KR102026075B1 - 조합 볼 베어링 및 공작 기계용 주축 장치 - Google Patents

Abstract

3 열 이상의 앵귤러 볼 베어링을 축 방향으로 배열하여 이루어지는 조합 볼 베어링이다. 축 방향 외측에 배치되는 앵귤러 볼 베어링의 적어도 일방의 볼 직경은, 축 방향 내측에 배치되는 앵귤러 볼 베어링의 볼 직경보다 크다.

Description

조합 볼 베어링 및 공작 기계용 주축 장치{COMBINATION BALL BEARING AND MAIN SHAFT DEVICE FOR MACHINE TOOL}

본 발명은, 조합 볼 베어링 및 공작 기계용 주축 장치에 관한 것이다.

최근, 공작 기계에 의해 가공되는 피가공 워크의 형상이 복잡화되어 가고 있다. 이 워크 형상의 복잡화에 수반하여, 프로세스 전환 횟수를 줄여 가공 효율을 향상시키기 위하여, 공작 기계 자체의 구조도 복잡화되어 가고 있다. 공작 기계의 구조의 복잡화 중 하나로서, 5 축 가공기 등의 다축 가공기를 들 수 있다.

또, 최근의 공작 기계의 상당수는 수치 제어 (Numerical Control : NC) 에 의해 가공을 실시하고 있고, 피가공 워크 형상의 복잡화 (예를 들어, 자동차의 보디 금형·인공 관절 등, 3 차원의 입체 곡면 윤곽 가공) 나, 공작 기계 구조의 복잡화에 수반하여, 수치 제어를 위한 가공 프로그램도 복잡화되어 가고 있다. 그 때문에, NC 공작 기계의 가공 프로그램 작성시에 미스가 발생하기 쉬워지고, 그 결과, 기계 오작동에 의해 주축 회전 부위 (공구나 공구 유지 홀더 부위 등) 를 가공물이나 베드·테이블 등의 주변 부재에 접촉 간섭·충돌시키는 트러블 (이하, 「주축의 충돌」이라고 칭한다) 이 일어나기 쉬워진다. 이 주축의 충돌에 의해, 공작 기계 주축에 삽입되어 있는 구름 베어링의 볼과 궤도면의 접촉부에서 압흔이 형성되고, 그 상태에서 주축을 사용하면, 여러 문제가 발생한다. 예를 들어, 구름 베어링의 볼이 압흔을 밟음으로써 발생하는 진동에 의해 가공 정밀도가 나빠지거나 이음 (異音) 이 발생하거나 한다. 나아가서는, 압흔을 기점으로 한 궤도면의 박리가 발생하여, 구름 베어링의 눌러붙음으로 발전할 가능성도 있다. 또, 공작 기계의 제작시에도 작업자의 미스나 뜻하지 않은 사고에 의한 주축의 충돌이 일어날 가능성이 있다.

공작 기계 등에 사용되는 복렬 구름 베어링은, 각 열의 볼 직경을 바꾸고, 볼 직경을 크게 함으로써, 베어링 강성을 높이고, 베어링 동부하 (動負荷) 용량을 크게 하여, 장수명화할 수 있는 것이 알려져 있다 (예를 들어, 특허문헌 1 참조).

일본 공개특허공보 2004-286116호

그런데, 공작 기계용 주축 장치에서는, 주축 강성을 높이기 위하여, 3 열 이상의 앵귤러 볼 베어링을 축 방향으로 배열하여 이루어지는 조합 볼 베어링이 사용되는 경우가 있다. 이와 같은 조합 볼 베어링에 있어서도, 주축의 충돌에 의해, 주축 공구 선단에 하중이 부하되면, 축 방향 최공구측열 베어링에서 가장 하중을 받기 때문에, 구름 베어링의 볼과 궤도면의 접촉부에서 가공 문제나 음향 문제를 일으키는 레벨의 압흔이 형성되기 쉽다.

또, 앵귤러 볼 베어링에서는, 축 방향으로부터 큰 하중이 작용하면 볼과 궤도면의 접촉 타원의 위치가 어긋나, 볼이 궤도륜의 홈 숄더에 올라앉아, 볼을 손상시킬 가능성도 있다.

특허문헌 1 에 기재된 복렬 구름 베어링에서는, 조합 볼 베어링에 대해 개시되어 있지 않아, 내충격성을 고려한 것이 아니다.

본 발명은, 상기 서술한 과제를 감안하여 이루어진 것으로, 그 목적은, 큰 하중이 부하되는 베어링의 내충격성을 향상시킬 수 있는, 조합 볼 베어링 및 공작 기계용 주축 장치를 제공하는 것에 있다.

본 발명의 상기 목적은, 하기의 구성에 의해 달성된다.

(1) 3 열 이상의 앵귤러 볼 베어링을 축 방향으로 배열하여 이루어지는 조합 볼 베어링에 있어서,

축 방향 외측에 배치되는 상기 앵귤러 볼 베어링의 적어도 일방의 볼 직경이, 축 방향 내측에 배치되는 상기 앵귤러 볼 베어링의 볼 직경보다 큰 것을 특징으로 하는 조합 볼 베어링.

(2) 상기 축 방향 외측에 배치되는 상기 앵귤러 볼 베어링의 접촉각은, 상기 축 방향 내측에 배치되는 상기 앵귤러 볼 베어링의 접촉각보다 큰 것을 특징으로 하는 (1) 에 기재된 조합 볼 베어링.

(3) 상기 축 방향 외측에 배치되는 상기 앵귤러 볼 베어링의 볼 피치 원 직경이 상기 축 방향 내측에 배치되는 상기 앵귤러 볼 베어링의 볼 피치 원 직경보다 큰 것을 특징으로 하는 (1) 또는 (2) 에 기재된 조합 볼 베어링.

(4) (1) ∼ (3) 중 어느 하나에 기재된 조합 볼 베어링을 구비하는 것을 특징으로 하는 공작 기계용 주축 장치.

본 발명의 조합 볼 베어링에 의하면, 축 방향 외측에 배치되는 앵귤러 볼 베어링 (이하, 「외측열 베어링」이라고도 칭한다) 의 적어도 일방 (특히, 외측열 베어링 중 큰 하중이 부하되는 베어링) 의 볼 직경이, 축 방향 내측에 배치되는 앵귤러 볼 베어링 (이하, 「내측열 베어링」이라고도 칭한다) 의 볼 직경보다 크기 때문에, 볼 직경을 크게 한 외측열 베어링의 한계 하중 (볼과 궤도면의 접촉부에 가공 문제나 음향 문제를 일으키는 레벨의 압흔이 발생하는 최소의 하중) 이 커져, 큰 하중이 외측열 베어링에 부가된 경우의 가공 문제나 음향 문제를 일으키는 레벨의 압흔의 발생을 억제할 수 있고, 내충격성을 향상시킬 수 있다.

그 결과, 주축 장치에 적용된 경우에, 주축 공구 선단에 하중이 부하되었을 때, 가장 하중을 부담하는 축 방향 최공구측열 베어링, 즉, 볼 직경을 크게 한 외측열 베어링의 압흔 발생 리스크를 낮출 수 있고, 축 방향 최공구측열 베어링의 내충격성을 향상시킬 수 있다.

도 1 은 일 실시형태에 관련된 조합 볼 베어링이 전측 베어링으로서 적용된 주축 장치를 나타내는 단면도이다.
도 2 는 일 실시형태에 관련된 조합 볼 베어링의 단면도이다.
도 3 은 제 1 변형예에 관련된 조합 볼 베어링의 단면도이다.
도 4 는 제 2 변형예에 관련된 조합 볼 베어링의 단면도이다.
도 5 는 제 3 변형예에 관련된 조합 볼 베어링의 단면도이다.
도 6 은 제 4 변형예에 관련된 조합 볼 베어링의 단면도이다.
도 7 은 4 열 배면 조합 앵귤러 볼 베어링이 탑재된 일반적인 공작 기계 주축의 개략도이다.

이하, 본 발명의 일 실시형태에 관련된 조합 볼 베어링에 대해 도면에 기초하여 상세하게 설명한다.

도 1 은, 본 실시형태의 조합 볼 베어링이 적용된 주축 장치 (20) 를 나타낸다. 주축 장치 (20) 는, 모터 빌트인 방식이고, 그 축 방향 중심부에는, 중공상의 회전축 (22) 이 형성된다. 회전축 (22) 의 축심에는, 드로 바 (23) 가 자유롭게 슬라이딩할 수 있게 끼워넣어져 있다. 드로 바 (23) 에는, 공구 (T) 가 장착된 공구 홀더 (24) 가 형성되어 있다. 드로 바 (23) 가 디스크 스프링 (27) 의 힘에 의해 반공구측 방향 (도면의 우측 방향) 으로 탄성 지지됨으로써, 공구 홀더 (24) 는, 회전축 (22) 의 테이퍼면 (28) 과 끼워맞춰진다. 이 결과, 회전축 (22) 에는, 공구 (T) 가 드로 바 (23) 및 공구 홀더 (24) 와 함께 일체로 장착된다.

또, 회전축 (22) 은, 그 공구측을 지지하는 전측 베어링 (조합 볼 베어링) (40, 50, 60, 70) 과 반공구측을 지지하는 도시되지 않은 후측 베어링에 의해, 하우징 (H) 에 자유롭게 회전할 수 있도록 지지되어 있다.

전측 베어링 (40, 50, 60, 70) 과 후측 베어링 사이에 있어서의 회전축 (22) 의 외주면에는, 로터 (30) 가 외부에서 끼워져 있다. 또, 로터 (30) 의 주위에 배치되는 스테이터 (32) 는, 하우징 (H) 의 외통 (29) 에 고정된다. 보다 구체적으로는, 스테이터 (32) 에 수축 끼워맞춰진 냉각 재킷 (33) 을, 하우징 (H) 을 구성하는 외통 (29) 에 내부에서 끼움으로써, 스테이터 (32) 는 외통 (29) 에 고정된다. 따라서, 로터 (30) 와 스테이터 (32) 는 모터를 구성하고, 스테이터 (32) 에 전력을 공급함으로써 로터 (30) 에 회전력을 발생시켜, 회전축 (22) 을 회전시킨다.

도 2 에도 함께 나타내는 바와 같이, 전측 베어링 (40, 50, 60, 70) 은, 외륜 (41, 51, 61, 71) 과, 내륜 (42, 52, 62, 72) 과, 접촉각 (α1, α2, α3, α4) 을 갖고 배치되는 복수의 볼 (전동체) (43, 53, 63, 73) 과, 복수의 볼 (43, 53, 63, 73) 을 원주 방향에서 대략 등간격으로 유지하는 유지기 (44, 54, 64, 74) 를 각각 갖는 앵귤러 볼 베어링이다. 전측 베어링 (40, 50, 60, 70) 은, 공구측에서 세어 1 열째·2 열째의 축 방향 외측의 전측 베어링 (40, 50) 과. 3 열째·4 열째의 축 방향 내측의 전측 베어링 (60, 70) 이 배면 조합되도록 배치된 상태에서, 정위치 예압 (豫壓) 이 부여되고 있다. 또, 본 실시형태에서는, 각 전측 베어링 (40, 50, 60, 70) 의 외경, 내경, 축 방향 폭이 각각 동등하게 설계되어 있다.

외륜 (41, 51, 61, 71) 은, 외통 (29) 에 고정된 전측 베어링 하우징 (31) 에 내부에서 끼워져 있고, 또한 전측 베어링 하우징 (31) 에 볼트 체결된 전측 베어링 외륜 누름부 (38) 에 의해, 복수의 외륜 스페이서 (35) 를 개재하여 전측 베어링 하우징 (31) 에 대해 축 방향으로 고정되어 있다. 또, 내륜 (42, 52, 62, 72) 은, 회전축 (22) 에 외부에서 끼워져 있고, 또한 회전축 (22) 에 체결된 너트 (39) 에 의해, 복수의 내륜 스페이서 (36) 를 개재하여 회전축 (22) 에 대해 축 방향으로 고정되어 있다.

또한, 도 2 는, 외륜 스페이서 (35) 및 내륜 스페이서 (36) 를 생략하여 나타내고 있지만, 본 발명의 조합 볼 베어링은, 스페이서를 갖는 구성 및 스페이서를 갖지 않는 구성의 어느 경우도 포함하는 것으로 한다.

또, 전측 베어링 하우징 (31) 의 외주면과, 전측 베어링 하우징 (31) 에 외부에서 끼워지는 커버 (34) 사이에는, 냉각유가 순환되는 순환 경로 (11) 가 형성되어 있다. 순환 경로 (11) 에 온도 컨트롤된 냉각유를 순환시킴으로써, 각 전측 베어링 (40, 50, 60, 70) 을 냉각시킨다. 모터의 발열을 수반하는 모터 빌트인 방식의 주축 장치 (20) 에서는, 주축의 정밀도 향상을 도모하기 위하여 열 변위를 억제하는 것이 중요하고, 상기 순환 경로 (11) 에 의해 고속 회전시의 베어링 (40, 50, 60, 70) 의 발열이나 스테이터 (32) 의 발열에 의한 주축의 온도 상승을 억제할 수 있다.

여기서, 본 실시형태에서는, 도 2 에 나타내는 바와 같이, 전측 베어링 (40, 50, 60, 70) 중, 공구측으로부터 1 열째, 4 열째의 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 (43, 73) 의 볼 직경 (d1, d4) 이 공구측으로부터 2 열째, 3 열째의 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 (53, 63) 의 볼 직경 (d2, d3) 보다 크게 설계되어 있다.

또, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 피치 원 직경 (PCD1, PCD4) 은, 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 피치 원 직경 (PCD2, PCD3) 보다 크게 설계되어 있다.

또한, 외측열 베어링 (40, 70) 의 접촉각 (α1, α4) 은, 내측열 베어링 (50, 60) 의 접촉각 (α2, α3) 보다 크게 설계되어 있다.

이와 같이, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 직경 (d1, d4) 을 크게 함으로써, 이들 베어링 (40, 70) 의 한계 하중 (볼과 궤도면의 접촉부에 가공 문제나 음향 문제를 일으키는 레벨의 압흔이 발생하는 최저의 하중) 이 커진다. 그 결과, 주축 공구 선단에 하중이 부하되었을 때, 가장 하중을 부담하는 축 방향 최공구측열 베어링, 즉 1 열째의 외측열 베어링 (40) 의 압흔 발생 리스크가 낮아진다.

또, 일반적으로, 공작 기계용 주축 장치 (20) 를 고속 회전으로 사용하는 경우, 볼 (43, 53, 63, 73) 과 내외륜 (42, 52, 62, 72, 41, 51, 61, 71) 사이의 구름 접촉부의 온도가 상승한다. 이 온도 상승이 큰 경우, 유막 끊김에 의한 눌러붙음이 발생할 가능성이 있다. 그 때문에, 베어링의 구름 마찰에 의한 발열을 억제하는 것은 매우 중요하다. 그러나, 1 열째, 4 열째의 외측열 베어링 (40, 70) 은, 2 열째, 3 열째의 내측열 베어링 (50, 60) 에 비하여, 베어링 자신의 구름 마찰에 의한 발열분(分)을 외부로 빠져나가게 하는 것이 용이하여, 베어링의 구름 마찰에 의한 발열로 눌러붙을 가능성은 낮다. 따라서, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 직경 (d1, d4) 을 크게 하여, 외측열 베어링 (40, 70) 의 구름 마찰에 의한 발열이 어느 정도 증대했다고 하더라도, 문제없이 사용할 수 있다.

한편, 2 열째, 3 열째의 내측열 베어링 (50, 60) 은, 1 열째, 4 열째의 외측열 베어링 (40, 70) 의 발열과 승온에 방해되고 있기 때문에, 열전달성이 나빠져, 베어링 자체의 구름 마찰에 의한 발열분을 외부로 빠져나가게 하는 것이 곤란하다. 특히, 본 실시형태와 같은 모터 빌트인 방식의 주축 장치 (20) 의 경우, 로터 (30) 의 발열이 회전축 (22) 의 내부를 따라 전측 베어링 (40, 50, 60, 70) 에도 전달되므로, 보다 엄격한 조건이 된다.

또한, 전측 베어링 하우징 (31) 에 형성된 냉각유의 순환 경로 (11) 의 냉각에 의해, 전측 베어링의 외륜 (41, 51, 61, 71) 은 온도가 억제되지만, 냉각부와 직접 접하지 않는 내륜 (42, 52, 62, 72) 의 온도 상승은 억제할 수 없다. 그 결과, 베어링의 내외륜 온도차 (내륜 온도 ＞ 외륜 온도) 가 발생한다.

또, 이 외통 냉각유의 순환 경로 (11) 의 중앙부에 위치하는 2 열째, 3 열째의 내측열 베어링 (50, 60) 은, 가장 냉각 효과가 얻어지므로, 1 열째, 4 열째의 외측열 베어링 (40, 70) 에 비하여, 더욱 내외륜 온도차가 커지는 경향이 된다. 내외륜 온도차가 발생하면, 베어링의 내부 간극이 작아져, 내부 예압이 증대하여 구름 접촉부의 PV 치가 상승하여, 눌러붙음으로 진행한다. 그 때문에, 고속 주축에서의 베어링의 눌러붙음 문제는, 2 열째, 3 열째의 내측열 베어링 (50, 60) 에서 발생하는 것이 대부분이다.

이상과 같은 점에서, 2 열째, 3 열째의 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 직경 (d2, d3) 을 크게 하는 것은 눌러붙음 리스크를 더욱 높이는 것으로 연결되기 때문에 유리한 계책이 아니다.

따라서, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 직경 (d1, d4) 만을 크게 하고, 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 직경 (d2, d3) 을 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 직경 (d1, d4) 보다 작게 함으로써, 눌러붙음 리스크는 종래인 채, 내충격성을 향상시킬 수 있다.

또, 접촉각을 가진 앵귤러 볼 베어링이 배면 조합으로 배치되는 전측 베어링 (40, 50, 60, 70) 에 있어서, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 피치 원 직경 (PCD1, PCD4) 을 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 피치 원 직경 (PCD2, PCD3) 보다 크게 함으로써, 모멘트 길이를 길게 할 수 있고, 조합 베어링 및 주축 장치 (20) 의 모멘트 강성을 높일 수 있다.

볼 피치 원 직경을 크게 하는 것의 폐해로서, 베어링 회전시의 dmn 치가 커져, 베어링의 구름 마찰에 의한 발열이 커지는 것을 들 수 있다. 그러나, 외측열 베어링 (40, 70) 에 있어서는, 상기 서술한 바와 같이, 베어링의 발열이 어느 정도 증대했다고 하더라도, 문제없이 사용할 수 있다. 한편, 내측열 베어링 (50, 60) 에 있어서는, 상기 서술한 이유로 발열량이 커지는 것은 피해야 한다. 따라서, 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 피치 원 직경 (PCD2, PCD3) 을 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 피치 원 직경 (PCD1, PCD4) 보다 작게 하여, 내측열 베어링 (50, 60) 의 발열량을 낮춰야 한다.

또한, 외측열 베어링 (40, 70) 의 접촉각 (α1, α4) 을 내측열 베어링 (50, 60) 의 접촉각 (α2, α3) 보다 크게 함으로써, 조합 볼 베어링 및 주축 장치 (20) 의 모멘트 길이를 길게 하는 것에 의한 모멘트 강성 향상에 더하여, 액시얼 강성 향상을 실현할 수 있다.

여기서, 주축계의 래디얼 강성은, 베어링의 강성 이외에 회전축 (22) 의 굽힘 강성이 영향을 미치지만, 액시얼 강성에 관해서는, 베어링의 강성으로 거의 결정된다. 일반적으로 베어링의 접촉각을 크게 하면, 스핀 미끄러짐이나 자이로 미끄러짐 등 접촉각을 갖는 앵귤러 볼 베어링에 있어서 발생하는 미끄럼이 커지고, 베어링의 발열량이 증대한다. 상기 서술한 바와 같이, 외측열 베어링 (40, 70) 은, 접촉각 증가에 의한 발열량 증대를 어느 정도 허용할 수 있지만, 내측열 베어링 (50, 60) 은, 발열량의 증가를 허용할 수 없다. 따라서, 내측열 베어링 (50, 60) 의 접촉각 (α2, α3) 을 외측열 베어링 (40, 70) 의 접촉각 (α1, α4) 보다 작게 하여, 발열량을 낮춰야 한다.

또한, 본 실시형태에서는, 외측열 베어링 (40, 70) 을 내측열 베어링 (50, 60) 에 비하여, 볼 직경을 크게, 볼 피치 원 직경을 크게, 접촉각을 크게 하고 있기 때문에, 베어링의 dmn 치가 높아지면, 주축의 발열이 종래 사양에 대해 증가하는 경향이 되지만, 통상 회전 사용 레벨이면, 눌러붙음의 문제는 발생하지 않는다. 단, dmn 치가 50 만 이상, 바람직하게는 80 만 이상인 사용 회전수 영역을 상정한 경우, 외측열 베어링 (40, 70) 만, 철보다 비중이 작은 세라믹 볼 (Si₃N₄ 등) 을 채용함으로써, 볼의 원심력에 의한 내부 하중 증가가 억제되고, 발열을 억제할 수 있다.

또, 공작 기계용 주축 장치 (20) 의 가공 효율을 높이기 위한 하나의 방책으로서, 공구의 1 날당 이송량을 늘리거나 가공의 절입량을 많게 하거나 하는, 소위 중절삭을 들 수 있다. 본 실시형태에서는, 상기 서술한 모멘트 강성과 액시얼 강성의 향상 효과에 의해, 지금까지보다 중절삭이 가능해진다.

또한, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 (43, 73) 의 원심력 증가에 의한 내부 하중의 증가, 및, 내측열 베어링 (50, 60) 의 부하 용량의 감소를 감안하면, 양자의 최적의 밸런스 확보 면에서, 볼 직경비 및 볼 피치 원 직경비는, 이하의 조건을 만족하는 것이 바람직하다. 또한, 볼 직경비란, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 직경 (d1, d4) 을 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 직경 (d2, d3) 으로 나눈 것이다. 또, 볼 피치 원 직경비란, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 피치 원 직경 (PCD1, PCD4) 을 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 피치 원 직경 (PCD2, PCD3) 으로 나눈 것이다.

볼 직경비 : 1.0 ＜ 외측열 베어링 볼 직경/내측열 베어링 볼 직경 ＜ 4.6

볼 피치 원 직경비 : 1.0 ≤ 외측열 베어링 볼 피치 원 직경/내측열 베어링 볼 피치 원 직경 ＜ 1.5

이상 설명한 바와 같이, 본 실시형태의 조합 볼 베어링에 의하면, 전측 베어링 (40, 50, 60, 70) 중, 공구측으로부터 1 열째, 4 열째의 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 (43, 73) 의 볼 직경 (d1, d4) 이, 공구측으로부터 2 열째, 3 열째의 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 (53, 63) 의 볼 직경 (d2, d3) 보다 크게 설계되어 있으므로, 외측열 베어링 (40, 70) 의 압흔 발생 리스크를 낮출 수 있고, 축 방향 최공구측열 베어링 (1 열째의 외측열 베어링 (40)) 의 내충격성을 향상시킬 수 있다.

또, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 피치 원 직경 (PCD1, PCD4) 은, 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 피치 원 직경 (PCD2, PCD3) 보다 크게 설계되어 있으므로, 모멘트 길이를 길게 하여, 조합 볼 베어링의 모멘트 강성을 높일 수 있다.

또한, 외측열 베어링 (40, 70) 의 접촉각 (α1, α4) 은, 내측열 베어링 (50, 60) 의 접촉각 (α2, α3) 보다 크게 설계되어 있으므로, 조합 볼 베어링의 모멘트 강성 및 액시얼 강성을 높일 수 있다.

또한, 본 발명은 상기 서술한 실시형태에 한정되는 것이 아니며, 적절히 변형, 개량 등이 가능하다.

상기 실시형태에서는, 외측열 베어링 (40, 70) 은 내측열 베어링 (50, 60) 에 비하여, 볼 직경을 크게, 볼 피치 원 직경을 크게, 접촉각을 크게 하고 있지만, 본 발명은, 적어도 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 직경 (d1, d4) 이 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 직경 (d2, d3) 보다 크면 된다.

즉, 도 3 에 나타내는 제 1 변형예의 조합 볼 베어링에서는, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 직경 (d1, d4) 이 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 직경 (d2, d3) 보다 크게 설정되는 한편, 전측 베어링 (40, 50, 60, 70) 의 볼 피치 원 직경 (PCD1, PCD2, PCD3, PCD4) 은 동일 (PCD1 ＝ PCD2 ＝ PCD3 ＝ PCD4) 하게 하고, 또한, 각 접촉각 (α1, α2, α3, α4) 도 동일 (α1 ＝ α2 ＝ α3 ＝ α4) 하게 하고 있다.

또, 도 4 에 나타내는 제 2 변형예의 조합 볼 베어링에서는, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 직경 (d1, d4) 이 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 직경 (d2, d3) 보다 크게 설정되고, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 피치 원 직경 (PCD1, PCD4) 은, 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 피치 원 직경 (PCD2, PCD3) 보다 크게 설정되는 한편, 전측 베어링 (40, 50, 60, 70) 의 각 접촉각 (α1, α2, α3, α4) 은, 동일 (α1 ＝ α2 ＝ α3 ＝ α4) 하게 하고 있다.

또, 도 2 ∼ 도 4 의 조합 볼 베어링에서는, 4 열의 다열 앵귤러 볼 베어링에 대해 설명했지만, 본 발명의 조합 볼 베어링은, 적어도 3 열 이상이면 되고, 도 5 에 나타내는 제 3 변형예와 같이, 6 열의 다열 앵귤러 볼 베어링이어도 되고, 도 6 에 나타내는 제 4 변형예와 같이, 3 열의 다열 앵귤러 볼 베어링이어도 된다.

구체적으로, 도 5 에 나타내는 6 열의 다열 앵귤러 볼 베어링에서는, 외측열 베어링 (40, 70) 과 내측열 베어링 (50, 60) 사이에, 외륜 (81, 91), 내륜 (82, 92), 볼 (83, 93), 유지기 (84, 94) 를 각각 갖는 중간열의 앵귤러 볼 베어링 (80, 90) 이 각각 배치된다. 이 경우, 각 베어링의 볼 직경은, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 직경 ＞ 중간열 베어링 (80, 90) 의 볼 직경 ＞ 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 직경이 된다 (d1, d4 ＞ d5, d6 ＞ d2, d3). 또, 각 베어링의 볼 피치 원 직경은, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 피치 원 직경 ＞ 중간열 베어링 (80, 90) 의 볼 피치 원 직경 ＞ 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 피치 원 직경이 된다 (PCD1, PCD4 ＞ PCD5, PCD6 ＞ PCD2, PCD3). 또한, 각 베어링의 접촉각은, 외측열 베어링 (40, 70) 의 접촉각 ＞ 중간열 베어링 (80, 90) 의 접촉각 ＞ 내측열 베어링 (50, 60) 의 접촉각이 된다 (α1, α4 ＞ α5, α6 ＞ α2, α3).

또, 도 6 에 나타내는 바와 같이, 외측열 베어링 (40, 70) 사이에 1 열의 내측열 베어링 (50) 만으로 한 3 열의 다열 앵귤러 볼 베어링의 경우, 각 베어링의 볼 직경은, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 직경 ＞ 내측열 베어링 (50) 의 볼 직경이 되도록 하면 된다 (d1, d4 ＞ d2). 또, 각 베어링의 볼 피치 원 직경은, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 피치 원 직경 ＞ 내측열 베어링 (50) 의 볼 피치 원 직경이 되도록 하면 된다 (PCD1, PCD4 ＞ PCD2). 또한, 각 베어링의 접촉각은, 외측열 베어링 (40, 70) 의 접촉각 ＞ 내측열 베어링 (50) 의 접촉각이 되도록 하면 된다 (α1, α4 ＞ α2).

단, 짝수열의 조합 베어링의 경우, 축 방향 외측으로부터 세어 동일한 위치의 베어링은, 접촉각을 동등하게 하는 것이 바람직하다. 예를 들어, 도 2 에 나타내는 4 열의 조합 베어링의 경우, 공구측으로부터 1 열째와 4 열째의 외측열 베어링 (40, 70) 의 접촉각 (α1, α4), 및 2 열째와 3 열째의 내측열 베어링 (50, 60) 의 접촉각 (α2, α3) 을 동등하게 하면, 정위치 예압을 부가한 경우, 개개의 베어링의 예압에 의한 부가 하중 (Fa1, Fa2, Fa3, Fa4) 은, Fa1 ＝ Fa4, Fa2 ＝ Fa3, 또한 Fa1 ＋ Fa2 ＝ Fa3 ＋ Fa4 가 된다. 따라서, 1 열째와 4 열째, 및 2 열째와 3 열째는, 각각 동일한 예압 하중이 되므로, 예압 밸런스를 맞출 수 있다.

여기서, 예를 들어, 1 열째 : 20°, 2 열째 : 16°, 3 열째 : 16°, 4 열째 : 18°와 같이 접촉각을 달리하면, 3 열째와 4 열째의 베어링 (60, 70) 의 예압에 의한 접촉면압 (특히 3 열째) 이, 1 열째와 2 열째의 베어링 (40, 50) 에 비하여 커져 버리므로, 눌러붙음에 대해서는 약간 불리해진다. 그러나, 반대로 2 열째의 베어링 (50) 의 내외륜 온도차가 3 열째의 베어링 (60) 보다 큰 경우 등, 2 열째의 베어링 (50) 의 눌러붙음을 3 열째의 베어링 (60) 보다 굳이 잘 발생하지 않게 할 필요가 있으면, 상기와 같이 1 열째와 4 열째의 베어링 (40, 70) 의 접촉각을 바꾸어도 된다.

또, 홀수열의 조합 베어링의 경우, 배면 조합했을 때에 축 방향 중간부에 위치하는 베어링의 접촉각에 대해 접촉각이 반경 방향에 대해 반대 방향을 향하는 베어링은, 축 방향 외측으로부터 세어 동일한 위치의 베어링과 비교하여, 접촉각을 크게 하는 것이 바람직하다.

예를 들어, 도 6 에 나타내는 3 열 조합 베어링의 경우, 공구측으로부터 1 열째, 2 열째의 베어링 (40, 50) 의 접촉각 (α1, α2) 과, 3 열째의 베어링 (70) 의 접촉각 (α4) 은, 반경 방향에 대해 반대 방향을 향하게 되어, 각 열의 베어링의 예압에 의한 부가 하중 (Fa1, Fa2, Fa3) 은, Fa1 ＋ Fa2 ＝ Fa3, 또한, Fa3 ＞ Fa1 ＞ Fa2 가 되고, 3 열째의 베어링 (70) 은, 1 열째와 2 열째의 베어링 (40, 50) 의 예압 하중을 부가하므로, 예압에 의한 접촉면압이 높아진다. 이 때문에, 3 열째의 베어링 (70) 의 접촉각 (α4) 을, 1 열째의 베어링 (40) 의 접촉각 (α1) 보다 크게 함으로써 (α1 ＜ α4, 또한, α1 ＞ α2), 3 열째의 베어링 (70) 의 예압 하중에 의한 접촉면압의 상승을 억제할 수 있다.

또, 볼 직경에 관하여, 본 실시형태에서는, 외측열 베어링 (40, 70) 의 양방의 볼 직경 (d1, d4) 을 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 직경 (d2, d3) 보다 크게 하고 있지만, 주축 공구 선단에서의 주축의 충돌을 고려하면, 축 방향 최공구측이 되는 외측열 베어링 (40) 만의 볼 직경 (d1) 을 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 직경 (d2, d3) 보다 크게 해도 된다.

단, 축 방향 최반공구측이 되는 외측열 베어링 (70) 은, 공구 교환에 있어서 공구의 척을 해제할 때, 드로 바 (23) 에 의한 후방으로부터의 하중을 가장 부하하므로, 본 실시형태와 같이, 외측열 베어링 (40, 70) 의 양방의 볼 직경 (d1, d4) 을 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 직경 (d2, d3) 보다 크게 하는 것이 바람직하다.

또, 윤활 조건도, 그리스 윤활에 한정되는 것이 아니라, 오일 에어 윤활, 오일 미스트 윤활, 언더 레이스 윤활, 제트 윤활 등 어느 윤활법을 적용해도 된다.

또, 베어링의 조합 방법으로는, 배면 조합 외에, 정면 조합 (접촉각이 V 자 방향인 조합) 으로 해도 된다.

또한, 본 발명의 조합 볼 베어링은, 공작 기계용 주축 장치에 한정하지 않고, 충돌 하중 등의 큰 하중이 베어링에 부하되는 다른 장치에 적용되어도 된다.

또한, 본 실시형태에서는, 1 열째 및 4 열째를 동일한 사양으로 하고, 2 열째 및 3 열째를 동일한 사양으로 하고 있지만, 필요에 따라 다르게 해도 된다.

실시예

외측열 베어링 (40, 70) 과 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 직경, 볼 피치 원 직경, 접촉각이 동일한 종래품과, 외측열 베어링 (40, 70) 과 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 직경, 볼 피치 원 직경, 접촉각을 바꾼 고안품 A ∼ E 를 사용하여, 이하의 4 개의 시험을 실시하였다. 도 7 은, 4 열 배면 조합 앵귤러 볼 베어링이 탑재된 일반적인 공작 기계용 주축 장치 (20) 의 개략도를 나타낸다. 도 7 은, 외측열 베어링 (40, 70) 과 내측열 베어링 (50, 60) 의 볼 직경, 볼 피치 원 직경, 접촉각이 동일한 종래품을 나타내고 있다.

또, 베어링 배열은 축 방향 공구측 (도면 중 좌측) 으로부터 1 열째, 2 열째, 3 열째, 4 열째로 하고 있고, 고안품 A ∼ E 는, 1 열째 및 4 열째가 동일한 사양의 베어링이고, 2 열째 및 3 열째가 동일한 사양의 베어링이고, 4 열 조합에 있어서 좌우 대칭의 구조로 하고 있다. 종래품과 고안품 A ∼ E 에서, 각 베어링 공통의 베어링 치수를 이하에 나타낸다.

·베어링 치수

·내경 φ70 ㎜

·외경 φ125 ㎜

·폭 24 ㎜

＜한계 래디얼 하중＞

먼저, 도 7 에 화살표로 나타내는 바와 같이, 축 선단에 래디얼 하중이 부하 된 것으로 상정하고, 이하와 같은 계산 조건으로, 한계 래디얼 하중의 비교를 실시하였다. 표 1 은, 한계 래디얼 하중의 비교 결과를 나타낸다. 또한, 한계 래디얼 하중이란, 축 선단에 래디얼 하중이 부하되었을 때에, 가장 큰 하중을 받는 1 열째 (최공구측의 열) 의 베어링의 볼과 궤도면의 접촉부에, 가공 정밀도 문제나 음향 문제를 일으키는 레벨의 압흔이 발생하는 최소의 래디얼 하중을 말한다.

·계산 조건

·예압 하중 950 N

표 1 의 결과로부터, 종래품의 한계 래디얼 하중을 100 으로 한 경우, 축 방향 최공구측열 베어링인 1 열째 베어링 (40) 의 볼 직경을 크게 한 고안품 A ∼ E 은, 한계 래디얼 하중이 향상되는 것을 알 수 있다. 이 결과로부터, 주축에 래디얼 하중이 부하된 경우, 가장 큰 하중을 부담하는 1 열째 베어링 (40) 의 볼 직경을 크게 함으로써, 종래품에 비하여 1 열째 베어링의 한계 하중이 증가하므로, 결과적으로, 래디얼 방향의 내충격성이 향상되는 것을 알 수 있다.

＜액시얼 하중 분담률＞

다음으로, 상기 종래품 및 고안품 C ∼ E 를 사용하여, 이하와 같은 계산 조건으로, 액시얼 하중 분담률에 대해 비교를 실시하였다.

·계산 조건

·예압 하중 950 N

·외부 액시얼 하중 3000 N

표 2 는, 액시얼 하중 분담률의 비교 결과를 나타낸다. 이것은 주축계에 액시얼 하중이 부하되었을 때, 부하측인 1 열째, 2 열째 베어링 (40, 50) 에 있어서, 액시얼 하중의 분담률이 어떻게 변화하는지의 계산 결과이다.

표 2 의 결과로부터, 2 열째의 내측열 베어링 (50) 에 비하여 접촉각이 큰 1 열째의 외측열 베어링 (40) 쪽이, 하중 분담률이 증가하는 작용이 있는 것을 알 수 있다. 또, 고안품 C ∼ E 에서는, 접촉각이 크고, 보다 큰 하중을 부하하고 있는 1 열째의 외측열 베어링 (40) 은, 2 열째의 내측열 베어링 (50) 보다 볼 직경이 크고, 한계의 부하 하중도 크다. 따라서, 종래품보다 2 열째의 베어링 (50) 의 하중이 경감되므로, 보다 큰 액시얼 하중을 부하할 수 있기 때문에, 액시얼 방향의 내충격성이 향상되는 것을 알 수 있다.

또한, 예를 들어 고속 회전 중에 액시얼 방향의 외부 하중을 부하한 경우, 내측열 베어링인 2 열째의 베어링 (50) 의 부하 하중을 작게 할 수 있고, 내측열 베어링 (50) 이 눌러붙음 등의 손상을 잘 받지 않게 되는 것을 알 수 있다.

이 때, 외측열 베어링 (40, 70) 의 접촉각을 지나치게 크게 하거나, 또는 내측열 베어링 (40, 60) 과의 접촉각 차를 지나치게 크게 하면, 외측열 베어링 (40, 70) 의 발열량 증가 및 부하 하중이 증가가 되어, 외측열 베어링 (40, 70) 의 눌러붙음 리스크가 높아진다. 따라서, 각각의 열의 접촉각은 바람직하게는, 최소 (내측열 베어링) 로 10°이상, 최대 (외측열 베어링) 로 30°이하가, 보다 바람직하게는, 최소 (내측열 베어링) 15°이상, 최대 (외측열 베어링) 로 25°이하가 좋다. 주축의 베어링 배열이나 조합 열 수·빌트인 모터의 용량·외통 냉각의 효율 등, 주축의 고속 특성 (눌러붙음의 발생 빈도나 리스크) 에 맞춰, 적정한 접촉각을 선택하면 된다.

＜모멘트 강성＞

다음으로, 상기 종래품 및 고안품 C ∼ E 를 사용하여, 이하와 같은 계산 조건으로, 모멘트 강성의 비교를 실시하였다. 표 3 은, 모멘트 강성을 비교한 결과를 나타낸다.

·계산 조건

·예압 하중 950 N

·경사 각도 30 초 (조합 베어링으로서의 경사각)

표 3 의 결과로부터, 외측열 베어링 (40, 70) 의 볼 피치 원 직경을 크게 함으로써, 조합 베어링의 모멘트 강성의 향상을 도모할 수 있는 것을 알 수 있다. 고안품 D, E 의 경우, 종래품에 비하여 약 5 ％ 의 모멘트 강성의 향상을 기대할 수 있다. 주축의 래디얼 방향의 굽힘 강성은, 베어링 강성 이외에도 축 자체의 굽힘 강성과의 조합으로 결정된다. 베어링의 모멘트 강성의 향상에 의해, 축 자체의 굽힘도 적어지므로 실제의 주축의 굽힘 강성으로는, 본 계산 결과 이상으로 그 효과를 기대할 수 있다.

＜액시얼 강성＞

다음으로, 상기 종래품 및 고안품 C ∼ E 를 사용하여, 이하와 같은 계산 조건으로, 액시얼 강성의 비교를 실시하였다. 표 4 는, 액시얼 강성의 비교 결과를 나타낸다.

·계산 조건

·예압 하중 950 N

·액시얼 변위 5.0 ㎛

표 4 의 결과로부터, 외측열 베어링 (40, 70) 의 접촉각을 크게 함으로써, 조합 베어링의 액시얼 강성의 향상을 도모할 수 있는 것을 알 수 있다. 고안품 D, E 에서는 종래품과 비교하여 10 ％ 이상의 액시얼 강성의 향상을 기대할 수 있다. 주축의 액시얼 방향의 강성은, 주축에 탑재되어 있는 조합 베어링의 액시얼 강성으로 거의 결정되기 때문에, 표 4 의 결과로부터, 주축계의 액시얼 강성도 향상되는 것을 알 수 있다.

본 출원은, 2014년 10월 23일 출원의 일본 특허출원 2014-216306호에 기초하는 것으로서, 그 내용은 여기에 참조로서 받아들여진다.

20 : 주축 장치
22 : 회전축
30 : 로터
32 : 스테이터
40, 50, 60, 70, 80, 90 : 전측 베어링 (앵귤러 볼 베어링)
α1, α2, α3, α4, α5, α6 : 접촉각
PCD1, PCD2, PCD3, PCD4, PCD5, PCD6 : 볼 피치 원 직경
d1, d2, d3, d4, d5, d6 : 볼 직경
H : 하우징

Claims (5)

1. 4 열의 앵귤러 볼 베어링을 축 방향으로 배열하여 이루어지는 짝수열 조합 볼 베어링에 있어서,
   축 방향 외측에 배치되는 상기 앵귤러 볼 베어링의 적어도 일방의 볼 직경이, 축 방향 내측에 배치되는 상기 앵귤러 볼 베어링의 볼 직경보다 크고,
   볼 직경비는, 1.42 ≤ 축 방향 외측에 배치되는 상기 앵귤러 볼 베어링 볼 직경/축 방향 내측에 배치되는 상기 앵귤러 볼 베어링 볼 직경 ≤ 1.70 이고,
   볼 피치 원 직경비는, 1.00 ≤ 축 방향 외측에 배치되는 상기 앵귤러 볼 베어링 볼 피치 원 직경/축 방향 내측에 배치되는 상기 앵귤러 볼 베어링 볼 피치 원 직경 ≤ 1.14 이고,
   짝수열의 상기 앵귤러 볼 베어링은, 좌우 대칭의 배열 구조이고,
   상기 축 방향 외측에 배치되는 상기 앵귤러 볼 베어링의 접촉각은, 상기 축 방향 내측에 배치되는 상기 앵귤러 볼 베어링의 접촉각보다 크고,
   각각의 상기 앵귤러 볼 베어링의 접촉각은 15°이상 25°이하이며,
   또한, 배면 조합으로 되어 있는 것을 특징으로 하는 조합 볼 베어링.
2. 제 1 항에 있어서,
   상기 볼 피치 원 직경비는 1.08 이상으로, 상기 축 방향 외측에 배치되는 상기 앵귤러 볼 베어링의 볼 피치 원 직경이 상기 축 방향 내측에 배치되는 상기 앵귤러 볼 베어링의 볼 피치 원 직경보다 큰 것을 특징으로 하는 조합 볼 베어링.
3. 삭제
4. 제 1 항 또는 제 2 항에 기재된 조합 볼 베어링을 구비하는 것을 특징으로 하는 공작 기계용 주축 장치.
5. 삭제

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