く測定するため、変位検出部６１に設けられる内輪側間座３８は、可能な限り回転軸２１と同軸となることが望ましい。
一方、ハウジング１１の小外径部１２ａには、気体通路３６ｅと同軸的に外周面から外輪側間座３６の凹部３６ｃに達して２段階に内径が縮小する円形の開口部６３が形成されている。開口部６３には、図１に示すように、後側側壁に前側円筒部１２に形成された圧縮気体供給通路６４の一端が開口されている。圧縮気体供給通路６４の他端は、後側円筒部１３に形成された後端に開口して軸方向に前方に延長して形成された圧縮気体供給通路６５に連通している。

また、開口部６３内には、図２（ａ）及び（ｂ）に示すように、圧縮気体供給通路６４から供給される圧縮気体の方向を軸方向から半径方向に方向変換して外輪側間座３６の気体通路３６ｅを介して圧縮気体吐出ノズル６２に供給する気体方向変換部としての気体接続部６６が装着されている。
気体接続部６６は、開口部６３に内嵌可能な形状、例えば開口部６３の内周形状と同一形状の外周形状を有し、内部に開口部６３に連通する気体通路６６ａ及び気体通路６６ａに一端が連通し、他端が圧縮気体吐出ノズル６２に連通する気体通路６６ｂが形成されている。気体接続部６６の側壁と開口部６３の内壁との間にはＯリング６７が配置され、気体接続部６６の底面と凹部３６ｃの底面との間にも同様にＯリング６８が配置され、これらＯリング６７及び６８によって圧縮空気の漏れを防止している。

また、気体接続部６６は、図２（ａ）及び（ｂ）に示すように、外周面の段部が開口部６３の内周面の段部と接触することにより、半径方向に位置決めされている。また、気体接続部６６は、半径方向外側の端面が小外径部１２ａの外周面にねじ止めされた押え片６９に接触して開口部６３からの抜け出しが防止されている。尚、気体接続部６６は、押え片６９で抜け出しを防止する場合に限らず、気体接続部６６の外周面側にフランジ部を形成し、このフランジ部をねじ止めすることもでき、気体接続部６６のハウジング１１に対する固定方法は任意の固定方法をとることができる。

圧力損失測定部７１には、図１に示すように、前側転がり軸受３１及び後側転がり軸受４１に潤滑油を供給する図示しないオイルエア潤滑やオイルミスト潤滑による潤滑系統に圧縮気体供給部８０から例えば４気圧程度の圧縮気体が供給される。圧縮気体供給部８０は、圧縮気体を吐出するコンプレッサ８１と、コンプレッサ８１から吐出される圧縮気体を調圧する潤滑系統用のレギュレータ８２と、レギュレータ８２と並列に接続された圧力損失測定用のレギュレータ８３とを備えている。
圧力損失測定部７１は、圧縮気体の供給経路に介挿された絞り７２と、絞り７２の上流側及び下流側の差圧を検出する差圧センサ７３とを備えている。尚、第１実施形態ではオイルエア潤滑やオイルミスト潤滑に限定されない。例えば、グリース潤滑などにも適用可能である。

絞り７２は、レギュレータ８３とハウジング１１に形成された圧縮気体供給通路６５の開口とを連結する配管７４に介挿されている。絞り７２の絞り量は、回転軸２１の回転中で回転軸２１のアキシャル方向変位が“０”であるときに差圧センサ７３で検出される差圧検出値が予め設定した設定値となるように設定する。これにより、絞り７２の下流側の圧力が絞り７２から変位検出部６１までの配管長さ及び配管径による流路抵抗を考慮した回転軸２１のアキシャル方向変位のみに応じた圧力損失を表すようになる。
差圧センサ７３は、低圧側が絞り７２の下流側の配管７４に接続され、高圧側が配管７５を介してレギュレータ８３に接続されている。差圧センサ７３では、レギュレータ８３から供給される圧縮空気圧と変位検出部６１に接続された絞り７２の下流側圧力、すなわち変位検出部６１での回転軸２１のアキシャル方向変位に応じた圧力損失との差圧を検出し、検出した差圧検出値をアナログ値又はデジタル値として出力する。

演算処理部ＰＵは、例えばマイクロコンピュータ等の演算処理装置で構成され、各圧力損失測定部７１の差圧センサ７３から出力される差圧検出値が入力される。この差圧検出値は、回転軸２１に作用するアキシャル荷重に比例する。したがって、定位置予圧が負荷されている前側転がり軸受３１を構成するアンギュラ玉軸受３１ａ及び３１ｂの軸受剛性（ばね定数）を予め測定あるいは計算して、アキシャル荷重の大きさと回転軸２１の変位量に基づく差圧検出値との関係を求めて荷重算出用マップを形成し、これを演算処理部ＰＵの記憶部に記憶しておくことにより、差圧検出値に基づいて荷重算出用マップを参照することにより、回転軸２１に作用するアキシャル荷重の方向及び大きさを求めることができる。算出したアキシャル荷重の方向及び大きさは、表示器ＤＰに出力されて表示される。
尚、荷重算出用マップを使用する代わりに荷重算出用マップの特性線の方程式を求め、求めた方程式に差圧センサ７３の差圧検出値を代入することによりアキシャル荷重量を算出することもできる。

次に、上記第１実施形態の動作を説明する。
先ず、圧縮気体供給部８０から圧力損失測定部７１に圧縮気体を供給し、前述したように、工作機械の主軸装置１０の回転軸２１を回転させた状態、且つ回転軸２１に負荷されるアキシャル荷重が“０”である状態で、圧力損失測定部７１の絞り７２の絞り量を、差圧センサ７３で検出される差圧検出値が予め設定された設定値となるように調整しておく。
そして、主軸装置１０の回転軸２１が停止している状態で、コンプレッサ８１を始動することにより、圧縮気体をレギュレータ８２で調圧して、図示しない前側転がり軸受３１及び後側転がり軸受４１に対する潤滑油供給系統に設定圧の圧縮気体を供給して、前側転がり軸受３１及び後側転がり軸受４１に対する潤滑剤の供給を開始する。

これと同時に、又は前後してコンプレッサ８１から吐出される圧縮気体をレギュレータ８３で調圧して圧力損失測定部７１に供給する。
圧力損失測定部７１に供給された圧縮気体は絞り７２を介してハウジング１１の圧縮気体供給通路６５に入力される。圧縮気体供給通路６５に入力された圧縮気体は、圧縮気体供給通路６５に連結された圧縮気体供給通路６４から気体接続部６６で軸方向から半径方向に９０度方向転換され、気体通路３６ｅを介して圧縮気体吐出ノズル６２に供給される。

圧縮気体吐出ノズル６２に供給された圧縮気体は、外輪側間座３６の円周溝３６ｄを形成する右側面と内輪側間座３８の環状突条３８ｂの右側面との間の被測定隙間ｇに供給される。このとき、被測定隙間ｇの間隔すなわち回転軸２１のアキシャル方向変位が“０”の状態から大きくなると被測定隙間ｇの間隔が小さくなり、これに応じて圧力損失が小さくなり、逆にアキシャル方向変位が小さくなると被測定隙間ｇの間隔が大きくなり、これに応じて圧力損失が大きくなる。ここで、被測定隙間ｇは、上述したように、スピンドル回転中のハウジング１１と回転軸２１との温度差や遠心力の影響により、回転軸２１がハウジング１１に対して軸方向に相対変位することに起因して間隙が小さくなる。

したがって、回転軸２１のアキシャル方向変位が“０”である無負荷状態では、差圧センサ７３で検出される差圧検出値が予め設定した設定値となり、回転軸２１のアキシャル方向変位が“０”であることを表す差圧検出値が演算処理部ＰＵに出力される。
このため、演算処理部ＰＵでは、差圧センサ７３から入力される差圧検出値に基づいて荷重算出用マップを参照することにより、アキシャル荷重量を算出する。算出された荷重量は表示器ＤＰに出力されて表示される。この場合、アキシャル方向変位が“０”であるので、表示器ＤＰに表示されるアキシャル荷重量は“０”となる。

この状態で、回転軸２１に例えばドリルを装着して穴開け加工を開始すると、回転軸２１にアキシャル荷重が加わることになり、このアキシャル荷重に応じたアキシャル方向変位が回転軸２１に生じる。
このため、回転軸２１のアキシャル方向変位に応じて変位検出部６１の圧縮気体吐出ノズル６２から吐出される圧縮気体にアキシャル方向変位に応じた圧力損失が生じる。この圧力損失が圧力損失測定部７１の差圧センサ７３で差圧検出値として検出される。
検出された差圧検出値が演算処理部ＰＵに供給されることにより、この演算処理部ＰＵで荷重算出用マップを参照して回転軸２１に負荷されたアキシャル荷重を算出する。算出されたアキシャル荷重は表示器ＤＰに出力されて表示される。

このように、上記第１実施形態によると、前側転がり軸受３１の外輪側間座３６及び内輪側間座３８を含んで構成される軸方向の変位を検出する変位検出部６１に圧縮気体を供給することにより、圧縮気体吐出ノズル６２から圧縮気体が外輪側間座３６の円周溝３６ｄと内輪側間座３８の環状突条３８ｂとの間の被測定隙間ｇに吐出される。このため、被測定隙間ｇの間隔すなわち回転軸２１のアキシャル方向変位に応じた圧縮気体の圧力損失が生じる。この圧力損失をハウジング１１の外側に設けた圧力損失測定部７１の差圧センサ７３で検出し、検出した差圧検出値を演算処理部ＰＵに供給することにより、回転軸２１に負荷されるアキシャル荷重を算出することができる。

したがって、変位検出部６１では所定の被測定隙間ｇを介して対向する外輪側間座３６の円周溝３６ｄ及び内輪側間座３８の環状突条３８ｂ、気体通路３６ｅ、圧縮気体供給通路６４、気体接続部６６及び圧縮気体吐出ノズル６２を設けるだけの簡易な構成で回転軸２１のアキシャル方向変位に応じた圧力損失を生じさせることができる。このため、変位検出部６１に電気的に動作する部品を必要としないので、配線の引き回しや電気的絶縁を考慮する必要がない。

また、圧力損失測定部７１では、圧縮気体を絞り７２を介して変位検出部６１に供給し、絞り７２の下流側すなわち変位検出部６１側の圧力と圧力損失測定部７１に供給される圧縮気体の元圧との差圧を検出することで変位検出部６１での圧力損失を測定することができる。そして、検出した差圧検出値を演算処理部ＰＵに入力することにより、荷重算出用マップを参照して回転軸２１のアキシャル荷重を算出することができる。
このため、回転軸２１を転がり軸受で回転自在に支持する場合に、簡単な構成で、圧縮気体を利用して回転軸２１のアキシャル方向変位を算出したり、回転軸２１に負荷されるアキシャル荷重を算出したりすることができる。

尚、上記第１実施形態では、ハウジング１１内に軸方向に延長する圧縮気体供給通路６４及び６５を形成した場合について説明したが、これに限定されるものではなく、気体接続部６６の気体通路６６ｂを外周側に延長して開口させ、この開口部に圧力損失測定部７１を接続するようにしてもよい。或いは、圧縮気体供給通路６５を省略して、圧縮気体供給通路６４を小外径部１２ａの外周面に開口させ、この開口部に圧力損失測定部７１を接続するようにしてもよい。
また、上記第１実施形態では、圧縮気体吐出ノズル６２が軸方向に延長している場合について説明したが、これに限定されるものではなく、図３（ａ）に示すように、圧縮気体吐出ノズル６２を上向きに傾斜させたり、図３（ｂ）に示すように、圧縮気体吐出ノズル６２を下向きに傾斜させたり、さらには、図３（ｃ）に示すように、圧縮気体吐出ノズル６２を気体通路３６ｅの中心軸回りに旋回させたりすることができる。

また、上記第１実施形態では、工作機械の主軸装置１０の回転軸２１を回転させた状態、且つ回転軸２１に負荷されるアキシャル荷重が“０”である状態で、圧力損失測定部７１の絞り７２の絞り量を、差圧センサ７３で検出される差圧検出値が予め設定された設定値となるように調整しておく場合について説明した。しかしながら、本発明は、この調整に限定されるものではない。例えば、外部負荷なしで主軸装置１０の回転軸２１が停止している状態（０回転の状態）で圧力損失測定部７１の絞り７２により各圧力損失測定部７１の差圧をある値に調整し、この状態を変位０として設定しておく。そして、回転軸２１の回転数を変化させると、各圧力損失測定部７１の差圧が回転軸２１の回転数に応じて変化し、それにより変位０と設定した差圧も同量オフセットされる。そして、回転数が安定した後、上記同様の無負荷の状態で外部よりトリガ信号を与え、その時の値を改めて“０”とする。これにより、回転軸２１の回転が一定であれば、違う回転数でも上記第１実施形態と同じように測定が可能となる。

第２実施形態
次に、本発明に係る軸受装置の第２実施形態について図４を伴って説明する。尚、図４（ａ）は図４（ｂ）のＡ−Ａ線に沿った断面構造を示す断面図である。
第２実施形態では、前側転がり軸受への圧縮気体の影響を除去するようにしたものである。
すなわち、第２実施形態では、図４（ａ）及び（ｂ）に示すように、変位検出部６１には、外輪側間座３６の円周溝３６ｄの底面に圧縮気体を回収する気体回収溝８５ａが円周方向に形成されている。また、外輪側間座３６の内輪側間座３８の外周面と対向する内周面におけるアンギュラ玉軸受３１ｂ側の端部に圧縮気体を回収する気体回収溝８５ｂが円周方向に形成されている。そして、図４（ａ）の下側及び図４（ｂ）に示すように、外輪側間座３６の変位検出部６１を挟む両側位置に気体回収溝８５ａ及び８５ｂに連通する空洞部８６が形成されている。一方、小外径部１２ａの空洞部８６に対向する位置には、空洞部８６に連通して半径方向に延長する気体排出通路８７ａが形成され、この気体排出通路８７ａに一端が連通し、他端が前端に開口する気体排出通路８７ｂが形成されている。これら気体回収溝８５ａ，８５ｂ、空洞部８６、気体排出通路８７ａ及び８７ｂが圧縮気体排出路（圧縮気体排出部）となっている。気体排出通路８７ａ及び８７ｂは、圧縮気体を軸受装置の外部に排出するドレン部と称することができる。

第２実施形態によると、変位検出部６１の圧縮気体吐出ノズル６２から外輪側間座３６の円周溝３６ｄの左側面と内輪側間座３８の環状突条３８ｂの右側面とき間に形成された被測定隙間ｇに吐出された圧縮空気は、前後方向及び円周方向に拡がって被測定隙間ｇを流れることになるが、前後方向に拡がった圧縮気体は気体回収溝８５ａ及び８５ｂに流れ込み、気体回収溝８５ａ及び８５ｂを図４（ａ）の円周方向に時計方向及び反時計方向に流れて空洞部８６に達し、空洞部８６から小外径部１２ａの気体排出通路８７ａ及び８７ｂを通じて小外径部１２ａの前端面から外部に排出される。
したがって、圧縮気体吐出ノズル６２から噴射された圧縮気体が外輪側間座３６及び内輪側間座３８の前後位置に配置されたアンギュラ玉軸受３１ａ及び３１ｂの外輪３３と内輪３４との間に流れ込むことを防止できる。このため、アンギュラ玉軸受３１ａ及び３１ｂに圧縮気体が流れ込むことによる、アンギュラ玉軸受のオイルエア潤滑やオイルミスト潤滑への影響を防止できる。

尚、上記第２実施形態では、外輪側間座３６の圧縮気体吐出ノズル６２から圧縮気体が供給される被測定隙間ｇを挟む前後位置に気体回収溝８５ａ及び８５ｂを設けた場合について説明したが、これに限定されるものではない。すなわち、図５（ａ）に示すように、気体回収溝８５ａ及び８５ｂの何れか一方の気体回収溝８５ｂを省略したり、図５（ｂ）に示すように、他方の気体回収溝８５ａを省略したりしてもよい。この場合には、気体回収効率は多少低下するが、気体回収溝を省略した側では圧縮気体が外輪側間座３６と内輪側間座３８との間の被測定隙間ｇ以外の隙間を通る長さが長くなり、流路抵抗が増加するので、大部分は流路抵抗が小さい気体回収溝８５ａ（又は８５ｂ）側に回収され、アンギュラ玉軸受３１ａ及び３１ｂへの圧縮気体の影響は小さいものとなる。

また、上記第２実施形態では、変位検出部６１の設置数を１個とした場合について説明したが、これに限定されるものではなく、２個以上設置するようにしてもよい。また、外輪側間座３６に形成する空洞部８６及び小外径部１２ａに形成する気体通路８７ａ及び８７ｂは、隣接する変位検出部６１間の中間部に設けるようにしてもよい。この場合、空洞部８６を、隣接する変位検出部６１間の中間部に形成することにより、隣接する変位検出部６１の一方が吐出した圧縮気体が他方の変位検出部６１に影響することを防止することができる。また、隣り合う変位検出部６１の間に空洞部８６を複数設けてもよい。

さらに、上記第２実施形態では、１つの変位検出部６１に対して２つの気体排出通路８７ａ，８７ｂを設ける場合について説明したが、これに限定されるものではなく、図６に示すように、外輪側間座３６の外周面に各空洞部８６を連通する連通溝８８を円周方向に形成し、何れか一つの空洞部８６に気体排出通路８７ａ，８７ｂを設けるようにしてもよい。この場合には、１つの気体排出通路８７ａ，８７ｂで変位検出部６１から吐出される圧縮気体を円周方向の両側で回収することができる。したがって、ハウジング１１に設ける圧縮気体排出路の数を減少させてハウジング１１の加工工数を低減することができる。

第３実施形態
次に、本発明に係る軸受装置の第３実施形態について図７を伴って説明する。
第３実施形態では、外輪側間座３６の内周面及び内輪側間座３８の外周面間に形成する被測定隙間ｇの軸方向の長さを必要最小限に設定するようにしたものである。
第３実施形態では、変位検出部を前側転がり軸受３１間の間座ではなく、前側転がり軸受３１に対して軸方向に隣接する位置に変位検出部６１を形成したものである。
すなわち、第３実施形態では、図７に示すように、変位検出部６１が前側転がり軸受３１を構成する後側のアンギュラ玉軸受３１ｂの後側に隣接させて配置されている。

このため、ハウジング１１の前側円筒部１２の内周面に形成した軸受収納段差部１２ｃが前側転がり軸受３１を構成するアンギュラ玉軸受３１ｂより後方側に延長されている。
変位検出部６１は、軸受収納段差部１２ｃの延長部に、前述した第１実施形態及び第２実施形態における外輪側間座３６と同一形状の外輪側間座９６を配置し、この外輪側間座９６の内周面は回転軸２１の外周面に対向されている。
外輪側間座９６は、外輪側間座３６と同様に外周側リング部９６ａ、内周側リング部９６ｂ、凹部９６ｃ、円周溝９６ｄ、気体通路９６ｅ、圧縮気体吐出ノズル９７を備えている。

また、ハウジング１１の小外径部１２ａの外輪側間座９６に対向する位置に開口部６３と同様の開口部９８が形成され、開口部９８内に気体接続部６６と同様の気体通路９９ａ及び９９ｂを形成した気体接続部９９が装着されている。
さらに、回転軸２１に外輪側間座９６の円周溝９６ｄ内に突出する環状突条１００が形成されている。環状突条１００の右側面と、これに対向する外輪側間座９６の円周溝９６ｄを形成する左側面との間に被測定隙間ｇが形成されている。被測定隙間ｇに外輪側間座９６に形成された圧縮気体吐出ノズル９７から圧縮気体が吐出される。

第３実施形態によると、変位検出部６１自体は第１実施形態と同様の動作を行うので、第１実施形態と同様の作用効果を発揮してアキシャル荷重を算出することができる。また、第３実施形態では、第１及び第２実施形態のように外輪側間座９６から吐出される圧縮気体が内輪側間座ではなく直接回転軸２１に形成された環状突条１００との間に形成される被測定隙間ｇに吐出される。このため、第１及び第２実施形態での内輪側間座３８を省略でき、被測定隙間ｇの形状精度を高めることが可能となる。
尚、上記第３実施形態では、回転軸２１に環状突条１００を形成した場合について説明したが、これに限定されるものではなく、図８に示すように、第１及び第２実施形態と同様に円筒部１０１ａと外輪側間座９６の円周溝９６ｄ内に突出する環状突条１０１ｂとで構成される内輪側間座１０１を配置するようにしてもよい。

また、上記第３実施形態では、変位検出部６１を前述した第１実施形態と同様に外輪側間座９６及び気体接続部９９で構成する場合について説明したが、これに限定されるものではない。例えば、図９に示すように、第３実施形態における外輪側間座９６を省略し、これに代えてハウジング１１の小外径部１２ａに、アンギュラ玉軸受３１ｂの後端側の内周面に形成した円周溝１０５と、円周溝１０５を形成する左側面に開口し、軸方向に延長する圧縮気体吐出ノズル１０６と、圧縮気体吐出ノズル１０６の後端側に連通して半径方向に延長し、外周側で圧縮気体供給通路６４と連通する気体通路１０７とを形成するようにしてもよい。ここで、円周溝１０５内には前述した第３実施形態の変形例と同様の回転軸２１の外周面に装着した内輪側間座１０８の環状突条１０８ｂを挿入し、環状突条１０８ｂの右側面と円周溝１０５を形成する左側面との間に被測定隙間ｇが形成されている。この場合には、図８の外輪側間座９６や気体接続部９９を省略することができ、気体接続部９９を設ける場合の円周方向の位相誤差の発生を防止しながら構成要素を削減することができる。

また、図１０に示すように、図９の構成において、内輪側間座１０８を省略し、これに代えて回転軸２１に直接円周溝１０５内に挿入される環状突条１０９を形成し、環状突条１０９の右側面と円周溝１０５を形成する左側面との間に被測定隙間ｇを形成するようにしてもよい。この場合には、第１及び第２実施形態のように、回転軸２１と一体に回転する内輪側間座の使用時に問題となる回転軸２１と内輪側間座の芯ずれの影響がなく、被測定隙間ｇの形状精度を高めることが可能となる。
尚、図示していないが、第３実施形態においても、第２実施形態で説明したような圧縮気体を回収する気体回収溝及び圧縮気体を外部に排出する気体排出通路が設けられている。

第４実施形態
次に、本発明に係る軸受装置の第４実施形態について図１１を伴って説明する。
第４実施形態では、第１〜第３実施形態における気体接続部を可撓性チューブに変更したものである。
すなわち、第４実施形態では、図１１に示すように、第１の実施形態における気体接続部６６を省略し、これに代えて外輪側間座３６の圧縮気体吐出ノズル６２とハウジング１１の小外径部１２ａの圧縮気体供給通路６４とを気体方向変換部としての可撓性チューブ１１１で連結するようにしたものである。可撓性チューブ１１１は、図１１に示すように、両端に先端に雄ねじ部を有するチューブ用継手１１２及び１１３が気密性を保って取付けられている。

一方、外輪側間座３６には、圧縮気体吐出ノズル６２に連通してチューブ用継手１１２の雄ねじ部が螺合する雌ねじ部１１４が形成されている。
また、小外径部１２ａには、可撓性チューブ１１１を収納するＬ字状の空間部１１５が形成され、空間部１１５と圧縮気体供給通路６４の終端の上方との間にチューブ用継手１１３の雄ねじ部が螺合する雌ねじ部１１６が形成されている。

そして、可撓性チューブ１１１が一方のチューブ用継手１１２が外輪側間座３６の雌ねじ部１１４に螺合され、他方のチューブ用継手１１３が小外径部１２ａの雌ねじ部１１６に螺合されている。したがって、圧縮気体供給通路６４と気体通路３６ｅ及び圧縮気体吐出ノズル６２とが可撓性チューブ１１１で連結されている。
第４実施形態によると、気体接続部６６に代えて可撓性チューブ１１１を適用しているので、圧縮気体供給通路６４と圧縮気体吐出ノズル６２とを複雑な構造の気体接続部６６を使用することなく容易に連結することができる。このため、ハウジング１１と外輪側間座３６との円周方向の位相誤差の許容量が大きくなり、製造難度を緩和することができる。
尚、図示していないが、第４実施形態においても、第２実施形態で説明したような圧縮気体を回収する気体回収溝及び圧縮気体を外部に排出する気体排出通路が設けられている。

第５実施形態
次に、本発明に係る軸受装置の第５実施形態について図１２を伴って説明する。
第５実施形態では、圧力損失測定部７１の差圧センサ７３に過度の差圧が入力されることを防止するようにしたものである。
すなわち、第５実施形態では、図１２に示すように、第１実施形態における圧力損失測定部７１の差圧センサ７３の高圧側とレギュレータ８３とを接続する配管７５に圧縮気体圧力の立ち上がり時間を絞り７２の下流側の圧縮気体圧力の立ち上がりに合わせて調整する絞り７７を設けるようにしたものである。

第５実施形態の動作を説明する。
前述した第１実施形態のように、差圧センサ７３の高圧側とレギュレータ８３とが配管７５で直接接続されている場合には、コンプレッサ８１を始動してレギュレータ８３から設定圧の圧縮気体を圧力損失測定部７１に供給開始する際に、差圧センサ７３の高圧側にはレギュレータ８３のから出力される立ち上がりの早い圧縮空気が供給される。このため、差圧センサ７３の高圧側は所定圧までの立ち上がり時間が短くなる。

これに対して、絞り７２を介挿した配管７４では、絞り７２の下流側にハウジング１１内の圧縮気体供給通路６５及び６４を通じて変位検出部６１が接続されているので、変位検出部６１の圧縮気体吐出ノズル６２までの距離が長く、距離は主軸装置１０の構造に依存し、一定ではない。このため、絞り７２側への圧縮気体の供給開始直後の絞り７２の下流側の圧縮気体の立ち上がりが遅くなり、差圧センサ７３の低圧側の圧縮気体の立ち上がりに時間が掛かる。
したがって、圧力損失測定部７１に圧縮気体を供給開始した直後には、差圧センサ７３の高圧側と低圧側との差圧が規定値を超えて過度に大きくなる可能性があり、差圧センサ７３に悪影響を及ぼす。

このため、第５実施形態では、圧力損失測定部７１に圧縮気体を供給開始したときに、レギュレータ８３と差圧センサ７３の高圧側とを接続する配管７５に絞り７７が介挿されている。このため、絞り７７によって差圧センサ７３の高圧側における圧縮気体の規定圧までの立ち上がり時間を遅らせることができる。したがって、圧力損失測定部７１に圧縮気体を供給開始した直後に、差圧センサ７３の高圧側と低圧側との間の差圧が規定値を超えた過度に大きくなることを防止することができる。
この場合、絞り７７による差圧センサ７３の高圧側における圧縮気体の立ち上がり時間は、絞り７２側の圧縮気体の立ち上がり時間に厳密に一致させる必要はなく、圧力損失測定部７１にレギュレータ８３から圧縮気体を供給した直後の差圧センサ７３の高圧側と低圧側との差圧が規定値内に収まればよいものである。

尚、第５実施形態では、差圧センサ７３の高圧側とレギュレータ８３との間の配管７５に絞り７７を介挿して、差圧センサ７３の高圧側及び低圧側の差圧が規定値を超えて過度に大きくなることを防止する場合について説明した。本発明は上記構成に限定されるものではなく、図１２絞り７７を省略して、図１３に示すように、差圧センサ７３と並列にリリーフ弁７８を接続するようにしてもよい。この場合、リリーフ弁７８で差圧センサ７３の高圧側及び低圧側の差圧が規定値を超える場合に、差圧センサ７３の高圧側の圧縮気体を大気に排出して差圧センサ７３の高圧側及び低圧側の差圧が規定値を超えることを防止することができる。
上記の記載において、第５実施形態が第１実施形態に適用される場合を説明したが、第５実施形態は、本明細書にすでに記載されている第２実施形態〜第４実施形態に適用することもでき、さらに、下記においてこれから記載される実施形態の全てにも適用することができる。

実施形態６
次に、本発明に係る軸受装置の第６実施形態について図１４を伴って説明する。
第６実施形態では、第１実施形態における高圧側、低圧側の立ち上がり時間差による差圧センサ７３への過負荷を緩和するようにしたものである。
すなわち、第６実施形態の圧力損失測定部７１は、図１４に示すように、ハウジング１１に形成された圧縮気体供給通路６５の開口とレギュレータ８３とを連結する配管７４に介挿された弁７９を備えている。弁７９は、配管７４と配管７５との連結部よりも圧縮気体供給通路６５側（変位検出部６１側）で配管７４に挿入されている。換言すれば、弁７９は、配管７４と配管７５との連結部よりも下流側で配管７４に介挿されている。
第６実施形態では、弁７９を閉じた状態で圧縮気体を供給し、圧力損失測定部７１の内圧を予め高めた状態で弁７９を開放して圧力損失測定を開始することで、第１実施形態における高圧側、低圧側の立ち上がり時間差による差圧センサ７３への過負荷を緩和することが可能となる。
上記の記載において、第６実施形態が第１実施形態に適用される場合を説明したが、第６実施形態は、本明細書にすでに記載されている第２実施形態〜第５実施形態に適用することもでき、さらに、下記においてこれから記載される実施形態の全てにも適用することができる。

実施形態７
次に、本発明に係る軸受装置の第７実施形態について図１、図４、図１５及び図１６を参照して説明する。
第７実施形態は第２実施形態（図４）の変形例である。以下の記載では、第２実施形態との相違点を説明し、第２実施形態と同じ構成については同じ参照符号を用いることにより、説明を省略する。
第７実施形態では、変位検出用の圧縮気体供給系統を介して変位検出部６１に圧縮気体を供給すると共に、変位検出用の圧縮気体供給系統とは異なる系統を介して前側転がり軸受３１ｂに潤滑油を供給する構成を説明する。本実施形態では潤滑油を供給する際に、圧縮気体を利用する。潤滑油は、図１に示した圧縮気体供給部８０から供給される圧縮気体を用いて、オイルエア潤滑やオイルミスト潤滑により、前側転がり軸受３１ｂに供給される。図１５の一点鎖線Ｃ１は、回転軸２１の中心軸を示している。一点鎖線Ｃ１に直交する一点鎖線Ｃ２は、気体通路６６ｂの中心を通る線である。本実施形態では、オイルエア潤滑による軸受潤滑を行うとするが、オイルエア潤滑やオイルミスト潤滑に代表されるような、圧縮気体と潤滑剤を用いた潤滑であればよい。尚、以下の記載では、潤滑油供給用の圧縮気体と潤滑油との組み合わせを、オイルエアと称する。また、潤滑油を軸受３１に供給する際に使用する圧縮気体の供給源は、図１に示した圧縮気体供給部８０とは別に設けた供給源でもよい。変位測定用に使用する圧縮気体と、潤滑油供給に使用する圧縮気体とを区別するために、潤滑油供給に使用する圧縮気体を第２圧縮気体と称してもよい。

図１５の一点鎖線Ｃ１の上側は、変位検出部６１を示している。本実施形態の変位検出部６１は、第２実施形態で説明した図４（ａ）の上側に示した変位検出部６１とほぼ同様の構造を有している。第２実施形態（図４（ａ））との相違点は、一点鎖線Ｃ２の右側において、本実施形態の外輪側間座３６がエア溜まり１２０を有している点である。エア溜まり１２０は、オイルエアを減圧する空間である。エア溜まり１２０は、気体通路６６ｂと転がり軸受３１ｂとの間において、第２圧縮気体（オイルエア）が流入する凹部であり、外輪側間座３６に形成されている。尚、気体通路６６ｂの位置は、周方向で見ると圧縮気体吐出ノズル６２と同じ位置にあるので、エア溜まり１２０は、圧縮気体吐出ノズル６２と転がり軸受３１ｂとの間において、第２圧縮気体が流入する凹部であり、外輪側間座３６に形成されていると言える。
エア溜まり１２０は、回転軸２１の周方向に延びる円環状の溝である。図１５と図４（ａ）を比較して見ると分かるように、本実施形態では、図４（ａ）に示されている気体回収溝８５ｂと重なる位置にエア溜まり１２０を形成している。つまり、本実施形態のエア溜まり１２０は、気体回収溝８５ｂと一体になっており、エア溜まり１２０が気体回収溝８５ｂであると言える。このように、エア溜まり１２０と気体回収溝８１ｂが同一の溝である場合に、当該溝を共通溝１２５（図１６）と称する。共通溝１２５には、変位検出用に供給した圧縮気体が流入し、且つ、オイルエア（第２圧縮気体）も流入する。
エア溜まり１２０と前側転がり軸受３１ｂとの間には、外輪側間座３６の内周側リング部３６ｂの一部３６ｂ１が位置している。本実施形態では、エア溜まり１２０に入ったオイルエアはエア溜まり１２０内で減圧され且つ減速されるので、オイルエアの供給に起因する騒音がエア溜まり１２０により減少する。より詳しくは、エア溜まり１２０に入ったオイルエアはエア溜まり１２０内で減圧、減速されるので、オイルエアが軸受３１ｂに供給される際、軸受３１ｂの転動体や転動体保持器による風切り音が低減される。

図１５の一点鎖線Ｃ１の下側は、潤滑油を前側転がり軸受３１ｂに供給するための潤滑系統１１９の主要部を示している。図１５の一点鎖線Ｃ１の下側は、図４（ａ）の下側とは異なる位相（図４（ｂ）のように回転軸２１の軸方向から見た場合の配置を位相と称する）で見た断面図である。
図１５に示すように、潤滑系統１１９は、オイルエア供給通路１２３と、オイルエア吐出ノズル１２４を有する。オイルエア吐出ノズル１２４は、エア溜まり１２０に開口している。潤滑系統１２３には、オイルエアが供給されている。潤滑系統１１９は、潤滑油（潤滑剤）を前側転がり軸受３１ｂに供給する潤滑剤供給部である。
オイルエア吐出ノズル１２４は、オイルエア供給通路１２３の下流端に形成されており、オイルエア吐出ノズル１２４の横断面は、オイルエア供給通路１２３の横断面より小さい。つまり、オイルエア供給通路１２３を通過したオイルエアは、断面積の小さいオイルエア吐出ノズル１２４に流入して絞られることになる。

オイルエア供給通路１２３は、ハウジング１１と外輪側間座３６の中を通って延びる。より詳しくは、図１５においてオイルエア供給通路１２３の上流側はハウジング１１内を一点鎖線Ｃ１と平行に延び、一点鎖線Ｃ２の近傍において、回転軸２１の径方向内側に９０度方向転換されて、オイルエア吐出ノズル１２４まで延びている。従って、オイルエア供給通路１２３に入ったオイルエアは、オイルエア供給通路１２３を通過して、オイルエア吐出ノズル１２４からエア溜まり１２０に供給される。
エア溜まり１２０に入ったオイルエアは、エア溜まり１２０内で減圧、減速されてから、内周側リング部３６ｂの一部３６ｂ１と内輪側間座３８との間の隙間を通って、前側転がり軸受３１ｂに供給される。本実施形態では、エア溜まり１２０に入ったオイルエアは減圧され且つ減速されるので、エア溜まり１２０が無い場合に比べて、オイルエア潤滑に起因する騒音（軸受３１ａ、３１ｂの転動体や転動体保持器による風切り音）が減少する。
潤滑系統１１９は、変位測定部６１とは異なる位相に設けられている。

図１５に示すように、エア溜まり１２０と前側転がり軸受３１ｂとの間には、内周側リング部３６ｂの一部３６ｂ１が位置しているので、エア溜まり１２０に入ったオイルエア（潤滑油）は、直接、前側転がり軸受３１ｂに吹き付けられない。外輪側間座３６に設けられたエア溜まり１２０によりオイルエアが減圧、減速された後、オイルエアが前側転がり軸受３１ｂへ供給される。

図１６は、本実施形態の軸受装置を、図１５とは異なる位相で見た断面図である。より詳しくは、図１６の一点鎖線Ｃ１の上側は、空洞部８６及び気体排出通路８７ａ、８７ｂが見える位相での断面図を示している。図１６の一点鎖線Ｃ１の下側は図１５の一点鎖線Ｃ１の下側と同じである。
図１６の一点鎖線Ｃ１の上側に示すように、気体排出通路８７ａ、８７ｂがハウジング１１内に形成されている。また、空洞部８６の右側はエア溜まり１２０に連通している。本実施形態では、エア溜まり１２０が気体回収溝８５ｂ（図４（ｂ））と一体になることにより、共通溝１２５が形成される。尚、第２実施形態と同じように、図１６においても、気体回収溝８５ａは空洞部８６に連通している。

気体回収溝８５ｂとエア溜まり１２０は一体となり共通溝１２５になっているので、エア溜まり１２０は気体回収機能を有していると言える。このような構造にすると、気体回収溝８５ｂとエア溜まり１２０を別々に設ける場合に比べて、回転軸２１の軸方向のスペースを有効に使用することができる。
また、圧縮気体吐出ノズル６２から吐出された圧縮気体は、エア溜まり１２０を通って軸受３１ｂに流れる。その結果、空洞部８６から気体排出通路８７ａ、８７ｂを通じて外部に排出されるのみであった圧縮気体（変位検出用）が前側転がり軸受３１ｂにも流入することになり、変位検出用に供給した圧縮気体の圧力が、オイルエア（潤滑油）を前側転がり軸受３１ｂ方向に押す圧力となる。つまり、変位検出用に使用した圧縮気体が軸受３１ｂへの潤滑油供給を補助する補助エアとして再利用できる。
さらに、本実施形態では、エア溜まり１２０は、エア溜まり１２０本来の機能に加え、気体回収の機能も備えることになる。このように２つの機能を備えるエア溜まり１２０を、本実施形態では共通溝１２５と称している。

尚、図１６では、共通溝１２５は、一点鎖線Ｃ２の右側にのみ設けられたが、一点鎖線Ｃ２の左側にも設けてよい。あるいは、共通溝１２５は、一点鎖線Ｃ２の右側に設けずに、左側だけに設けてよい。

変形例１
図１６では、空洞部８６の右側がエア溜まり１２０に連通したが、空洞部８６の右側はエア溜まり１２０に連通しなくてもよい。この構成を第７実施形態の変形例１として、図１７を参照して説明する。図１７は、図１６と同じ位相で見た断面図である。図１７の一点鎖線Ｃ１の下側は、図１６の一点鎖線Ｃ１の下側と同じ図である。以下の記載では、図１７の一点鎖線Ｃ１の上側と図１６の一点鎖線Ｃ１の上側と相違点を説明する。

図１７に示すように、本変形例の空洞部８６は、図１６の空洞部８６と比べて、一点鎖線Ｃ２の右側が小さい。そして、本変形例では、空洞部８６はエア溜まり１２０に連通していない。これにより、変位検出用に使用した圧縮気体は、気体回収溝８５aへより積極的に流れることになる（エア溜まり１２０へ流れる量は、かなり減少する）。気体回収溝８５ａに流れた圧縮気体（変位検出用に使用した圧縮気体）の一部は、さらに軸受３１aに流れ、潤滑油供給を補助する補助エアとして再利用できるとともに、潤滑油が変位検出部６１へ流れ込むことを防ぐこともできる。

変形例２
図１８は第７実施形態の第２変形例を示している。図１５の構成との相違点は、前側転がり軸受３１ａの右に空間１２６が形成されている点である。前側転がり軸受３１ａの右に形成された空間１２６は、内輪側間座３８が、図１５に比べて左に延出されたために形成された空間である。測定用の圧縮気体は、空間１２６を通って軸受３１ａに流れる。空間１２６に流れた測定用の圧縮気体は、空間１２６内で減圧、減速される。空間１２６の大きさを適宜変更することで減圧、減速の度合いを制御し、より効果的に、前記補助エアとしての効果および潤滑油の変位検出部６１への流入防止の効果を発揮させることが可能となる。

尚、図１５〜図１８において、変位測定部６１と、オイルエア吐出ノズル１２４の配置位相（図４（ｂ）のように回転軸２１の軸方向から見た場合の配置）は、特に限定されない。但し、オイルエア吐出ノズル１２４の配置位相は、変位測定部６１及び空洞部８６の配置位相と重ならないことが好ましい。
また、オイルエア吐出ノズル１２４の配置位相と、変位測定部６１の配置位相は、回転軸２１の軸回りの角度で、１０度以上の間隔を空けることが好ましい。これは、オイルエア吐出ノズル１２４のオイルエアの圧力と、変位測定部６１の圧縮気体の圧力を効果的に減圧させるためである。
外輪側間座３６の軸方向寸法が大きい場合、エア溜まり１２０と気体回収溝８５ｂを別々に外輪側間座３６に形成してもよい。外輪側間座３６の軸方向寸法が大きい場合、一点鎖線Ｃ２の右側（もしくは左側）または両側に、エア溜まり１２０と気体回収溝を別々に外輪側間座３６に形成してよい。

実施形態８
本発明に係る軸受装置の第８実施形態について図１９及び図２０を参照して説明する。
第８実施形態では、第７実施形態と同様に、変位検出用の圧縮気体供給系統を介して変位検出部６１に圧縮気体を供給すると共に、変位検出用の圧縮気体供給系統とは異なる系統を介して前側転がり軸受３１ｂに潤滑油（オイルエア）を供給する。以下の記載では、第７実施形態との相違点を中心に説明し、第７実施形態と同じ構成については同じ参照符号を付けて説明を省略する。

第８実施形態は第７実施形態の第２変形例（図１８）とほぼ同じ構成を有しているが、図１８の構成と比べると、前側転がり軸受３１（３１ａ、３１ｂ）の内輪３４の形状が異なっている。より詳しくは、図１９では、前側転がり軸受３１（３１ａ、３１ｂ）の内輪３４は、図１８の内輪３４と比べて、一点鎖線Ｃ２の方向に、所定量Ｓだけ延びている（所定量Ｓだけ、回転軸方向の寸法が大きい）。また、内輪３４の外径（外周面３４ａの径）は、玉３５から一点鎖線Ｃ２の方向に向かうにつれ小さくなっている。例えば、図１９の一点鎖線Ｃ２の左側では、内輪３４の外周面３４ａが、玉３５から一点鎖線Ｃ２に向かうにつれ、右下方に僅かに傾斜している（内輪３４の外径が縮径しているため）。尚、一点鎖線Ｃ１方向における内輪３４の寸法が大きくなったので、これに応じて、内輪側間座３８の寸法は小さくなっている。また、内輪３４の外径が玉３５から一点鎖線Ｃ２に向かうにつれ縮径しているという構成は、内輪３４の外径が玉３５に向かうにつれ拡径していると表現することもできる。

図１９の一点鎖線Ｃ２の左側では、オイルエアが空間１２６に入ると減圧され、その後、軸受３１ａにオイルエアが供給される。その際、オイルエアに含まれる潤滑油は、回転軸２１の回転により生ずる遠心力によって、内輪３４の外周面３４ａに沿って移動し、玉３５に供給されることになる。よって、本実施形態によれば、図１８に示した構成よりも効率的に玉３５に潤滑油を供給することができる。
図１９の一点鎖線Ｃ２の右側では、内輪３４の外周面３４ａがエア溜まり１２０の中に延びている。そして、オイルエア吐出ノズル１２４は、エア溜まり１２０の中に延びている外周面３４ａに向いている。内輪３４の外周面３４ａが傾斜しているので、オイルエア吐出ノズル１２４からエア溜まり１２０に向かって供給されるオイルエアに含まれる潤滑油は、回転軸２１の回転により生ずる遠心力によって、内輪３４の外周面３４ａに沿って移動し、玉３５に供給されることになる。よって、本実施形態によれば、図１８に示した構成よりも効率的に玉３５に潤滑油を供給することができる。図１９の構成でも、エア溜まり１２０が設けられているので、エア溜まり１２０に入ったオイルエアは減圧され且つ減速され、オイルエア潤滑における騒音（軸受３１ａ、３１ｂの転動体や転動体保持器による風切り音）がエア溜まり１２０により低減される。

図２０は、図１９とは異なる位相で見た断面図である。より詳しくは、図２０の一点鎖線Ｃ１の上側は、空洞部８６及び気体排出通路８７ａ、８７ｂが見える位相での断面図を示している。図２０の一点鎖線Ｃ１の下側は図１９の一点鎖線Ｃ１の下側と同じである。
図２０の一点鎖線Ｃ１の上側に示すように、気体排出通路８７ａ、８７ｂがハウジング１１内に形成されている。また、空洞部８６の右側はエア溜まり１２０に連通している。本実施形態でもエア溜まり１２０が気体回収溝８５ｂ（図４（ｂ））と一体になることにより、共通溝１２５を形成している。

気体回収溝８５ｂとエア溜まり１２０を１つの溝（共通溝１２５）とすることにより、気体回収溝８５ｂとエア溜まり１２０を別々に設ける場合に比べて、回転軸２１の軸方向のスペースを有効に使用することができる。
また、圧縮気体吐出ノズル６２から吐出された圧縮気体は、エア溜まり１２０を通って軸受３１ｂに流れる。その結果、空洞部８６から気体排出通路８７ａ、８７ｂを通じて外部に排出されるのみであった圧縮気体（変位検出用）が前側転がり軸受３１ｂにも流入することにより、変位検出用に供給した圧縮気体の圧力が、オイルエア（潤滑油）を前側転がり軸受３１ｂ方向に押す圧力となる。つまり、変位検出用に使用した圧縮気体が軸受３１ｂへの潤滑油供給を補助する補助エアとして再利用できる。
さらに、本実施形態では、エア溜まり１２０は、エア溜まり１２０本来の機能に加え、気体回収の機能も備えることになる。このように２つの機能を備えるエア溜まり１２０を、本実施形態では共通溝１２５と称している。

尚、図２０では、共通溝１２５は、一点鎖線Ｃ２の右側にのみ設けられたが、一点鎖線Ｃ２の左側にも設けてよい。あるいは、共通溝１２５は、一点鎖線Ｃ２の右側に設けずに、左側だけに設けてよい。

変位測定部６１と、オイルエア吐出ノズル１２４の配置位相（図４（ｂ）のように回転軸２１の軸方向から見た場合の配置）は、特に限定されない。但し、オイルエア吐出ノズル１２４の配置位相は、変位測定部６１及び空洞部８６の配置位相と重ならないことが好ましい。
また、オイルエア吐出ノズル１２４の配置位相と、変位測定部６１の配置位相は、回転軸２１の軸回りの角度で、１０度以上の間隔を空けることが好ましい。これは、オイルエア吐出ノズル１２４のオイルエアの圧力と、変位測定部６１の圧縮気体の圧力を効果的に減圧させるためである。

変形例１
図２０では、空洞部８６の右側がエア溜まり１２０に連通したが、空洞部８６の右側はエア溜まり１２０に連通しなくてもよい。この構成を第８実施形態の変形例として、図２１を参照して説明する。図２１は、図２０と同じ位相で見た断面図である。図２１の一点鎖線Ｃ１の下側は、図２０の一点鎖線Ｃ１の下側と同じ図である。以下の記載では、図２１の一点鎖線Ｃ１の上側と図２０の一点鎖線Ｃ１の上側と相違点を説明する。

図２１に示すように、本変形例の空洞部８６は、図２０の空洞部８６と比べて、一点鎖線Ｃ２の右側が小さい。そして、本変形例では、空洞部８６はエア溜まり１２０に連通していない。

尚、上記第１〜第８実施形態では、圧力損失測定部７１に差圧センサ７３を設ける場合について説明したが、これに限定されるものではなく、図２２に示すように、差圧センサ７３を省略し、これに代えてレギュレータ８３の出力側に第１圧力センサ１２１を設けるとともに、絞り７２の下流側の圧力を検出する第２圧力センサ１２２を設けるようにしてもよい。この場合には、第１圧力センサ１２１で検出したレギュレータ８３から出力される圧縮気体の元圧から各圧力損失測定部の第２圧力センサ１２２の検出圧力を減算することにより、差圧を検出することができる。このような構成とする場合には、前述した第５実施形態のように差圧センサ７３の保護システムが不要となり、且つ、第１圧力センサ１２１及び第２圧力センサ１２２で圧縮気体の絶対圧またはゲージ圧が測定可能となるため、何らかのトラブルにより供給元圧が変化した場合にそれを検知することが可能となる。

また、上記第１〜第８実施形態では、外輪側間座３６及び９６等の前端側に被測定隙間ｇを形成し、被測定隙間ｇに圧縮気体吐出ノズル６２，９７から圧縮気体を吐出させた場合について説明したが、これに限定されるものではなく、外輪側間座３６及び９６等の後端側に被測定隙間ｇを形成し、被測定隙間ｇに圧縮気体吐出ノズル６２，９７から圧縮気体を吐出してアキシャル方向変位を検出するようにしてもよい。
また、上記第１〜第８実施形態では、変位検出部６１でアキシャル方向変位を検出する場合について説明した。アキシャル方向変位を検出するには、回転軸２１の軸直角方向に被測定隙間ｇを形成し、被測定隙間ｇに圧縮気体吐出ノズル６２から圧縮気体を吐出すればよいので、前述した図２（ｂ）に示すように、ハウジング１１の円周方向の一箇所に変位検出部６１を設ければよい。このため、ハウジング１１の円周方向には他の変位検出部を設ける余裕がある。

このため、図２３に示すように、アキシャル方向変位を検出する変位検出部６１に対して円周方向に１２０度離れた位置に夫々ラジアル方向変位を検出する変位検出部１４０を配置することができる。
変位検出部１４０は、例えば第１実施形態における外輪側間座３６と内輪側間座３８との間の隙間を被測定隙間ｇとし、外輪側間座３６の凹部３６ｃの底面から内周面に達して半径方向に延長する圧縮気体吐出ノズル１４２を設け、圧縮気体吐出ノズル１４２を気体接続部６６、圧縮気体供給通路６４及び６５を通じて圧力損失測定部７１に接続すればよい。

このような構成とすることにより、圧力損失測定部７１の差圧センサ７３から回転軸２１のラジアル方向変位に応じた差圧検出値が得られ、差圧検出値を演算処理部ＰＵに供給することにより、回転軸２１に作用する荷重を以下のように演算することができる。
すなわち、演算処理部ＰＵは、２つの圧力損失測定部７１から出力される差圧検出値に基づいて回転軸２１のラジアル方向の換算変位量を算出する。また、演算処理部ＰＵは、算出した回転軸２１のラジアル方向の換算変位量に予め算出した圧縮気体吐出ノズル６２の軸方向位置における軸剛性値を乗算することにより、回転軸２１に与えられる荷重量を演算し、演算結果を表示器ＤＰに出力して表示する。ここで、軸剛性値は、荷重点、前側転がり軸受３１の軸受位置、軸受剛性、軸剛性及び変位検出部６１の圧縮気体吐出ノズル６２の軸方向位置等に基づいて算出する。

回転軸２１に与えられる荷重量は、上述した演算によって算出する場合に限らない。例えば、既知の荷重を回転軸２１に与えて、そのときの圧力損失測定部７１の差圧センサ７３から出力される差圧検出値を測定することを繰り返すことにより、荷重と差圧検出値との関係を表す荷重算出用マップを作成し、これを演算処理部ＰＵの記憶部に記憶しておく。この場合には、切削時の差圧センサ７３で検出した差圧検出値を基に荷重算出用マップを参照することにより、差圧検出値から直接荷重量を算出できる。このようにすると、差圧センサ７３の差圧検出値を変位量に換算する必要がなく、荷重量を容易に算出できる。このとき、荷重算出用マップを使用する代わりに荷重算出用マップの特性線の方程式を求め、求めた方程式に差圧センサ７３の差圧検出値を代入することにより荷重量を算出することもできる。

このように、アキシャル方向変位を検出する変位検出部６１と、ラジアル方向変位を検出する変位検出部１４０とを設けることにより、回転軸２１のアキシャル方向変位及びラジアル方向変位の双方を同時に検出することができる。しかも、両変位検出部６１及び１４０には圧力損失測定部７１から圧縮気体を供給するので、圧力損失測定部７１を共通の圧縮気体供給部８０に並列に接続することができる。したがって、圧縮気体供給部８０を個別に設ける必要がない。
尚、上記では変位検出部６１を一箇所に、変位検出部１４０を二箇所に１２０°間隔で設置する場合について説明しているが、これに限定されず、変位検出部６１を一箇所以上に、変位検出部１４０を二箇所以上に任意の位相（但し変位検出部１４０が二箇所の場合は対向配置を除く）に配置することで、アキシャル方向変位、ラジアル方向変位の双方を同時に検出することが可能となる。

また、上記第１〜第８実施形態では、工作機械の主軸装置１０に本発明に掛かる軸受装置を適用した場合について説明したが、これに限定されるものではなく、図２４に示す回転軸２１の上端に回転テーブル１３０を配置した工作機械の回転テーブル装置１３１や他の工作機械にも本発明を適用できる。図２４において、図１との対応部分には同一符号を付し、その詳細説明はこれを省略する。
尚、上記において特定の実施形態が説明されているが、当該実施形態は単なる例示であり、本発明の範囲を限定する意図はない。本明細書に記載された装置及び方法は上記した以外の形態において具現化することができる。また、本発明の範囲から離れることなく、上記した実施形態に対して適宜、省略、置換及び変更をなすこともできる。かかる省略、置換及び変更をなした形態は、請求の範囲に記載されたもの及びこれらの均等物の範疇に含まれ、本発明の技術的範囲に属する。

１０…工作機械の主軸装置、１１…ハウジング、２１…回転軸、３１…前側転がり軸受、３１ａ，３１ｂ…アンギュラ玉軸受、３３…外輪、３４…内輪、３５…玉、３６…外輪側間座、３８…内輪側間座、４１…後側転がり軸受、５１…駆動モータ、５２…ステータ、５３…ロータ、６０…変位測定部、６１…変位検出部（アキシャル方向）、６２…圧縮気体吐出ノズル、ｇ…被測定隙間、６４，６５…圧縮気体供給通路、６６…気体接続部、７１…圧力損失測定部、７２…絞り、７３…差圧センサ、７４，７５…配管、７７…絞り、７８…リリーフ弁、７９…弁、ＰＵ…演算処理部、８０…圧縮気体供給部、８１…コンプレッサ、８２，８３…レギュレータ、８５ａ，８５ｂ…気体回収溝、８６…空洞部、８７ａ，８７ｂ…気体排出通路、８８…連通溝、９１ａ，９１ｂ…溝部、９２ａ，９２ｂ…円錐面、９３ａ，９３ｂ…溝部、９６…外輪側間座、９７…圧縮気体吐出ノズル、９９…気体接続部、１０１…内輪側間座、１０６…圧縮気体吐出ノズル、１０７…気体通路、１０８…内輪側間座、１１１…可撓性チューブ、１１２，１１３…チューブ用継手、１１４，１１６…雌ねじ部、１２０…エア溜まり、１２１…第１圧力センサ，１２２…第２圧力センサ、１２４…オイルエア吐出ノズル、１２５…共通溝、１４０…変位検出部（ラジアル方向）、１４２…圧縮気体吐出ノズル、１３０…回転テーブル、１３１…工作機械の回転テーブル装置

Claims (22)

1. 回転部材を転がり軸受を介して固定部材に支持し、前記回転部材のアキシャル方向変位を前記転がり軸受の周囲で前記回転部材と前記固定部材の間に軸方向に対向するように形成した被測定隙間に圧縮気体を供給して測定する変位測定部を備えた軸受装置であって、
   前記変位測定部は、前記被測定隙間に圧縮気体を吐出する圧縮気体吐出ノズルを有する変位検出部と、該変位検出部に供給する圧縮気体の圧力損失を測定する圧力損失測定部とを備え、前記変位検出部は、前記圧縮気体吐出ノズルの軸方向の片側又は両側に、前記圧縮気体吐出ノズルから前記被測定隙間に吐出された圧縮気体を回収する気体回収溝を備えていることを特徴とする軸受装置。
2. 前記変位検出部は、前記圧縮気体吐出ノズルに圧縮気体を供給する圧縮気体供給通路を更に備えていることを特徴とする請求項１に記載の軸受装置。
3. 前記変位検出部は、前記気体回収溝で回収された圧縮気体を外部に排出する気体排出部を備えていることを特徴とする請求項１または２に記載の軸受装置。
4. 前記回転部材と前記固定部材との間に外輪側間座及び内輪側間座が前記転がり軸受に隣接して配置され、
   前記変位検出部は、前記圧縮気体吐出ノズルが前記外輪側間座に形成され、前記被測定隙間が前記外輪側間座と前記内輪側間座との間に形成されていることを特徴とする請求項１から３の何れか一項に記載の軸受装置。
5. 前記回転部材と前記固定部材との間に外輪側間座が前記転がり軸受に隣接して配置され、
   前記変位検出部は、前記外輪側間座に軸方向端面に開口するように前記圧縮気体吐出ノズルが形成され、前記外輪側間座の軸方向端面と前記回転部材との間に前記被測定隙間が形成されていることを特徴とする請求項１に記載の軸受装置。
6. 前記圧縮気体吐出ノズルと前記圧縮気体供給通路との間に圧縮気体の方向を変換する気体方向変換部が設けられていることを特徴とする請求項２に記載の軸受装置。
7. 前記気体方向変換部は、内部に圧縮気体の方向変化する気体通路が形成された気体接続部で構成されていることを特徴とする請求項６に記載の軸受装置。
8. 前記気体方向変換部は、両端にチューブ用継手を有する可撓性チューブで構成されていることを特徴とする請求項６に記載の軸受装置。
9. 前記変位検出部は、前記圧縮気体吐出ノズルが、前記転がり軸受の近傍に軸方向端面に開口して形成され、前記圧縮気体吐出ノズルの周囲の前記固定部材の軸方向端面と前記回転部材の軸方向端面との間に前記被測定隙間が形成されていることを特徴とする請求項１記載の軸受装置。
10. 前記圧力損失測定部は、圧縮気体供給部から前記変位検出部へ圧縮気体を供給する圧縮気体供給通路に介挿された絞りを備え、該絞りと前記変位検出部との間の圧縮気体の圧力と、前記圧縮気体供給部から出力される圧縮気体の圧力との差圧によって、圧力損失を測定することを特徴とする請求項１から９の何れか一項に記載の軸受装置。
11. 前記圧力損失測定部は、低圧側が前記絞りと前記変位検出部との間に接続され高圧側が前記圧縮気体供給部に接続されて前記差圧を測定する差圧センサを備えていることを特徴とする請求項１０に記載の軸受装置。
12. 前記圧力損失測定部は、前記絞りと前記変位検出部との間に、前記差圧センサの低圧側が連結された連結部よりも前記変位検出部側で介挿され、高圧側、低圧側の立ち上がり時間差による前記差圧センサへの過負荷を緩和する弁を備えていることを特徴とする請求項１１に記載の軸受装置。
13. 前記差圧センサの高圧側と前記圧縮気体供給部との間に圧力の立ち上がりを調整する絞りが介挿されていることを特徴とする請求項１１に記載の軸受装置。
14. 前記圧力損失測定部は、前記圧縮気体供給部から出力される圧縮気体の圧力を検出する第１圧力センサと前記絞りと前記変位検出部との間の圧縮気体の圧力を検出する第２圧力センサとを備え、前記第１圧力センサの圧力検出値から前記第２圧力センサの圧力検出値を減算して前記差圧を検出することを特徴とする請求項１０に記載の軸受装置。
15. 前記圧力損失測定部で検出した前記差圧に基づいて前記回転部材に負荷されるアキシャル荷重を演算する演算処理部を備えていることを特徴とする請求項１０から１４の何れか一項に記載の軸受装置。
16. 前記軸受装置は、前記転がり軸受に潤滑剤と、前記変位測定用の圧縮気体とは異なる第２圧縮気体とを供給する潤滑剤供給部をさらに備え、
    前記圧縮気体吐出ノズルと前記転がり軸受との間において、前記第２圧縮気体が流入する凹部が前記外輪側間座に形成されていることを特徴とする請求項４または５に記載の軸受装置。
17. 前記凹部は、前記第２圧縮気体を減圧させる減圧部であることを特徴とする請求項１６に記載の軸受装置。
18. 前記凹部は前記気体回収溝の機能を果たすことを特徴とする請求項１６または１７に記載の軸受装置。
19. 前記潤滑剤供給部は、前記外輪側間座に形成された前記凹部に開口して、前記第２圧縮気体と共に前記潤滑剤を前記凹部に吐出する潤滑剤吐出ノズルを有することを特徴とする請求項１６から１８の何れか１項に記載の軸受装置。
20. 前記軸受装置は、前記外輪側間座に形成された空洞部であって、前記変位検出用の圧縮気体を外部に排出する圧縮気体排出部につながる空洞部を有し、
    前記気体回収溝が前記圧縮気体吐出ノズルの両側に形成されている場合、前記空洞部は前記気体回収溝の少なくとも１つに連通することを特徴とする請求項１６から１９の何れか１項に記載の軸受装置。
21. 前記転がり軸受は、内輪と、外輪と、前記内輪と前記外輪との間に回転可能に配置された複数の転動体とを有し、
    前記内輪は前記外輪に比べて、前記回転部材の軸方向寸法が大きく、且つ、前記転動体に向かうにつれ拡径する部分を有することを特徴とする請求項１５から２０の何れか１項に記載の軸受装置。
22. 前記請求項１から２１の何れか一項に記載の軸受装置を備え、該軸受装置によって主軸を前記回転部材として回転自在に支持し、前記主軸に負荷されたアキシャル荷重を測定することを特徴とする工作機械の主軸装置。

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