JPWO2020013276A1 - 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、回転部材のラジアル方向の変位を、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、回転部材のラジアル方向変位を転がり軸受の周囲で前記回転部材及び前記固定部材間の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、圧力センサをステータの外周側に配置することが可能であり、特許文献１に記載された先行技術の課題を解決することができるが、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、回転部材のラジアル方向の変位を、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、回転部材のラジアル方向変位を転がり軸受の周囲で前記回転部材及び前記固定部材間の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ラジアル方向変位を測定することができ、回転部材のラジア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、切削時に主軸のラジアル方向変位を測定することにより、主軸に作用する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）は軸方向の拡大断面図であり、（ｂ）は軸直角方向の拡大断面図である。 軸受装置の第２実施形態を示す図であって、（ａ）は軸方向の拡大断面図であり、（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２実施形態の第２変形例を示す図であって、（ａ）は軸直角方向の断面図、（ｂ）はドレン孔を示す図である。 本発明の第２実施形態の第３変形例を示す軸方向の拡大断面図である。 本発明の第３実施形態を示す図であって、（ａ）は吐出部の周囲に浅い凹部を形成した断面図であり、（ｂ）は吐出部の周囲に円錐面を形成した断面図であり、（ｃ）は吐出部の周囲に深い凹部を形成した断面図である。 本発明の第４実施形態を示す軸方向の拡大断面図である。 本発明の第４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。 本発明の第４の実施形態の第２変形例を示す軸方向の拡大断面図である。 本発明の第１〜第４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５実施形態を示す軸方向の拡大断面図である。 本発明の第６実施形態を示す系統図である。 本発明の第６実施形態の変形例を示す系統図である。 本発明の第７実施形態を示す系統図である。 本発明の第８実施形態を示す軸方向の拡大断面図である。 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９実施形態を示す軸方向の拡大断面図である。 第９実施形態の変形例を示す軸方向の拡大断面図である。 本発明に第１〜第９実施形態の変形例を示す系統図である。 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及び後側転がり軸受４１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）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に掛かる荷重量を測定する変位測定部（荷重測定部）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のラジア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及び内輪側間座３８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の組を円周方向に複数組（ここでは２組）備えている。また、変位測定部６０は、各圧力損失測定部７１の測定結果に基づいて回転軸２１に作用する荷重量を演算する演算処理部ＰＵを備えている。変位測定部６０は、回転軸２１の軸方向の何れの位置にも配置可能である。より好ましくは、荷重に対する軸変位量が大きく、かつ変位測定部の設置による軸長延長の影響が少ない、最前列軸受の後方近傍に配置されることが望ましい。

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における中心軸を介して互いに対向しないように円周方向に例えば１２０°の間隔を保つ２個所に形成されている。
変位検出部６１のそれぞれは、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は、内周面が内輪側間座３８の外周面に所定の被測定隙間ｇを形成するように対向している。
そして、外周側リング部３６ａの凹部３６ｃの底部から内周面に半径方向に延長する漏斗状の圧縮気体吐出ノズル６２が形成され、圧縮気体吐出ノズル６２から圧縮気体が外輪側間座３６及び内輪側間座３８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、多くの場合において、工具を把持するための機構として軸内径部にドローバを設けるため、中空軸となっており、また、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、高速回転使用時において、回転軸２１、内輪側間座３８等の回転部材は、遠心力により数〜数１０μｍ程度膨張する。さらに、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の間の隙間量は数〜数１０μｍ程度小さくなる。

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。
そこで、外輪側間座３６及び内輪側間座３８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のラジア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及び内輪側間座３８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。そのため、内輪側間座３８は、軸に対して、中間ばめ若しくは締まりばめで嵌合されることが望ましい。
一方、ハウジング１１の小外径部１２ａには、圧縮気体吐出ノズル６２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、図１に示すように、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。
尚、変位検出部６１は、ハウジング１１の円周方向の２個所に設置する場合に限らず、円周方向に中心軸を挟んで互いに対向しないように３個所以上設けるようにしてもよい。また、変位検出部６１は、圧縮気体を圧縮気体吐出ノズル６２から外輪側間座３６と内輪側間座３８との隙間に吐出させることから、圧縮気体により発生する回転軸２１への負荷をキャンセルするため、３個所以上で等角間隔で配置することが好ましい。

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。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。潤滑油やグリースは潤滑剤の例である。潤滑系統は、軸受３１及び４１に潤滑剤を供給する潤滑剤供給部である。

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。
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のラジアル方向変位が“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のラジア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、この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。

尚、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。
尚、変位検出部６１及び圧力損失測定部７１の組は、前述したように２組以上設けるので、各圧力損失測定部７１は、図１に示すように、レギュレータ８３に並列に接続されている。

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を回転させた状態で、回転軸２１のラジアル方向変位が“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及び内輪側間座３８間の被測定隙間ｇに供給され、被測定隙間ｇの間隔すなわち回転軸２１のラジアル方向変位が“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、逆にラジア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、中空軸の回転軸２１が高速回転すると、回転軸２１や内輪側間座３８などの回転部材が遠心力により膨張し、また、ハウジング１１に対して回転軸２１が高温化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のラジアル方向変位が“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のラジアル変位が“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を回転軸２１のラジアル方向変位に換算し、換算したラジアル方向変位に予め設定した軸剛性値を乗算することにより、回転軸２１に負荷された荷重量を算出する。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、ラジアル方向変位が“０”であるので、表示器ＤＰに表示される荷重量は“０”となる。

この状態で、例えば切削を開始すると、回転軸２１に切削荷重が加わることになり、この切削荷重に応じたラジアル方向変位が回転軸２１に生じる。このラジアル方向変位は、回転軸２１に加わる切削荷重の方向に依存する。
このため、回転軸２１のラジアル方向変位に応じて複数の変位検出部６１の圧縮気体吐出ノズル６２から吐出される圧縮気体にラジア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、演算処理部ＰＵで前述したように差圧検出値を回転軸２１のラジアル方向変位に換算し、換算したラジアル方向変位に予め設定した軸剛性値を乗算することにより、回転軸２１に負荷された荷重量を算出する。算出された荷重量は表示器ＤＰに出力されて表示される。

このように、上記第１の実施形態によると、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及び内輪側間座３８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のラジアル方向変位に応じた圧縮気体の圧力損失が生じる。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に負荷される荷重量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及び内輪側間座３８、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のラジア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回転軸２１のラジアル方向変位に変換してから回転軸２１に負荷される荷重量を算出したり、或いは差圧から直接回転軸２１に負荷される荷重量を算出したりすることができる。

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のラジアル方向変位を算出したり、回転軸２１に負荷される荷重量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、工作機械の主軸装置１０の回転軸２１を回転させた状態で、回転軸２１のラジアル方向変位が“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３を伴って説明する。
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３（ａ）及び（ｂ）に示すように、変位検出部６１が円周方向に等間隔に３個設けられている。各変位検出部６１には、外輪側間座３６の内輪側間座３８の外周面と被測定隙間ｇを介して対向する内周面に、圧縮気体吐出ノズル６２を挟む前側及び後側に夫々圧縮気体を回収する気体回収溝８１ａ及び８１ｂが円周方向に形成されている。そして、図３（ａ）の下側及び図３（ｂ）に示すように、外輪側間座３６の各変位検出部６１に中心軸を挟んで対向する位置に気体回収溝８１ａ及び８１ｂ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、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８１ａ，８１ｂ、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の内周面と内輪側間座３８の外周面との間の被測定隙間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８１ａ及び８１ｂに流れ込み、気体回収溝８１ａ及び８１ｂを図３（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及び内輪３４間へ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影響、すなわち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に圧縮気体吐出ノズル６２を挟む前後位置に気体回収溝８１ａ及び８１ｂ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く、図４に示すように、気体回収溝８１ａ及び８１ｂの何れか一方８１ａ（又は８１ｂ）を省略するようにしてもよい。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及び内輪側間座３８間の被測定隙間ｇ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８１ａ（又は８１ｂ）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３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、図５に示すように、２個としたり、４個以上としたりすることもできる。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、図５（ａ）に示すように、変位検出部６１に対して中心軸を挟んで対向する位置に設ける場合に限らず、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１つの圧縮気体排出路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８４を円周方向に形成し、何れか一つの空洞部８６に圧縮気体排出通路８７ａ，８７ｂを設けるようにしてもよい。この場合には、１つの圧縮気体排出通路８７ａ，８７ｂで全ての変位検出部６１から吐出される圧縮気体を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。
すなわち、第３実施形態では、図７（ａ）に示すように、変位検出部６１の圧縮気体吐出ノズル６２から圧縮気体を供給する外輪側間座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の圧縮気体吐出ノズル６２を挟む軸方向長さを必要最小限の軸方向長さｗに設定し、外輪側間座３６の必要な被測定隙間ｇの軸方向長さｗ以外の外側部を浅く拡径した円周方向に延長する溝部９１ａ及び９１ｂとしている。尚、図示しないが、溝部９１ａ及び９１ｂには前述した第２実施形態と同様の気体回収溝が形成されている。

第３実施形態によると、外輪側間座３６及び内輪側間座３８間の被測定隙間ｇの圧縮気体吐出ノズル６２を挟む軸方向長さを必要最小限の軸方向長さｗとしているので、圧縮気体吐出ノズル６２から被測定隙間ｇに供給される圧縮気体の粘性や摩擦の影響が緩和され、圧縮気体の外部への流出時間が短縮される。このため、回転軸２１のラジアル方向変位に対する応答性を向上させることが可能となる。さらに、被測定隙間ｇを形成する軸方向長さが短くなることで、外輪側間座３６及び内輪側間座３８の被測定隙間ｇを形成するために高精度に加工しなければならない範囲を狭めることができ、加工コストの軽減が期待できるとともに、より高精度な隙間を形成することができる可能性が期待できる。

尚、第３実施形態では、被測定隙間ｇの両側に溝部９１ａ及び９１ｂ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７（ｂ）に示すように、必要な被測定隙間ｇ以外の外側部を被測定隙間ｇの前後端部から外側に行くに従い内径が増加する円錐面９２ａ及び９２ｂとすることもできる。また、図７（ｃ）に示すように、必要な被測定隙間ｇ以外の外側部を深く拡径した溝部９３ａ及び９３ｂとすることもできる。これら以外にも、必要な被測定隙間ｇ以外の外側形状は平面としたり、曲面としたり、さらには図７（ａ）〜（ｃ）の形状も他の形状との複合形状とすることもできる。
また、第３実施形態では、外輪側間座３６の必要な被測定隙間ｇ以外の外側部に拡径部を形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く、内輪側間座３８の必要な被測定隙間ｇ以外の外側部に拡径部を形成するようにしてもよく、外輪側間座３６及び内輪側間座３８の双方に拡径部を形成するようにしてもよい。

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８を伴って説明する。
第４実施形態では、変位検出部６１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形成したものである。
すなわち、第４実施形態では、図８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〜第３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、外輪側間座９６の内周面は回転軸２１の外周面に所定の被測定隙間ｇを形成するように対向されている。
外輪側間座９６は、外輪側間座３６と同一に外周側リング部９６ａ、内周側リング部９６ｂ、凹部９６ｃ、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。
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４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することができる。また、第４実施形態では、第１〜第３実施形態のように外輪側間座９６から圧縮気体が内側間座ではなく直接回転軸２１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〜第３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、上記第４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、ハウジング１１の小外径部１２ａ内に圧縮気体吐出ノズル１０１と、気体接続部９９の気体通路９９ａ及び９９ｂに対応する気体通路１０２を形成し、圧縮気体吐出ノズル１０１から回転軸２１の外周面に中間ばめ又は締まりばめで装着した内輪側間座１０３との間に形成した被測定隙間ｇに圧縮気体を吐出するようにしてもよい。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、第４実施形態では、内輪側間座１０３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９の内輪側間座１０３を省略して、図１０に示すように、圧縮気体吐出ノズル１０１から圧縮気体を回転軸２１の外周面との間に形成した被測定隙間ｇに吐出するようにしてもよい。この場合には、内輪側間座１０３を省略できるので、構成要素をさらに削減することができる。

さらに、上記第１〜第４実施形態では、圧縮気体吐出ノズル６２、９７を半径方向に延長して形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く、図１１に示すように、圧縮気体吐出ノズル６２を後方側に傾斜延長するように形成してもよい。同様に、図示していないが、圧縮気体吐出ノズル９７にもおいても、後方側に傾斜延長するように形成してもよい。この場合には、圧縮気体吐出ノズル６２（９７）が後方側に形成していることから、圧縮気体吐出ノズル６２（９７）から吐出される圧縮気体の前後方向の振り分けが均一にならず、後方側への流量が多くなる。このため、例えば外輪側間座３６と内輪側間座３８との間に形成される被測定隙間ｇの後方側の面積を前方側の面積に比較して広くし、流路抵抗を前方側より大きくし被測定隙間ｇ内での圧縮気体の分散を均一化させることができる。

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、第１〜第４実施形態における気体接続部６６を可撓性チューブに変更したものである。
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１２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。
尚、図示していないが、第５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。

第６実施形態
次に、本発明に係る軸受装置の第６実施形態について図１３を伴って説明する。
第６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６実施形態では、図１３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６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から設定圧の圧縮空気を圧力損失測定部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り、差圧センサ７３に悪影響を及ぼす。
このため、第６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、上記第６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１４に示すように、図１３の絞り７７を省略して、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。

第７実施形態
次に、本発明に係る軸受装置の第７実施形態について図１５を伴って説明する。
第７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７実施形態の圧力損失測定部７１は、図１５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７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７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７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６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。

第８実施形態
本発明に係る軸受装置の第８実施形態について図１、図２及び図１６を参照して説明する。第８実施形態は第１実施形態（図２）の変形例である。以下の記載では、第１実施形態との相違点を中心に説明し、第１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３１（３１ａ、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３１に供給される。図１６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、ノズル６２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１６の一点鎖線Ｃ１の上側は、変位検出部６１と、変位検出用の圧縮気体供給系統を示している。本実施形態の変位検出部６１は、第１実施形態で説明した図２（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１実施形態（図２（ａ））との相違点は、本実施形態の外輪側間座３６が２つのエア溜まり１２０ａと１２０ｂを有している点である。エア溜まり１２０ａ、１２０ｂは、オイルエアを減圧する空間（溝）である。エア溜まり１２０ａは、圧縮気体吐出ノズル６２と転がり軸受３１ａ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。エア溜まり１２０ｂ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（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。エア溜まり１２０ａ、１２０ｂは、図１６において、外輪側間座３６の内周側リング部３６ｂに形成された台形凹部として示されている。エア溜まり１２０ａ、１２０ｂは、回転軸２１の周方向に延びる円環状の溝である。本実施形態の２つのエア溜まり１２０ａ及び１２０ｂは、一点鎖線Ｃ２に対して線対称の形状を有しているとする。エア溜まり１２０ａと前側転がり軸受３１ａとの間には、内周側リング部３６ｂの一部３６ｂ１が位置している。エア溜まり１２０ｂ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３６ｂ２が位置している。本実施形態では、エア溜まり１２０ａ、１２０ｂに入ったオイルエアは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１２０ａ、１２０ｂにより減少する。より詳しくは、エア溜まり１２０ａ、１２０ｂに入ったオイルエアはエア溜まり１２０ａ、１２０ｂ内で減圧、減速されるので、オイルエアが軸受３１ａ、３１ｂに供給される際、軸受３１ａ、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１６の一点鎖線Ｃ１の下側は、潤滑油を前側転がり軸受３１に供給するための潤滑系統１１９の主要部を示している。潤滑系統１１９は、オイルエア供給通路１２３ａ及び１２３ｂと、オイルエア吐出ノズル１２４ａ及び１２４ｂとを有する。オイルエア吐出ノズル１２４ａ及び１２４ｂは、エア溜まり１２０ａ、１２０ｂに開口している。潤滑系統１１９には、オイルエアが供給される。潤滑系統１１９は、潤滑油（潤滑剤）を前側転がり軸受３１に供給する潤滑剤供給部である。
オイルエア吐出ノズル１２４ａ、１２４ｂは、オイルエア供給通路１２３ａ、１２３ｂの下流端に形成されており、オイルエア吐出ノズル１２４ａ、１２４ａの横断面は、オイルエア供給通路１２３ａ、１２３ｂの横断面より小さい。つまり、オイルエア供給通路１２３ａ、１２３ｂ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１２４ａ、１２４ｂに流入して絞られることになる。

オイルエア供給通路１２３ａ及び１２３ｂ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１６においてオイルエア供給通路１２３ａ、１２３ｂ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１２４ａ、１２４ｂまで延びている。従って、オイルエア供給通路１２３ａ、１２３ｂに入ったオイルエアは、オイルエア供給通路１２３ａ、１２３ｂを通過して、オイルエア吐出ノズル１２４ａ、１２４ｂからエア溜まり１２０ａ、１２０ｂに供給される。
エア溜まり１２０ａ、１２０ｂに入ったオイルエアは、エア溜まり１２０ａ、１２０ｂ内で減圧されてから、内周側リング部３６ｂの一部３６ｂ１、３６ｂ２と内輪側間座３８との間の隙間を通って、前側転がり軸受３１（３１ａ、３１ｂ）に供給される。本実施形態では、エア溜まり１２０ａ、１２０ｂ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１２０ａ、１２０ｂ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。
図１６の一点鎖線Ｃ１の下側に示した潤滑系統１１９は、一点鎖線Ｃ１の上側に示した変位測定部６１とは異なる位相（図３（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）に設けられている。

図１６に示すように、エア溜まり１２０ａと前側転がり軸受３１ａ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１２０ａに入った潤滑油は、直接、前側転がり軸受３１ａ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１２０ａによりオイルエアが減圧、減速された後、オイルエアが外輪側間座３６と内輪側間座３８との間の隙間を通って、前側転がり軸受３１ａへ供給される。同様に、エア溜まり１２０ｂ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３６ｂ２が位置しているので、エア溜まり１２０ｂ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１２０ｂによりオイルエアが減圧、減速された後、オイルエアが外輪側間座３６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へ供給される。

変形例
尚、図１６に示した構成に、図３で説明したような気体回収溝８１ａ、８１ｂと気体排出通路８７ａ、８７ｂを設けてもよい。この構成を、第８実施形態の変形例として、図１７を参照して説明する。気体回収溝８１ａ、８１ｂは、変位検出用に供給した圧縮気体が流入する溝である。
図１７では、一点鎖線Ｃ１の上側に気体排出通路８７ａ、８７ｂが示されており、一点鎖線Ｃ１の下側に潤滑系統１１９の主要部が示されている。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。

図１７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。気体排出通路８７ｂは空洞部８６に連通している。本変形例の空洞部８６は、図３の空洞部８６と比べて、一点鎖線Ｃ２の右側が小さい。また、本変形例では、空洞部８６はエア溜まり１２０ａに連通しており、エア溜まり１２０ｂには連通していない。尚、図３（第２実施形態）で説明した円環状の気体回収溝８１ａは図１７の構成ではエア溜まり１２０ａになっており、気体回収溝８１ｂがエア溜まり１２０ｂになっている。つまり、エア溜まり１２０ａ、１２０ｂが気体回収溝８１ａ、８１ｂとして機能している。このように、エア溜まり１２０ａと気体回収溝８１ａが同一の溝である場合に、当該溝を共通溝と称し、エア溜まり１２０ｂと気体回収溝８１ｂが同一の溝である場合に、当該溝を共通溝と称する。共通溝には、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１２０ａを気体回収溝８１ａとして用い、エア溜まり１２０ｂを気体回収溝８１ｂとして用いる構造にすると、エア溜まり１２０ａ、１２０ｂと気体回収溝８１ａ、８１ｂ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１２０ａ、１２０ｂを通って軸受３１ａ、３１ｂに流れる。その結果、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３１ａ、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３１ａ、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前側転がり軸受３１ａ、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。

尚、図１７では、共通溝は、一点鎖線Ｃ２の両側に設けたが、一点鎖線Ｃ２の右側だけにも設けてもよいし、一点鎖線Ｃ２の左側だけにも設けてよい。例えば、共通溝を一点鎖線Ｃ２の右側だけに設け、気体回収溝を一点鎖線Ｃ２の左側に設けてもよい。
外輪側間座３６の軸方向寸法が大きい場合、エア溜まり１２０ａ、１２０ｂと気体回収溝８１ａ、８１ｂを別々に外輪側間座３６に形成してもよい。この場合、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１２０ａ、１２０ｂと気体回収溝８１ａ、８１ｂを別々に外輪側間座３６に形成してよい。

第９実施形態
本発明に係る軸受装置の第９実施形態について図１８を参照して説明する。
第９実施形態では、第８実施形態と同様に、変位検出部６１に圧縮気体を供給すると共に、圧縮気体を用いて、前側転がり軸受３１（３１ａ、３１ｂ）に潤滑油（オイルエア）を供給する。以下の記載では、第８実施形態との相違点を中心に説明し、第８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実施形態との相違点は、前側転がり軸受３１（３１ａ、３１ｂ）の内輪３４が、外輪３３の端面より軸線方向（一点鎖線Ｃ１の方向）に延出している点である。より詳しくは、第９実施形態の前側転がり軸受３１（３１ａ、３１ｂ）の内輪３４は、図１６の内輪３４と比べて、一点鎖線Ｃ２に向かって、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に向かうにつれ小さくなっている。例えば、図１８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、右下方に傾斜している。尚、一点鎖線Ｃ１方向における内輪３４の寸法が所定量Ｓだけ大きくなったので、これに応じて、内輪側間座３８の寸法は小さくなっている。図１８の一点鎖線Ｃ１の下側の構造は、図１６の一点鎖線Ｃ１の下側の構造と同じである。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。

このように内輪３４の外周面３４ａがエア溜まり１２０ａ、１２０ｂの方向に傾斜していると、図１８の一点鎖線Ｃ１の下側の図から明らかなように、オイルエア吐出ノズル１２４ａ、１２４ｂからエア溜まり１２０ａ、１２０ｂに向かって供給されるオイルエアは、内輪３４の外周面３４ａに向かって流れる。そして、オイルエアが内輪３４の外周面３４ａに到達すると、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に沿って軸受３１ａ、３１ｂの方向に移動し、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１６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。本実施形態でもエア溜まり１２０ａ、１２０ｂが設けられているので、エア溜まり１２０ａ、１２０ｂ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１２０ａ、１２０ｂにより低減される。

変形例
尚、図１８に示した構成に、図１７で説明したようなエア溜まり１２０ａ、１２０ｂと空洞部８６と気体排出通路８７ａ、８７ｂを設けてもよい。この構成を、第９実施形態の変形例として、図１９に基づいて説明する。
図１９では、一点鎖線Ｃ１の上側に気体排出通路８７ａ、８７ｂが示されており、一点鎖線Ｃ１の下側に潤滑系統１１９の主要部が示されている。図１９の一点鎖線Ｃ１の下側の潤滑系統１１９は、図１７の一点鎖線Ｃ１の下側と同様な図である。

図１９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。気体排出通路８７ｂは空洞部８６に連通している。本変形例の空洞部８６は、図３の空洞部８６と比べて、一点鎖線Ｃ２の右側が小さい。また、本変形例では、空洞部８６はエア溜まり１２０ａに連通しており、エア溜まり１２０ｂには連通していない。エア溜まり１２０ａが図３の気体回収溝８１ａであり、エア溜まり１２０ｂが図３の気体回収溝８１ｂである。このように、エア溜まり１２０ａと気体回収溝８１ａが同一の溝である場合に、当該溝を共通溝と称し、エア溜まり１２０ｂと気体回収溝８１ｂが同一の溝である場合に、当該溝を共通溝と称する。共通溝には、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。

本変形では、図１８に示したように、内輪３４が、一点鎖線Ｃ２の方向に、所定量Ｓだけ延びている。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。
このように内輪３４の外周面３４ａがエア溜まり１２０ａ、１２０ｂの方向に傾斜していると、図１９の一点鎖線Ｃ１の下側の図から明らかなように、オイルエア吐出ノズル１２４ａ、１２４ｂからエア溜まり１２０ａ、１２０ｂに向かって供給されるオイルエアは、内輪３４の外周面３４ａに向かって流れる。そして、オイルエアが内輪３４の外周面３４ａに到達すると、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、効率的に玉３５に潤滑油を供給することができる。本実施形態でもエア溜まり１２０ａ、１２０ｂが設けられているので、オイルエア潤滑における騒音はエア溜まり１２０ａ、１２０ｂにより低減される。

また、エア溜まり１２０ａ、１２０ｂと気体回収溝８１ａ、８１ｂ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１２０ａ、１２０ｂを通って軸受３１ａ、３１ｂに流れる。その結果、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３１ａ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３１ａ、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３１ａ、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。

尚、図１７と同様に、図１９において、共通溝は、一点鎖線Ｃ２の両側に設けられているが、一点鎖線Ｃ２の右側だけに設けてもよいし、一点鎖線Ｃ２の左側だけにも設けてもよい。例えば、共通溝を一点鎖線Ｃ２の右側だけに設け、気体回収溝を一点鎖線Ｃ２の左側に設けてもよい。
外輪側間座３６の軸方向寸法が大きい場合、エア溜まり１２０ａ、１２０ｂと気体回収溝８１ａ、８１ｂを別々に外輪側間座３６に形成してもよい。この場合、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１２０ａ、１２０ｂと気体回収溝８１ａ、８１ｂを別々に外輪側間座３６に形成してよい。

尚、図１６〜図１９において、変位測定部６１と、オイルエア吐出ノズル１２４ａ、１２４ｂの配置位相（図３（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１２４ａ、１２４ｂ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１２４ａ、１２４ｂ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１２４ａ、１２４ｂ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。

尚、上記第１〜第９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２０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６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９実施形態では、工作機械の主軸装置１０に本発明に係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２１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にも本発明を適用できる。図２１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、６１…変位検出部、ＰＵ…演算処理部、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、８０…圧縮気体供給部、８１…コンプレッサ、８２，８３…レギュレータ、８１ａ，８１ｂ…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…圧縮気体吐出ノズル、１０２…気体通路、１０３…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、１２１…第１圧力センサ，１２２…第２圧力センサ、１２０ａ、１２０ｂ…エア溜まり、１２４ａ、１２４ｂ…オイルエア吐出ノズル、１３０…回転テーブル、１３１…工作機械の回転テーブル装置

Claims (25)

1. 回転部材を転がり軸受を介して固定部材に支持し、前記回転部材のラジア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の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. 前記変位測定部は、前記変位検出部と前記圧力損失測定部との組を円周方向に中心軸を挟んで互いに対向しないように２組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. 前記変位測定部は、前記変位検出部と前記圧力損失測定部との組を円周方向に３組以上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。
4. 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から３の何れか一項に記載の軸受装置。
5. 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圧縮気体排出部を更に備えていることを特徴とする請求項１から４の何れか一項に記載の軸受装置。
6. 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５の何れか一項に記載の軸受装置。
7. 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回転部材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５の何れか一項に記載の軸受装置。
8. 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６又は７に記載の軸受装置。
9. 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８に記載の軸受装置。
10. 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８に記載の軸受装置。
11. 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内周面及び前記回転部材の外周面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から５の何れか一項に記載の軸受装置。
12. 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経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１１の何れか一項に記載の軸受装置。
13. 前記圧力損失測定部は、低圧側が前記絞り及び前記変位検出部間に接続され高圧側が前記圧縮空気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１２に記載の軸受装置。
14. 前記圧力損失測定部は、前記絞り及び前記変位検出部間に、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１３に記載の軸受装置。
15. 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１３に記載の軸受装置。
16. 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１２に記載の軸受装置。
17. 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荷重量を演算する演算処理装置を備えていることを特徴とする請求項１から１６の何れか一項に記載の軸受装置。
18. 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１から１７の何れか１項に記載の軸受装置。
19. 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１８に記載の軸受装置。
20. 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１８又は１９に記載の軸受装置。
21. 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１８から２０の何れか１項に記載の軸受装置。
22. 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、前記変位測定用の圧縮気体を前記軸受装置の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、
    前記凹部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、前記空洞部は前記両側に形成された凹部の少なくとも１つに連通することを特徴とする請求項１８から２１の何れか１項に記載の軸受装置。
23. 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１８から２２の何れか１項に記載の軸受装置。
24. 前記潤滑剤吐出ノズルは、前記内輪の前記拡径する部分に向けて前記潤滑剤と第２圧縮気体を吐出することを特徴とする請求項２３項に記載の軸受装置。
25. 前記請求項１から２４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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