TWI591270B - Combination of ball bearings and machine tool spindle device - Google Patents

Description

組合滾珠軸承及工具機用主軸裝置

本發明係關於一種組合滾珠軸承及工具機用主軸裝置。

近年，藉由工具機而加工之被加工工件之形狀越來越複雜化。伴隨該工件形狀之複雜化，為了減少變換次數而提高加工效率，而使工具機自身之構造亦複雜化。作為工具機之構造之複雜化之一種，可列舉5軸加工機等多軸加工機。

又，近年之工具機之大多數係藉由數位控制(Numerical Control：NC)而進行加工，伴隨著被加工工件形狀之複雜化(例如，汽車之車身金屬模具．人工關節等、三維之立體曲面輪廓加工)、及工具機構造之複雜化，用於數位控制之加工程式亦複雜化。因此，於製作NC工具機之加工程式時容易產生錯誤，其結果，容易藉由機械誤作動而產生使主軸旋轉部位(工具或工具保持支座部位等)與加工物或床身．工作台等周邊構件接觸干涉．碰撞之故障(以下，稱為「主軸之碰撞」)。藉由該主軸之碰撞而於組入於工具機之滾動軸承之滾珠與軌道面之接觸部形成壓痕，若於該狀態下使用主軸，則會產生各種不良情況。例如，由於滾動軸承之滾珠於壓痕滾動所產生之振動而導致加工精度變差，或產生異響。進而，產生以壓痕為起點之軌道面之剝離，亦有發展至滾動軸承熔傷之可能性。又，有於製作工具機時因作業者之錯誤或意外之事故而引起主軸碰撞之可能性。

已知使用於工具機等之雙行滾動軸承，藉由改變各行之滾珠直 徑來增大滾珠直徑，而可提高軸承剛性，增大軸承動負載容量，從而可長壽命化(例如，參照專利文獻1)。

[現有技術文獻]

[專利文獻]專利文獻1：日本專利特開2004-286116號公報

然而，於工具機用主軸裝置中，為了提高主軸剛性，存在使用有於軸向排列3行以上之角接觸滾珠軸承而成之組合滾珠軸承之情形。即使於如此之組合滾珠軸承中，當藉由主軸之碰撞而於主軸工具前端負載載荷時，由軸向最靠近工具側行軸最大地承受載荷，故於滾動軸承之滾珠與軌道面之接觸部容易形成引起加工不良情況或音響不良情況之壓痕。

又，於角接觸滾珠軸承中，若自軸向作用較大之載荷，則亦有滾珠與軌道面之接觸橢圓之位置偏移，滾珠撞上軸承環之槽肩而損壞滾珠之可能性。

於專利文獻1揭示之雙行滾動軸承中，未揭示組合滾珠軸承，並未考慮耐衝擊性。

本發明係鑒於上述問題而完成者，其目的在於提供一種可提高負載較大之載荷之軸承之耐衝擊性的組合滾珠軸承及工具機用主軸裝置。

本發明之上述目的係藉由下述之構成而達成。

(1)一種組合滾珠軸承，其係於軸向排列3行以上之角接觸滾珠軸承而成者，且其特徵在於：配置於軸向外側之上述角接觸滾珠軸承之至少一者之滾珠直徑，大於配置於軸向內側之上述角接觸滾珠軸承之滾珠直徑。

(2)如(1)之組合滾珠軸承，其中配置於上述軸向外側之上述角接觸滾珠軸承之接觸角，大於配置於上述軸向內側之上述角接觸滾珠軸承之接觸角。

(3)如(1)或(2)之組合滾珠軸承，其中配置於上述軸向外側之上述角接觸滾珠軸承之滾珠節距圓直徑，大於配置於上述軸向內側之上述角接觸滾珠軸承之滾珠節距圓直徑。

(4)一種工具機用主軸裝置，其特徵在於具備(1)~(3)中任一項之組合滾珠軸承。

根據本發明之組合滾珠軸承，由於配置於軸向外側之角接觸滾珠軸承(以下，亦稱為「外側行軸承」)之至少一者(尤其，外側行軸承中負載較大之載荷之軸承)之滾珠直徑，大於配置於軸向內側之角接觸滾珠軸承(以下，稱為「內側行軸承」)之滾珠直徑，故增大滾珠直徑之外側行軸承之極限載荷(於滾珠與軌道面之接觸部產生引起加工不良情況或音響不良情況之級別之壓痕之最小載荷)變大，可抑制引起較大之載荷附加至外側行軸承之情形的加工不良情況或音響不良情況之級別之壓痕之產生，從而可提高耐衝擊性。

其結果，於應用於主軸裝置之情形時，可降低當於主軸工具前端負載載荷時最大地負擔載荷之軸向最靠近工具側行軸承、即增大滾珠直徑之外側行軸承之壓痕產生危險，從而可提高軸向最靠近工具側行軸承之耐衝擊性。

20‧‧‧主軸裝置

22‧‧‧旋轉軸

23‧‧‧拉桿

24‧‧‧工具支座

27‧‧‧盤形彈簧

28‧‧‧錐形面

29‧‧‧外筒

30‧‧‧轉子

31‧‧‧前側軸承殼體

32‧‧‧定子

33‧‧‧冷卻套

34‧‧‧外罩

35‧‧‧外環墊片

36‧‧‧內環墊片

38‧‧‧前側軸承外環按壓件

39‧‧‧螺母

40‧‧‧軸承(角接觸滾珠軸承)

41‧‧‧外環

42‧‧‧內環

43‧‧‧滾珠(滾動體)

44‧‧‧角接觸滾珠軸承

50‧‧‧軸承(角接觸滾珠軸承)

51‧‧‧外環

52‧‧‧內環

53‧‧‧滾珠(滾動體)

54‧‧‧角接觸滾珠軸承

60‧‧‧軸承(角接觸滾珠軸承)

61‧‧‧外環

62‧‧‧內環

63‧‧‧滾珠(滾動體)

64‧‧‧角接觸滾珠軸承

70‧‧‧軸承(角接觸滾珠軸承)

71‧‧‧外環

72‧‧‧內環

73‧‧‧滾珠(滾動體)

74‧‧‧角接觸滾珠軸承

80‧‧‧軸承(角接觸滾珠軸承)

81‧‧‧外環

82‧‧‧內環

83‧‧‧滾珠

84‧‧‧保持器

90‧‧‧軸承(角接觸滾珠軸承)

91‧‧‧外環

92‧‧‧內環

93‧‧‧滾珠

94‧‧‧保持器

PCD1~PCD6‧‧‧滾珠節距圓直徑

α1~α6‧‧‧接觸角

d1~d6‧‧‧滾珠直徑

H‧‧‧殼體

T‧‧‧工具

圖1係表示應用一實施形態之組合滾珠軸承作為前側軸承之主軸裝置之剖視圖。

圖2係一實施形態之組合滾珠軸承之剖視圖。

圖3係第1變化例之組合滾珠軸承之剖視圖。

圖4係第2變化例之組合滾珠軸承之剖視圖。

圖5係第3變化例之組合滾珠軸承之剖視圖。

圖6係第4變化例之組合滾珠軸承之剖視圖。

圖7係搭載有4行背面組合角接觸滾珠軸承之一般之工具機主軸之簡略圖。

以下，基於圖式對本發明之一實施形態之組合滾珠軸承詳細地進行說明。

圖1係表示應用本實施形態之組合滾珠軸承之主軸裝置20。主軸裝置20係馬達內置方式，於其軸向中心部設有中空狀之旋轉軸22。於旋轉軸22之軸芯，滑動自如地嵌插有拉桿23。於拉桿23設有安裝工具T之工具支座24。拉桿23藉由盤形彈簧27之力而被向工具相反側方向施壓(圖之右方)，藉此，工具支座24與旋轉軸22之錐形面28嵌合。其結果，工具T與拉桿23及工具支座24一同一體地安裝於旋轉軸22。

又，旋轉軸22係藉由支承其工具側之前側的軸承(組合滾珠軸承)40、50、60、70，及未圖示之支承工具相反側之後側軸承而被旋轉自由地支持於殼體H。

於前側的軸承40、50、60、70與後側軸承之間之旋轉軸22之外周面外嵌有轉子30。又，配置於轉子30周圍之定子32固定於殼體H之外筒29。更具體而言，藉由將燒嵌於定子32之冷卻套33內嵌於構成殼體H之外筒29，而將定子32固定於外筒29。因此，轉子30與定子32構成馬達，藉由對定子32供給電力而使轉子30產生旋轉力，從而使旋轉軸22旋轉。

如於圖2亦一併表示般，前側的軸承40、50、60、70係角接觸滾珠軸承，分別包含：外環41、51、61、71；內環42、52、62、72；具有接觸角α1、α2、α3、α4而配置之複數個滾珠(滾動體)43、53、63、 73；及將複數個滾珠43、53、63、73於圓周方向大致等間隔地保持之保持器44、54、64、74。前側的軸承40、50、60、70在自工具側數起第1行．第2行之軸向外側之前側的軸承40、50、與第3行．第4行之軸向內側之前側的軸承60、70以成為背面組合之方式配置的狀態下被賦予定位預壓。又，於本實施形態中，各前側的軸承40、50、60、70之外徑、內徑、軸向寬度分別設計為相等。

外環41、51、61、71係內嵌於被固定於外筒29之前側軸承殼體31，且藉由螺栓緊固於前側軸承殼體31之前側軸承外環按壓件38而隔著複數個外環墊片35而於軸向上相對於前側軸承殼體31而固定。又，內環42、52、62、72係外嵌於旋轉軸22，且藉由緊固於旋轉軸22之螺母39而隔著複數個內環墊片36於軸向上相對於旋轉軸22而固定。

再者，圖2省略表示外環墊片35及內環墊片36，但本發明之組合滾珠軸承包含具有墊片之構成及不具有墊片之構成之任一情形。

又，於前側軸承殼體31之外周面與外嵌於前側軸承殼體31之外罩34之間形成有供冷卻油循環之循環路徑11。藉由使經控制溫度之冷卻油於循環路徑11循環而對前側的軸承40、50、60、70冷卻。於伴隨著馬達之發熱之馬達內置方式之主軸裝置20中，為了謀求主軸之精度提高而重要的是抑制熱移位，藉由上述循環路徑11而可抑制由高速旋轉時之軸承40、50、60、70之發熱或定子32之發熱所致的主軸之溫度上升。

此處，於本實施形態中，如圖2所示，前側的軸承40、50、60、70中自工具側起第1行、第4行之外側行的軸承40、70之滾珠43、73之滾珠直徑d1、d4，設計得大於自工具側起第2行、第3行之內側行的軸承50、60之滾珠53、63之滾珠直徑d2、d3。

又，外側行的軸承40、70之滾珠節距圓直徑PCD1、PCD4，設計得大於內側行的軸承50、60之滾珠節距圓直徑PCD2、PCD3。

進而，外側行的軸承40、70之接觸角α1、α4，設計得大於內側行的軸承50、60之接觸角α2、α3。

如此，藉由增大外側行的軸承40、70之滾珠直徑d1、d4，可使該等軸承40、70之極限載荷(於滾珠與軌道面之接觸部產生引起加工不良情況或音響不良情況之級別之壓痕之最低載荷)變大。其結果，當於主軸工具前端負載載荷時最大地負擔載荷之軸向最靠近工具側行軸承、即第1行之外側行的軸承40之壓痕產生危險性降低。

又，一般於以高速旋轉使用工具機用主軸裝置20之情形時，滾珠43、53、63、73與內外環42、52、62、72、41、51、61、71之間之滾動接觸部之溫度上升。於該溫度上升較大之情形時，存在產生因油膜斷絕所致之熔傷之可能性。因此，抑制因軸承之滾動摩擦所致之發熱非常重要。然而，第1行、第4行之外側行的軸承40、70與第2行、第3行之內側行的軸承50、60相比，容易將因軸承自身之滾動摩擦所致之發熱量散發至外部，因由軸承之滾動摩擦所致之發熱而熔傷之可能性較低。因此，即便增大外側行的軸承40、70之滾珠直徑d1、d4而使外側行的軸承40、70之滾動摩擦所致的發熱增大某程度，亦可無問題地使用。

另一方面，由於第2行、第3行之內側行的軸承50、60被第1行、第4行之外側行的軸承40、70之發熱與升溫所阻擋，故熱傳導性變差，難以將因軸承自身之滾動摩擦所致之發熱量散發至外部。尤其，於本實施形態之馬達內置方式之主軸裝置20之情形時，由於轉子30之發熱於旋轉軸22之內部傳導且亦傳導至前側的軸承40、50、60、70，故成為更嚴酷之條件。

進而，藉由形成於前側軸承殼體31之冷卻油之循環路徑11之冷卻，而前側軸承之外環41、51、61、71之溫度被抑制，但無法抑制不與冷卻部直接接觸之內環42、52、62、72之溫度上升。其結果，產生 軸承之內外環溫度差(內環溫度>外環溫度)。

又，由於位於該外筒冷卻油之循環路徑11之中央部之第2行、第3行之內側行的軸承50、60可最大地獲得冷卻效果，故與第1行、第4行之外側行的軸承40、70相比，成為內外環溫度差變得更大之傾向。若產生內外環溫度差，則軸承之內部間隙變小，內部預壓增大而使滾動接觸部之PV值上升，從而發展至熔傷。因此，於高速主軸之軸承之熔傷不良情況大部分產生於第2行、第3行之內側行的軸承50、60。

自上述可知，由於增大第2行、第3行之內側行的軸承50、60之滾珠直徑d2、d3會進而提高熔傷危險，故而並非為上策。

因此，藉由僅增大外側行的軸承40、70之滾珠直徑d1、d4，使內側行的軸承50、60之滾珠直徑d2、d3小於外側行的軸承40、70之滾珠直徑d1、d4，可使熔傷之危險維持先前原樣但提高耐衝擊性。

又，於以背面組合配置具有接觸角之角接觸滾珠軸承之前側的軸承40、50、60、70中，藉由使外側行的軸承40、70之滾珠節距圓直徑PCD1、PCD4大於內側行的軸承50、60之滾珠節距圓直徑PCD2、PCD3，可增大轉矩長度，從而可提高組合軸承及主軸裝置20之轉矩剛性。

作為增大滾珠節距圓直徑之弊端，可列舉軸承旋轉時之dmn值變大，軸承之滾動摩擦所致之發熱變大。然而，於外側行的軸承40、70中，如上述般，即使軸承之發熱增大某程度，亦可無問題地使用。另一方面，於內側行的軸承50、60中必須避免因上述理由而發熱量增大之情況。因此，必須使內側行的軸承50、60之滾珠節距圓直徑PCD2、PCD3小於外側行的軸承40、70之滾珠節距圓直徑PCD1、PCD4，而減少內側行的軸承50、60之發熱量。

進而，藉由使外側行的軸承40、70之接觸角α1、α4大於內側行的軸承50、60之接觸角α2、α3，除增大組合滾珠軸承及主軸裝置20之 轉矩長度所帶來之轉矩剛性提高以外，亦可實現軸向剛性提高。

此處，主軸系之徑向剛性除受軸承之剛性影響以外，亦受旋轉軸22之彎曲剛性影響，但軸向剛性大體由軸承之剛性決定。一般而言，若增大軸承之接觸角，則自旋滑動或迴轉滑動等於具有接觸角之角接觸滾珠軸承中產生之滑動變大，軸承之發熱量增大。如上所述，外側行的軸承40、70可於某種程度容許因接觸角增加所致之發熱量增大，但內側行的軸承50、60不容許發熱量之增加。因此，必須使內側行的軸承50、60之接觸角α2、α3小於外側行的軸承40、70之接觸角α1、α4而減少發熱量。

再者，於本實施形態中，將外側行的軸承40、70與內側行的軸承50、60相比增大滾珠直徑，增大滾珠節距圓直徑，增大接觸角，故若軸承之dmn值變高，則有主軸之發熱相對於先前規格而增加之傾向，但若為通常旋轉使用級別，則不會產生熔傷之問題。其中，於假定dmn值為50萬以上，較理想為80萬以上之使用轉數區域之情形時，藉由僅外側行的軸承40、70採用比重較鐵小之陶瓷(Si₃N₄等)，可抑制因滾珠之離心力所致之內部載荷增加，從而可抑制發熱。

又，作為用以提高工具機用主軸裝置20之加工效率之一方法，可列舉增加工具之每一刃之進給量或增多加工之切入量的所謂強力切削。於本實施形態中，藉由上述之轉矩剛性與軸向剛性之提高效果，可進行較先前更強力之切削。

再者，若鑒於因外側行的軸承40、70之滾珠43、73之離心力所致之內部載荷之增加，及內側行的軸承50、60之負載容量之減少，則出於確保兩者之最適平衡之點而言，滾珠直徑比及滾珠節距圓直徑比較理想為滿足以下之條件。再者，所謂滾珠直徑比係以內側行的軸承50、60之滾珠直徑d2、d3除外側行的軸承40、70之滾珠直徑d1、d4所得者。又，所謂滾珠節距圓直徑比係以內側行的軸承50、60之滾珠節 距圓直徑PCD2、PCD3除外側行的軸承40、70之滾珠節距圓直徑PCD1、PCD4所得者。

滾珠直徑比：1.0<外側行軸承滾珠直徑/內側行軸承滾珠直徑<4.6

滾珠節距圓直徑比：1.0≦外側行軸承滾珠節距圓直徑/內側行軸承滾珠節距圓直徑<1.5

如以上說明，根據本實施形態之組合滾珠軸承，前側的軸承40、50、60、70中自工具側起第1行、第4行之外側行的軸承40、70之滾珠43、73之滾珠直徑d1、d4，設計得大於自工具側起第2行、第3行之內側行的軸承50、60之滾珠53、63之滾珠直徑d2、d3，故可減少外側行的軸承40、70之壓痕產生危險，可提高軸向最靠近工具側行軸承(第1行外側行的軸承40)之耐衝擊性。

又，由於外側行的軸承40、70之滾珠節距圓直徑PCD1、PCD4設計得大於內側行的軸承50、60之滾珠節距圓直徑PCD2、PCD3，故可增大轉矩長度而提高組合滾珠軸承之轉矩剛性。

進而，由於外側行的軸承40、70之接觸角α1、α4設計得大於內側行的軸承50、60之接觸角α2、α3，故可提高組合滾珠軸承之轉矩剛性及軸向剛性。

再者，本發明並非為限定於上述之實施形態者，可適當變化、改良等。

於上述實施形態中，外側行的軸承40、70與內側行的軸承50、60相比增大滾珠直徑，增大滾珠節距圓直徑，增大接觸角，但本發明只要至少外側行的軸承40、70之滾珠直徑d1、d4大於內側行的軸承50、60之滾珠直徑d2、d3即可。

即，於圖3所示之第1變化例之組合滾珠軸承中，外側行的軸承40、70之滾珠直徑d1、d4設定得大於內側行的軸承50、60之滾珠直徑d2、d3，另一方面，前側的軸承40、50、60、70之滾珠節距圓直徑 PCD1、PCD2、PCD3、PCD4設為相同(PCD1=PCD2=PCD3=PCD4)，且各接觸角α1、α2、α3、α4亦設為相同(α1=α2=α3=α4)。

又，於圖4所示之第2變化例之組合滾珠軸承中，外側行的軸承40、70之滾珠直徑d1、d4設定得大於內側行的軸承50、60之滾珠直徑d2、d3，外側行的軸承40、70之滾珠節距圓直徑PCD1、PCD4設定得大於內側行的軸承50、60之滾珠節距圓直徑PCD2、PCD3，另一方面，前側的軸承40、50、60、70之各接觸角α1、α2、α3、α4設為相同(α1=α2=α3=α4)。

又，於圖2~圖4之組合滾珠軸承中，對4行之多行角接觸滾珠軸承進行了說明，但本發明之組合滾珠軸承只要至少為3行以上即可，可為如圖5所示之第3變化例般6行之多行角接觸滾珠軸承，亦可為圖6所示之第4變化例般3行之多行角接觸滾珠軸承。

具體而言，於如圖5所示之6行之多行角接觸滾珠軸承中，於外側行的軸承40、70與內側行的軸承50、60之間，分別配置有分別具有外環81、91、內環82、92、滾珠83、93、保持器84、94之中間行之角接觸滾珠的軸承80、90。於該情形時，各軸承之滾珠直徑成為外側行的軸承40、70之滾珠直徑>中間行的軸承80、90之滾珠直徑>內側行的軸承50、60之滾珠直徑(d1、d4>d5、d6>d2、d3)。又，各軸承之滾珠節距圓直徑成為外側行的軸承40、70之滾珠節距圓直徑>中間行的軸承80、90之滾珠節距圓直徑>內側行的軸承50、60之滾珠節距圓直徑(PCD1、PCD4>PCD5、PCD6>PCD2、PCD3)。進而，各軸承之接觸角成為外側行的軸承40、70之接觸角>中間行的軸承80、90之接觸角>內側行的軸承50、60之接觸角(α1、α4>α5、α6>α2、α3)。

又，如圖6所示，於在外側行的軸承40、70之間僅設有1行內側行的軸承50之3行之多行角接觸滾珠軸承之情形時，只要將各軸承之滾珠直徑設為外側行的軸承40、70之滾珠直徑>內側行的軸承50之滾 珠直徑即可(d1、d4>d2)。又，只要將各軸承之滾珠節距圓直徑設為外側行的軸承40、70之滾珠節距圓直徑>內側行的軸承50之滾珠節距圓直徑即可(PCD1、PCD4>PCD2)。進而，只要將各軸承之接觸角設為外側行的軸承40、70之接觸角>內側行的軸承50之接觸角即可(α1、α4>α2)。

但是，於偶數行之組合滾珠軸承之情形時，較理想為將自軸向外側數起相同位置之軸承設為接觸角相等。例如，如圖2所示之4行之組合滾珠軸承之情形時，若將自工具側起第1行與第4行之外側行的軸承40、70之接觸角α1，α4、及第2行與第3行之內側行的軸承50、60之接觸角α2，α3設為相等，則於附加定位預壓之情形時，各個軸承之預壓所致之附加載荷Fa1、Fa2、Fa3、Fa4成為Fa1=Fa4，Fa2=Fa3，且Fa1+Fa2=Fa3+Fa4。因此，由於第1行與第4行、及第2行與第3行分別成為相同之預壓載荷，故可取得預壓平衡。

此處，若例如以第1行：20°、第2行：16°、第3行：16°、第4行：18°之方式使接觸角不同，則由第3行與第4行之軸承60、70之預壓所致之接觸面壓力(尤其為第3行)大於第1行與第2行之軸承40、50，故對於熔傷稍不利。然而，於反之第2行之軸承50之內外環溫度差大於第3行之軸承60之情形時等，若必須刻意使第2行之軸承50之熔傷較第3行之軸承60更難以產生，則亦可如上述般改變第1行與第4行之軸承40、70之接觸角。

又，於奇數行之組合滾珠軸承之情形時，於背面組合時，相對於位於軸向中間部之軸承之接觸角而接觸角相對於半徑方向朝相反方向之軸承，與自軸向外側數起相同位置之軸承相比宜增大接觸角。

例如，於圖6所示之3行組合滾珠軸承之情形時，自工具側起第1行、第2行之軸承40、50之接觸角α1，α2、與第3行軸承70之接觸角α4成為相對於半徑方向而朝相反方向，由各行之軸承之預壓所致之附加 載荷Fa1、Fa2、Fa3成為Fa1+Fa2=Fa3，且Fa3>Fa1>Fa2，由於第3行之軸承70附加第1行與第2行的軸承40、50之預壓載荷，故由預壓所致之接觸面壓力變高。因此，藉由使第3行的軸承70之接觸角α4大於第1行的軸承40之接觸角α1(α1<α4，且α1>α2)，可抑制由第3行的軸承70之預壓載荷所致之接觸面壓力之上升。

又，關於滾珠直徑，於本實施形態中，使外側行的軸承40、70之雙方之滾珠直徑d1、d4大於內側行的軸承50、60之滾珠直徑d2、d3，但若考慮於主軸工具前端之主軸之碰撞，則亦可僅使成為軸向最靠近工具側之外側行的軸承40之滾珠直徑d1大於內側行的軸承50、60之滾珠直徑d2、d3。

但是，由於成為軸向最遠離工具側之外側行的軸承70於在工具更換中解除工具之夾持時，最大地負載由拉桿23所致之來自後方之載荷，故較佳為如本實施形態般，使外側行的軸承40、70之雙方之滾珠直徑d1、d4大於內側行的軸承50、60之滾珠直徑d2、d3。

又，潤滑條件亦並非限定於滑脂潤滑，亦可應用油氣潤滑、油霧潤滑、滾道下潤滑、及噴射潤滑等任一潤滑法。

又，作為軸承之組合方法，除背面組合以外，亦可設為正面組合(接觸角為V字方向之組合)。

進而，本發明之組合滾珠軸承並非限定於工具機用主軸裝置，亦可應用於軸承負載碰撞載荷等較大之載荷之其他裝置。

再者，於本實施形態中，將第1行及第4行設為相同之規格，且將第2行及第3行設為相同之規格，但亦可根據必要而使其等不同。

實施例

使用外側行的軸承40、70與內側行的軸承50、60之滾珠直徑、滾珠節距圓直徑、接觸角相同之先前品，及改變外側行的軸承40、70與內側行的軸承50、60之滾珠直徑、滾珠節距圓直徑、接觸角之設計 品A~E進行以下之4個試驗。圖7係表示搭載有4行背面組合角接觸滾珠軸承之一般之工具機用主軸裝置20之簡略圖。圖7係表示外側行的軸承40、70與內側行的軸承50、60之滾珠直徑、滾珠節距圓直徑、接觸角相同之先前品。

又，軸承排列係自軸向工具側(圖中左側)起設為第1行、第2行、第3行及第4行，設計品A~E之第1行及第4行為相同規格之軸承，第2行及第3行為相同規格之軸承，於4行組合中設為左右對稱之構造。於先前品與設計品A~E中，於以下表示各軸承共通之軸承尺寸。

．軸承尺寸

．內徑 70mm

．外徑 125mm

．寬度 24mm

<極限徑向載荷>

首先，如圖7中箭頭所示，假設於軸前端負載有徑向載荷，於以下之計算條件下進行極限徑向載荷之比較。表1係表示極限徑向載荷之比較結果。再者，所謂極限徑向載荷係指於軸前端負載有徑向載荷時，於承受最大載荷之第1行(最靠近工具側之行)之軸承之滾珠與軌道面之接觸部產生引起加工精度不良情況或音響不良情況之級別之壓痕的最小徑向載荷。

．計算條件

．預壓載荷 950N

自表1之結果可知，於將先前品之極限徑向載荷設為100之情形時，增大軸向最靠近工具側行軸承即第1行的軸承40之滾珠直徑之設計品A~E的極限徑向載荷提高。自該結果可知，於在主軸負載徑向載荷之情形時，藉由增大負擔最大載荷之第1行的軸承40之滾珠直徑，與先前品相比可增加第1行軸承之極限載荷，故作為結果，徑向方向之耐衝擊性提高。

<軸向載荷分擔率>

其次，使用上述先前品及設計品C~E，於以下之計算條件下對軸向載荷分擔率進行比較。

．計算條件

．預壓載荷 950N

．外部軸向載荷 3000N

表2係表示軸向載荷分擔率之比較結果。其係於主軸系負載軸向載荷時於負載側即第1行、第2行的軸承40、50中軸向載荷之分擔率如何變化之計算結果。

自表2之結果可知，與第2行之內側行的軸承50相比，接觸角較大之第1行外側行的軸承40具有載荷分擔率增大之作用。又，於設計品C~E中，接觸角更大，負載更大載荷之第1行外側行的軸承40較第2行內側行的軸承50滾珠直徑更大，極限之負載載荷亦更大。因此，第2行的軸承50之載荷較先前品更減輕，故可負載更大之軸向載荷，軸向之耐衝擊性提高。

進而，可知於例如在高速旋轉中負載有軸向方向之外部載荷之情形時，可減小作為內側行軸承之第2行的軸承50之負載載荷，內側行的軸承50難以受到熔傷等損傷。

此時，若使外側行的軸承40、70之接觸角過大，或使內側行的軸承50、60之接觸角差過大，則外側行的軸承40、70之發熱量變大及負載載荷變大，外側行的軸承40、70之熔傷危險變高。因此，較佳為各行之接觸角最小(內側行軸承)為10°以上，最大(外側行軸承)為30° 以下，但更佳為最小(內側行軸承)為15°以上，最大(外側行軸承)為25°以下。只要配合主軸之軸承排列或組合行數．內置馬達之電容．外筒冷卻之效率等主軸之高速特性(熔傷之發生頻率或危險)，而選擇適當之接觸角即可。

<轉矩剛性>

其次，使用上述先前品及設計品C~E，於以下之計算條件下進行轉矩剛性之比較。表3係表示比較轉矩剛性之結果。

．計算條件

．預壓載荷 950N

．傾斜角度 30秒(作為組合軸承之傾斜角度)

自表3之結果可知，藉由增大外側的軸承40、70之滾珠節距圓直徑，可謀求組合軸承之轉矩剛性之提高。於設計品D、E之情形時，可期望轉矩剛性與先前品相比提高約5%。主軸之徑向方向之彎曲剛性除取決於軸承剛性以外，還取決於與軸自身之彎曲剛性之組合。由於軸承之轉矩剛性之提高，軸自身之彎曲亦減少，故作為實際之主軸 之彎曲剛性，可期望其效果為本計算結果以上。

<軸向剛性>

其次，使用上述先前品及設計品C~E，於以下之計算條件下進行軸向剛性之比較。表4係表示軸向剛性之比較結果。

．計算條件

．預壓載荷 950N

．軸向移位 5.0μm

自表4之結果可知，藉由增大外側行的軸承40、70之接觸角，可謀求組合軸承之軸向剛性之提高。於設計品D、E中，可期望軸向剛性與先前品相比提高10%以上。由於主軸之軸向方向之剛性大致由搭載於主軸之組合軸承之軸向剛性決定，故自表4之結果可知主軸系之軸向剛性亦提高。

本申請案係基於2014年10月23日申請之日本專利申請案2014-216306者，將其內容作為參照而引用於此。

40‧‧‧軸承

41‧‧‧外環

42‧‧‧內環

43‧‧‧滾珠(滾動體)

44‧‧‧角接觸滾珠軸承

50‧‧‧軸承

51‧‧‧外環

52‧‧‧內環

53‧‧‧滾珠(滾動體)

54‧‧‧角接觸滾珠軸承

60‧‧‧軸承

61‧‧‧外環

62‧‧‧內環

63‧‧‧滾珠(滾動體)

64‧‧‧角接觸滾珠軸承

70‧‧‧軸承(角接觸滾珠軸承)

71‧‧‧外環

72‧‧‧內環

73‧‧‧滾珠(滾動體)

74‧‧‧角接觸滾珠軸承

PCD1~PCD4‧‧‧滾珠節距圓直徑

α1~α4‧‧‧接觸角

d1~d4‧‧‧滾珠直徑

Claims (4)

1. 一種組合滾珠軸承，其係於軸向排列4行以上之角接觸滾珠軸承而成的偶數行組合滾珠軸承，其特徵在於：配置於軸向外側之上述角接觸滾珠軸承之至少一者之滾珠直徑，大於配置於軸向內側之上述角接觸滾珠軸承之滾珠直徑，滾珠直徑比為：1.0<配置於軸向外側之上述角接觸滾珠軸承之滾珠直徑/配置於軸向內側之上述角接觸滾珠軸承的滾珠直徑<4.6，滾珠節距圓直徑比為：1.0≦配置於軸向外側之上述角接觸滾珠軸承之滾珠節距圓直徑/配置於軸向內側之上述角接觸滾珠軸承之滾珠節距圓直徑<1.5，且偶數行的上述組合滾珠軸承為左右對稱的排列結構。
2. 一種組合滾珠軸承，其係於軸向排列4行以上之角接觸滾珠軸承而成的偶數行組合滾珠軸承，其特徵在於：配置於軸向外側之上述角接觸滾珠軸承之至少一者之滾珠直徑，大於配置於軸向內側之上述角接觸滾珠軸承之滾珠直徑，滾珠直徑比為：1.0<配置於軸向外側之上述角接觸滾珠軸承之滾珠直徑/配置於軸向內側之上述角接觸滾珠軸承的滾珠直徑<4.6，配置於上述軸向外側之上述角接觸滾珠軸承之滾珠節距圓直徑，大於配置於上述軸向內側之上述角接觸滾珠軸承之滾珠節距圓直徑，且偶數行的上述組合滾珠軸承為左右對稱的排列結構。
3. 如請求項1或2之組合滾珠軸承，其中配置於上述軸向外側之上述角接觸滾珠軸承之接觸角，大於配置於上述軸向內側之上述 角接觸滾珠軸承之接觸角。
4. 一種工具機用主軸裝置，其特徵在於具備如請求項1至3中任一項之組合滾珠軸承。