WO2012053409A1 - 転がり軸受装置 - Google Patents

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WO2012053409A1
WO2012053409A1 PCT/JP2011/073484 JP2011073484W WO2012053409A1 WO 2012053409 A1 WO2012053409 A1 WO 2012053409A1 JP 2011073484 W JP2011073484 W JP 2011073484W WO 2012053409 A1 WO2012053409 A1 WO 2012053409A1
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WO
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outer ring
bearing
oil
ring
collar
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PCT/JP2011/073484
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English (en)
French (fr)
Inventor
森正継
藤原宏樹
Original Assignee
Ntn株式会社
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    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/30—Parts of ball or roller bearings
    • F16C33/66—Special parts or details in view of lubrication
    • F16C33/6637—Special parts or details in view of lubrication with liquid lubricant
    • F16C33/6659—Details of supply of the liquid to the bearing, e.g. passages or nozzles
    • F16C33/6662—Details of supply of the liquid to the bearing, e.g. passages or nozzles the liquid being carried by air or other gases, e.g. mist lubrication
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16C19/26—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings for radial load mainly with a single row of rollers
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16C2300/00—Application independent of particular apparatuses
    • F16C2300/10—Application independent of particular apparatuses related to size
    • F16C2300/14—Large applications, e.g. bearings having an inner diameter exceeding 500 mm

Definitions

  • the present invention relates to, for example, a rolling bearing device that supports a spindle for a machine tool.
  • Bearings used for machine tool spindles require high rotational accuracy and rigidity. Recently, the spindle speed has been increased to improve the machining efficiency, and the demand for higher speed bearings is increasing. As a bearing that can meet such demands, for example, a cylindrical roller bearing using a cylindrical roller as a rolling element is used, and a minute amount of oil lubrication with air oil or the like is often used as a lubricant that can suppress power loss during operation. ing.
  • Cylindrical roller bearings are classified into an N type having a roller guide collar on the inner ring side and an NU type having a collar on the outer ring side.
  • Each of these two collar type bearings has advantages and disadvantages.
  • the N-shaped cylindrical roller bearing does not have a collar on the outer ring side, and the outer ring raceway portion is open, so that oil can be easily discharged by centrifugal force during operation.
  • the scattered lubricating oil does not easily stay in the interior, and there is an advantage that heat generated by stirring can be suppressed to a small level.
  • an inner ring 50 having a collar is made of ceramics and has a configuration excellent in high-speed rotation performance and bearing rigidity (for example, Patent Document 1).
  • the inner ring 50 is made of ceramics, but side rings 51 and 51 (inner ring spacers) having steel flanges 51a and 51a are provided at both ends of the inner ring 50, respectively.
  • the inner ring 50 made of ceramics is fitted with a shaft and an interference fit, and the side rings 51 and 51 are fitted with a shaft and a clearance fit.
  • N-type cylindrical roller bearings in order to make the inner ring ceramic, it is necessary to make the inner ring and the collar integrally made of ceramics or to fit the collar separately from the inner ring. In either case, compared to NU cylindrical roller bearings, machining of the inner ring made of ceramics must be complicated or highly accurate, and it is difficult to increase the cost of machining ceramics compared to steel. Met.
  • the lubricating oil supplied inside the bearing tends to stay in the vicinity of the inner diameter of the outer ring due to centrifugal force particularly at high speeds. If the lubricating oil stays excessively, the stirring resistance increases, that is, heat is generated inside the bearing.
  • the NU type cylindrical roller bearing having a flange on the outer ring side is considered to have a remarkable increase in stirring resistance as compared with the N type cylindrical roller bearing. Therefore, in order to increase the speed of the bearing, it is necessary to devise the oil discharge structure on the outer ring side.
  • An object of the present invention is to use a cylindrical roller bearing having a flange on the outer ring side, to discharge heat outside the bearing without retaining the bearing oil in the bearing during operation, to suppress heat generation, and to increase the speed of the bearing. It is providing the rolling bearing apparatus which can be performed.
  • a rolling bearing device includes a cylindrical roller bearing in which a plurality of cylindrical rollers held by a cage are interposed between raceway surfaces of inner and outer rings, and a nozzle member that discharges air oil into the bearing adjacent to the outer ring.
  • the outer ring is composed of an outer ring body having an outer ring raceway surface and a pair of collar rings having flange portions located on both sides in the axial direction of the outer ring body.
  • An annular clearance is provided between the outer ring main body and the collar ring from the corner formed by both side edges of the outer ring raceway surface and the base end of the collar portion of the collar ring, leading to the outer circumferential surface of the outer ring.
  • the built-in motor does not generate heat or dissipates heat in addition to the heat generated by the bearings, so the temperature rises easily, the temperature difference between the inner and outer rings becomes significant, and preload tends to be excessive at high speeds. That is, suppressing heat generation and expansion inside the bearing is the key to speeding up.
  • the air oil supplied from the nozzle member into the bearing moves from the inner ring side to the outer ring side by centrifugal force accompanying rotation, and lubrication of the collar portion and the outer ring raceway surface is performed.
  • Lubricating oil on the outer ring raceway surface is smoothly discharged from the outer peripheral surface of the outer ring to the outside of the bearing through the annular clearance due to the pumped air and the air flow accompanying the rotation of the cylindrical roller and the cage.
  • a part of the outer peripheral surface of the collar ring in the circumferential direction is provided with an oil discharge passage that communicates with the annular clearance and extends in the circumferential direction to discharge the air oil in the bearing to the outside of the bearing.
  • Lubricating oil used for lubrication, cooling, and the like in the bearing is smoothly discharged outside the bearing from the outer circumferential surface of the outer ring through the annular clearance and the oil drainage passage.
  • a part of the nozzle member in the circumferential direction adjacent to the outer ring communicates with the oil drainage path of the collar ring to discharge air oil in the bearing to the outside of the bearing.
  • a radial oil drain groove may be provided.
  • the air oil used for lubrication is more smoothly discharged through the annular gap, the oil discharge passage, and the oil discharge groove. Further, the air oil exhausted outside the collar ring without passing through the annular clearance is discharged through the oil drain groove.
  • the nozzle member is provided with an annular flange having a nozzle hole that is inserted into the bearing space between the inner and outer rings and discharges air oil, and the outer diameter surface of the flange is used as a cage guide surface.
  • the inner diameter surface of the cage may be guided. It is important that a relatively low temperature lubricating oil is always supplied to the guide surface constituting the sliding bearing portion at the same time as it is quickly discharged, so that the oil that has become hot due to shear heat generation does not stay. This also contributes to suppressing heat generation inside the bearing.
  • the air oil discharged from the nozzle member into the bearing lubricates the raceway surfaces of the cylindrical rollers and the inner and outer rings.
  • the lubricating oil is driven by the pumped air, passes through the annular clearance from the inside of the bearing, and is discharged out of the bearing. That is, fresh lubricating oil is always supplied also to the cage receiving inner surface of the heel part and quickly drained. As a result, oil that has become hot due to shearing heat generation can be prevented from staying on the cage guide surface of the flange, which contributes to suppressing heat generation inside the bearing.
  • the cage guide method is not a rolling element guide method, but a guide method using an annular collar, the cage swings around and the cage pocket is overloaded due to interference with the cylindrical rollers. Can be avoided.
  • the amount of change in the guide gap due to high-speed rotation is also increasing, and direct contact between the operating guide surfaces, that is, the cage receiving inner surface of the collar and the inner diameter surface of the cage, without direct intervention is ensured. Can be prevented.
  • the bearing power loss is also reduced, and the bearing temperature is reduced accordingly, which is advantageous in terms of preload management. .
  • Air holes may be discharged toward the inclined surface of the inner ring.
  • the lubricating oil discharged from the nozzle hole toward the inclined surface of the inner ring climbs the inclined surface due to the centrifugal force generated by the rotation of the inner ring and the surface tension acting on the lubricating oil, and the raceway between the cylindrical roller and the inner and outer rings. Lubricate the surface.
  • the lubricating oil can be smoothly introduced into the bearing.
  • the cage may be made of polyetheretherketone.
  • the strength and rigidity of the cage can be made higher than that of a general resin cage. Therefore, it is possible to increase the speed of the bearing.
  • Either one or both of the inner ring and the cylindrical roller may be made of ceramics.
  • bearings using inner rings made of ceramics are operated in comparison with bearings using inner rings made of steel (referred to as “steel inner rings”).
  • the amount of decrease in the radial clearance between the rollers and the inner and outer rings at the time becomes smaller. Therefore, a bearing using an inner ring made of ceramics can alleviate the excessive preload phenomenon and is excellent in high-speed rotation performance.
  • an inner diameter of 50 mm or more usually used for a machine tool spindle is used to prevent loosening of the shaft due to expansion due to heat or centrifugal force of the inner ring inner diameter during operation.
  • an interference fit of 30 ⁇ m or more is provided.
  • the inner ring is made of ceramics, the thermal expansion due to heat or centrifugal force is smaller than that of the steel inner ring due to the linear expansion coefficient of the ceramics. It only has to be fitted, and workability is greatly improved.
  • the “preload excessive phenomenon” is a phenomenon in which the rollers are excessively compressed in the radial direction, and is a major factor that hinders the high-speed rotation of the rolling bearing.
  • bearings using inner rings made of ceramics compared to bearings using inner rings made of steel, even against excessive preload due to centrifugal expansion, This is particularly advantageous during high-speed rotation.
  • a bearing using an inner ring made of ceramics is more advantageous in terms of bearing rigidity than a bearing using an inner ring made of steel. If the rollers are also made of ceramics, it is more advantageous for the increase in rolling element load due to centrifugal force and the bearing rigidity. For this reason, it is possible to further increase the speed of the bearing.
  • the ceramic may be a sintered body mainly composed of silicon nitride.
  • the physical properties of silicon nitride and steel will be compared with regard to making the inner ring ceramic.
  • the linear expansion coefficient of ceramics made of silicon nitride is 30% of that of steel. This is extremely effective for suppressing the amount of thermal expansion.
  • ceramics made of silicon nitride have a density of 40% of steel and a longitudinal elastic modulus of 150% of steel, and the Poisson's ratio is not greatly different. Therefore, the centrifugal expansion of the inner ring is only about 30%. That is, in the ceramic made of silicon nitride, the increase in preload is suppressed as compared with the case of the steel inner ring, and the heat generation inside the bearing is also suppressed.
  • the rolling bearing device may be used for supporting the spindle of a machine tool.
  • the spindle speed can be increased and the temperature rise can be reduced.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a rolling bearing device according to a first embodiment of the present invention. It is an expanded sectional view of the principal part of the rolling bearing device. It is an expanded sectional view showing the oil drainage structure of the rolling bearing device. It is a perspective view which shows the oil draining structure of the rolling bearing device, etc.
  • FIG. 5 is a characteristic diagram showing the relationship between the rotational speed and the inner and outer ring temperatures of each bearing device according to Proposed Examples 1 to 3, where (A) shows the inner ring temperature and (B) shows the outer ring temperature.
  • FIG. 4 is a characteristic diagram showing the relationship between the amount of pre-lubrication and the temperature rise of bearing devices according to Proposed Examples 1 to 3, where (A) shows the case with pre-lubrication and (B) shows the case without pre-lubrication.
  • a rolling bearing device is used to support a main shaft of a machine tool, and as shown in FIG. 1, a cylindrical roller bearing 1 and a nozzle member 3 provided adjacent to an outer ring 2 of the cylindrical roller bearing 1. , 3 and inner ring positioning spacers 4, 4.
  • the cylindrical roller bearing 1 is a so-called NU type cylindrical roller bearing and has a structure in which a collar portion is formed on the outer ring 2 side.
  • the cylindrical roller bearing 1 includes an inner ring 5, an outer ring 2, a plurality of cylindrical rollers 6 interposed between the raceway surfaces 5 a and 2 a of the inner and outer rings 5, 2, and the plurality of cylindrical rollers 6 at a predetermined interval. And an annular retainer 7 for retaining.
  • the inner ring 5 is composed only of silicon nitride (Si 3 N 4 ), which is a structural ceramic. This ceramic is a sintered body containing silicon nitride as a main component.
  • the inner ring 5 is fitted to an outer diameter surface of a main shaft (not shown).
  • the raceway surface 5a of the inner ring 5 is opened, and the outer diameter surfaces on both sides in the axial direction connected to the raceway surface 5a are inclined portions having a large diameter on the inner ring raceway side and a small diameter on the end surface side. 5b and 5b are respectively formed.
  • the outer ring 2 includes an outer ring main body 8 having an outer ring raceway surface 2 a and a pair of collar rings 9 and 9 having collar portions 9 a and 9 a located on both sides in the axial direction of the outer ring main body 8. .
  • the outer ring main body 8 and the pair of collar rings 9 are separated from each other, and are each made of bearing steel.
  • a raceway surface 2a is formed in the axially central portion of the inner diameter surface of the outer ring main body 8, and the outer diameter raceway surface 2a side has a small diameter and the end surface side has a large diameter on the inner diameter surfaces on both sides in the axial direction connected to the raceway surface 2a.
  • Tapered surfaces 8a and 8a are formed.
  • Each collar ring 9 is formed in a L-shaped cross section with a spacer 9b and a collar 9a.
  • the spacer 9 b is sandwiched between the end surface of the outer ring main body 8 and the end surface of the nozzle member 3.
  • the collar portion 9a is formed in a ring shape that is connected to the inner diameter side end portion of the spacer portion 9b and protrudes inward in the axial direction of the bearing space, and guides the cylindrical roller 6 by the protruding end surface 9aa.
  • the cage 7 is mainly configured in a ring shape by filling a predetermined amount of a reinforcing material made of, for example, carbon fiber into polyether ether ketone (abbreviation: PEEK).
  • An inner diameter surface 7 a of the retainer 7 is a nozzle outer diameter guide (described later) guided by the outer diameter surface of the flange portion 10 of the nozzle member 3.
  • the cylindrical roller 6 is made of silicon nitride (Si 3 N 4 ), which is steel or structural ceramics.
  • Lubrication structure will be described with reference to FIG.
  • nozzle members 3 and 3 are arranged adjacent to the outer ring 2, respectively.
  • An annular flange 10 having a nozzle hole 10a that is inserted into a bearing space between the inner and outer rings 5 and 2 and discharges air oil is provided on the inner peripheral portion of each nozzle member 3.
  • the nozzle holes 10 a are provided at a plurality of locations in the circumferential direction of the annular flange 10. However, you may provide the nozzle hole 10a only in one place of the collar part 10.
  • Air oil which is lubricating oil, is discharged from the nozzle hole 10a toward the slope portion 5b of the inner ring 5.
  • the inner surface of the annular flange 10 is formed on a slope along the slope 5b of the inner ring 5, and a circumferential gap is formed between the inner face 5 and the slope 5b.
  • the oil discharged and attached to the inclined surface portion 5b of the inner ring 5 ascends the inclined surface portion 5b by the surface tension and centrifugal force acting on the oil, and lubricates the cylindrical roller 6 and the raceway surfaces 5a and 2a.
  • the outer diameter surface of the annular flange 10 is a cage guide surface 10b, which is a so-called nozzle outer diameter guide that guides the inner diameter surface of the cage 7 with the cage guide surface 10b.
  • the nozzle member 3 has a supply hole 11 for air oil, and the supply hole 11 communicates with the nozzle hole 10a.
  • An air oil supply device (not shown) is provided outside the rolling bearing device. The oil whose amount is controlled by the air oil supply device is configured to be discharged from the nozzle hole 10a to the vicinity of the end face of the inclined surface 5b of the inner ring 5 through the supply hole 11 of the nozzle member 3 by pressure-feed air. .
  • annular ring that communicates with the outer peripheral surface of the outer ring 2 from a corner portion 12 formed by both side edges of the outer ring raceway surface 2 a of the outer ring main body 8 and a base end on the radially outer side of the collar portion 9 a.
  • a clearance ⁇ is provided between the outer ring main body 8 and the collar ring 9.
  • Lubricating oil provided for lubrication in the bearing is discharged out of the bearing from the outer peripheral surface of the outer ring 2 through the annular clearance ⁇ due to the pumped air and the air flow accompanying the rotation of the cylindrical roller 6 and the cage 7. It has become so.
  • the annular clearance ⁇ includes a circumferential clearance ⁇ 1 that opens to the outer ring raceway surface 2 a and a radial clearance ⁇ 2 that communicates with the outer peripheral surface of the outer ring 2.
  • the circumferential clearance ⁇ 1 extends from the outer ring raceway surface 2a to the corner 13 of the spacer 9b and the collar 9a in the collar 9 and extends over the entire circumference in the circumferential direction.
  • the outer peripheral surface of the collar portion 9a of the collar ring 9 has a circumferential clearance ⁇ 1 with respect to the tapered surface 8a of the outer ring 2 in a state where the spacer 9b of the collar ring 9 is in contact with the end surface of the outer ring. It arrange
  • the radial clearance ⁇ 2 is provided between the outer ring end surface and the spacer 9b of the collar ring 9, communicates with the circumferential clearance ⁇ 1, and extends in the radial direction.
  • a groove 14 extending in the circumferential direction is provided on the end surface of the outer ring facing the spacer 9b, and the radial clearance ⁇ 2 is formed by the groove 14, but the present invention is not necessarily limited to this example.
  • the spacer part 9b may be provided with a groove 14 extending in the circumferential direction, or both the outer ring end face and the spacer part 9b extend in the circumferential direction in the same phase.
  • a groove 14 may be provided.
  • the radial clearance ⁇ 2 may be formed by any one of these grooves 14.
  • the circumferential groove 14 forming the radial clearance ⁇ 2 is disposed at a lower position in the circumferential direction or at a plurality of locations in consideration of oil drainage.
  • the oil drainage passage 15 is provided at a part of the outer circumferential surface of the spacer 9b in the circumferential direction of the collar ring 9, that is, at a circumferential position having the same phase as the radial clearance ⁇ 2.
  • the oil drain passage 15 communicates with the radial clearance ⁇ 2 and extends in the circumferential direction, so that the air oil in the bearing can be discharged more smoothly outside the bearing.
  • the oil drainage path 15 may be only the lower part, and is, for example, a range of 1/4 or less of the entire circumference.
  • an oil drain groove comprising a radial groove that communicates with the oil drain passage 15 of the collar ring 9 and discharges air oil in the bearing to the outside of the bearing, at an end surface that contacts the collar ring 9. 16 is provided.
  • the oil drain groove 16 is also provided at a circumferential position that is in phase with the radial clearance ⁇ 2 and the oil drain passage 15.
  • the nozzle member 3 is provided with a discharge hole 17 for discharging air oil at a phase position different from the position where the nozzle hole 10a is provided.
  • the discharge hole 17 communicates with the bearing space and is formed so as to open in a penetrating manner in the axial direction.
  • the lubricating oil discharged from the nozzle hole 10a of the nozzle member 3 toward the inclined surface portion 5b of the inner ring 5 is inclined by the centrifugal force generated by the rotation of the inner ring 5 and the surface tension acting on the lubricating oil. Ascending the portion 5b, the raceway surfaces 5a and 2a of the cylindrical roller 6 and the inner and outer rings 5 and 2 are lubricated. Thus, the lubricating oil can be smoothly introduced into the bearing. As shown in FIG. 3, the lubricating oil on the outer ring raceway surface 2a is successively turned into circles as shown in FIG.
  • the change in the guide gap amount due to high-speed rotation is also in a direction of increasing, and direct contact without oil film between the guide surfaces during operation, that is, the cage guide surface 10b of the flange 10 and the inner diameter surface of the cage 7 is not present. Can be surely prevented.
  • this cage guide method for example, since the sliding speed on the guide surface is lower than that of the outer ring guide method, the bearing power loss is also reduced, and the bearing temperature is reduced accordingly, which is advantageous in terms of preload management. . As a result, it is possible to maintain the stability of the cage 7 during high-speed rotation, prevent direct contact between the guide surfaces, and reduce power loss in the cage guide clearance.
  • the cage 7 is mainly made of polyether ether ketone, the cage 7 can be made stronger and more rigid than a general resin cage. Therefore, it is possible to increase the speed of the bearing.
  • the inner ring 5 is made of ceramics, considering the difference in coefficient of linear expansion between ceramics and steel, the bearing using the inner ring 5 has a roller 6 in operation compared to a bearing using a steel inner ring. The amount of decrease in the radial clearance between the inner and outer rings 5 and 2 is reduced. Therefore, the bearing using the inner ring 5 made of ceramics can alleviate the excessive preload phenomenon and is excellent in high-speed rotation performance.
  • the inner diameter normally used for machine tool spindles When operating at high speed using a steel inner ring, the inner diameter normally used for machine tool spindles to prevent loosening of the shaft due to expansion due to heat or centrifugal force of the inner ring inner diameter during operation.
  • an interference fit allowance of 30 ⁇ m or more is provided, for example.
  • the inner ring is made of ceramics, the thermal expansion due to heat or centrifugal force is smaller than that of the steel inner ring due to the linear expansion coefficient of the ceramics. It only has to be fitted, and workability is greatly improved. Thereby, the work man-hour can be reduced.
  • bearings using inner rings made of ceramics compared to bearings using inner rings made of steel, even against excessive preload due to centrifugal expansion, This is particularly advantageous during high-speed rotation.
  • a bearing using an inner ring made of ceramics is more advantageous in terms of bearing rigidity than a bearing using an inner ring made of steel. If the rollers are also made of ceramics, it is more advantageous for the increase in rolling element load due to centrifugal force and the bearing rigidity. For this reason, it is possible to further increase the speed of the bearing.
  • the physical properties of silicon nitride and steel will be compared with regard to the conversion of the inner ring into ceramics. Then, the linear expansion coefficient of ceramics made of silicon nitride is 30% of that of steel. This is extremely effective for suppressing the amount of thermal expansion. Further, ceramics made of silicon nitride have a density of 40% of steel and a longitudinal elastic modulus of 150% of steel, and the Poisson's ratio is not greatly different. Therefore, the centrifugal expansion of the inner ring is only about 30%. That is, in the ceramic made of silicon nitride according to the present embodiment, the increase in preload is suppressed as compared with the case of the steel inner ring, and the heat generation inside the bearing is also suppressed.
  • the developed inner ring 5 of the NU cylindrical roller bearing is made of silicon nitride, which is a structural ceramic.
  • the material of the cage 7 is polyether ether ketone, and has a structure in which the inner diameter of the cage 7 is guided by the air oil nozzle spacer, that is, the flange portion 10 of the nozzle member 3.
  • the roller 6 and the outer ring 2 are made of bearing steel.
  • the outer ring 2 is fitted with a drainage spacer that also serves as a collar, that is, a collar ring 9, and is also drained from the clearance between the outer ring 2 and the collar that serves as a collar and drainage spacer surrounded by a circle (A part) in FIG. It is a structure.
  • the inner ring 5 of the standard oil drainage structure according to Proposed Example 1 in FIG. 10 is made of steel (SUJ2), and the roller 6 is made of ceramics.
  • the outer ring collars 52, 52 are configured separately from the outer ring main body 53, and the PEEK cage 54 has the nozzle outer diameter guide type shown in FIGS. 1 and 9.
  • the oil discharge structure on the outer ring side is standard, that is, in the nozzle member 3, the oil discharge portion 55 including a radial groove for discharging the air oil in the bearing to the outside of the bearing is provided on the end surface of the nozzle member 3 facing the end surface of the outer ring.
  • the structure is provided.
  • the oil drainage groove structure product according to Proposed Example 2 in FIG. 11 has the outer ring collars 52 and 52 as separate bodies from the outer ring main body 53, and an oil drain gap ⁇ a is provided between the outer ring main body 53 and the outer ring collar 52.
  • the clearance ⁇ a is communicated with an oil drain groove 56 provided on the outer ring outer diameter side. Lubricating oil is moved to the outer diameter side from the clearance between the roller end faces and the drain oil clearance ⁇ a, and is further discharged through the oil drain groove 56.
  • the oil drainage hole structure according to Proposed Example 3 in FIG. 12 is provided with oil drain holes 57a and 57a at six circumferential positions on each of the outer ring collars 57 and 57 on both sides at equal circumferences. It has a structure that allows lubricant to escape.
  • the oil drain holes 57a and 57a on both sides are arranged so as to be out of phase so that they do not face each other.
  • the inner ring is made of ceramics, and the guide of the PEEK cage 54 discharges air oil.
  • the outer diameter of the flange portion 10 of the nozzle member 3 is set.
  • Table 2 shows main specifications and test conditions of the cylindrical roller bearings having the standard oil drain structure, oil drain groove structure, and oil drain hole structure.
  • FIGS. 13A and 13B are characteristic diagrams showing the results of an operation test of the cylindrical roller bearings under the main specifications and test conditions shown in the table.
  • the standard oil drain structure, oil drain groove structure, and oil drain hole structure all show large temperature peaks at a rotational speed of around 10000 min ⁇ 1 . This is also the main reason why the NU type has not been used for air-oil lubricated cylindrical roller bearings for machine tool applications.
  • the oil drain groove structure and the oil drain hole structure were prototyped with the intention of improving the oil drainability in the high-speed rotation range, and although the oil drain groove structure has reached the rotational speed of 35000 min- 1 , In both the oil groove structure and the oil drain hole structure, the temperature peak in the middle speed range around 10000 min ⁇ 1 has not been eliminated. The tests for the standard oil drainage structure and the oil drainage hole structure were terminated due to rapid temperature rise.
  • FIG. 14 (A), (B) is a case where rapid acceleration up 13000Min -1 while refueling 0.01cm 3 / 10min ⁇ 2, FIG. 14 (A) is refueled 90 minutes before operation, FIG. 14 (B) was not refueled in advance.
  • the temperature rise immediately after the start of operation is about 30 ° C. at the inner ring and about 15 ° C. at the outer ring compared to FIG. 14B. From this, the temperature peak in the medium speed range seems to be caused by the retention of lubricating oil inside the bearing. That is, a structure that is excellent not only in the high speed range but also in the oil drainage performance in the medium speed range is required. Further, since such a temperature peak is not observed in the N-type bearing, it should be noted that the oil drainage in the vicinity of the outer ring collar portion should be noted.
  • FIG. 5 is a graph of data for ceramic rollers
  • FIG. 5B is a graph of data for steel rollers.
  • the newly developed NU type like the N type, does not show a temperature peak in the middle speed range around 10000 min -1 and reaches the target of 35000 min -1 (d m n value 3.25 million).
  • the d m n value is a value obtained by multiplying the rolling element center diameter d m (mm) by the rotational speed n (min ⁇ 1 ).
  • the inner ring temperature is also 2 ° C. lower than the N type at a rotational speed of 35000 min ⁇ 1 .
  • the structure of the embodiment according to the present invention shown in FIG. 1, that is, the temperature in the middle speed range is achieved by the ceramic inner ring that does not use the side ring, the air oil nozzle outer diameter guide retainer, and the oil drain clearance structure on the outer ring side. It was proved that the operation was possible without the rapid temperature rise to the super high speed range with the peak suppressed.
  • the inner ring temperature at a rotational speed of 35000 min ⁇ 1 could be set to 70 ° C., which is a practical guideline, even with steel rollers instead of ceramic rollers.
  • the rollers can also be made of steel, which is practical in terms of cost.
  • Table 4 shows the rigidity in the radial load range of 3 to 7 kN with good linearity.
  • the rigidity improvement rate when only the inner ring is made of ceramics is 7%
  • the rigidity improvement rate when only the rollers are made of ceramics is 19%, based on the rigidity when both the inner ring and the rollers are made of steel.
  • the roller is made of ceramic
  • the rigidity of the roller and the inner ring and the two parts of the roller and the outer ring are improved in parallel, so that the effect of improving the rigidity is great.
  • the effect of improving rigidity due to the use of ceramics only for the inner ring is relatively small, this is an advantage accompanying a significant improvement in high speed.
  • Fig. 7 shows the structure of a hydraulic ceramic inner ring strength tester.
  • the strength tester is a system in which the hydraulic pressure boosted by the external hydraulic pump 18 is uniformly applied to the inner ring inner diameter, and the inner ring alone can be tested as a bearing incorporating a roller and an outer ring as shown in FIG.
  • This strength tester mainly includes a base 19, an oil pressure load seat 20, a lid 21, and a hydraulic pump 18.
  • a substantially cylindrical hydraulic pressure load seat 20 is fixed to the upper portion of the base 19.
  • a shaft portion 20 a that is fitted into the fitting hole 21 a of the lid 21 protrudes from the upper surface of the hydraulic pressure load seat 20.
  • the shaft portion 20 a is provided at the shaft center of the hydraulic pressure load seat 20.
  • the hydraulic pressure load seat 20 and the lid 21 are arranged concentrically.
  • an annular step portion 20b for arranging the test object is formed on the outer peripheral side of the upper surface of the hydraulic pressure load seat 20, an annular step portion 20b for arranging the test object is formed.
  • the inner ring 5 (in this example, a bearing assembly) is attached to the annular step portion 20b, and the lid 21 can be fixed to the hydraulic pressure load seat 20 while the fitting hole 21a of the lid 21 is fitted to the shaft portion 20a.
  • the oil pressure load seat 20 is formed with an oil passage 22 for applying a hydraulic pressure to the inner ring inner peripheral surface 5 c, and the oil passage 22 is connected to an external hydraulic pump 18 by piping.
  • the results are shown in FIG.
  • the vertical axis represents the hoop stress of the inner ring inner diameter at the moment of breakage, and was calculated from the material mechanics from the oil pressure at breakage.
  • the upper limit value (practical maximum stress) of the inner ring hoop stress written in FIG. 8 is about 160 MPa. From the operation results in the above-mentioned ⁇ high speed operation test with the developed bearing>, the centrifugal expansion at 35000 min ⁇ 1 and the inner ring temperature of 70 ° C. It was calculated assuming thermal expansion due to (the shaft is also isothermal). As a result of the test, variations are observed between specimens having different dimensions and between the same size products.
  • the minimum failure stress is 270 MPa at b10 ⁇ t8, and the safety factor is 1.7.
  • the failure stress in the developed bearing assembly, not the inner ring alone, is 640 MPa, and the safety factor is 4.0.

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Abstract

　外輪側につばを有する円筒ころ軸受を用いて、運転中に軸受内に軸受油を滞留させることなく軸受外に排出して発熱を抑え、軸受の高速化を図ることができる転がり軸受装置を提供する。この転がり軸受装置は、内外輪(2),(5)の軌道面(5a),(2a)間に、保持器(7)に保持された複数の円筒ころ(6)を介在させた円筒ころ軸受(1)と、外輪(2)に隣接して軸受内にエアオイルを吐出するノズル部材(3)とを備えている。外輪(2)は、軌道面(2a)を有する外輪本体(8)と、外輪本体(8)の軸方向両側に位置するつば部(9a),(9a)を有する一対のつば輪(9),(9)とでなる。外輪本体(8)の軌道面(8a)の両側縁とつば輪(9)のつば部(9a)の基端とで成す隅部から、外輪(2)の外周面に通じる環状のすきま(δ)を、外輪本体(8)とつば輪(9)との間に設けた。

Description

転がり軸受装置 関連出願
　本出願は、２０１０年１０月２０日出願の特願２０１０－２３５１０５の優先権を主張するものであり、その全体を参照により本願の一部をなすものとして引用する。
　この発明は、例えば、工作機械用主軸を支持する転がり軸受装置に関する。
　工作機械の主軸に使用される軸受には、高い回転精度と剛性が必要である。また最近では、加工効率の向上のため主軸の高速化が図られており、軸受への高速化要求が高まりつつある。このような要求等に対応できる軸受として、例えば、転動体に円筒ころを用いた円筒ころ軸受を用い、運転中の動力損失を小さく抑え得る潤滑剤として、エアオイル等による微量油潤滑が多く用いられている。
　円筒ころ軸受には、内輪側にころの案内つばを有するＮ形と、外輪側につばを有するＮＵ形とがある。この二種つば形式の軸受には各々一長一短がある。軸受の潤滑面でみたとき、Ｎ形の円筒ころ軸受は、外輪側につばを持たず、外輪軌道部が開放されているため、運転中の遠心力による油排出が容易であり、遠心力で飛散した潤滑油が内部に滞留し難く攪拌による発熱を小さく抑えられる利点がある。反面、潤滑を必要とするころを案内するつばが、回転側の内輪にあるため、回転による遠心力によってころ端面とつばとの間への潤滑油供給が難しい。したがって、高速運転すると、つば面の摩耗または過度の昇温等の不具合が生じ易くなる。
　Ｎ形の円筒ころ軸受において、図９に示すように、つばを有する内輪５０をセラミックス製とし、高速回転性能および軸受剛性に優れた構成としたものが提案されている（例えば特許文献１）。この構成では、内輪５０はセラミックスで構成されているが、この内輪５０の両端に、鋼製の鍔５１ａ，５１ａを有する側輪５１，５１（内輪間座）がそれぞれ設けられている。セラミックスから成る内輪５０は軸と締まり嵌めで、側輪５１，５１は軸とすきま嵌めでそれぞれ嵌合されている。
特開２００９－７４６８２号公報
森正継、古林卓嗣、工作機械用高速円筒ころ軸受の開発、NTN TECHNICAL REVIEW No.76（2008）、80-87 ＮＴＮカタログ　精密転がり軸受,CAT.No.2260-II/J,21,2008. 兼子敏昭、西原克己、窒化珪素セラミックスのはめ合い応力下での転動寿命、社団法人　日本トライボロジー学会トライボロジー会議予稿集（金沢　1994-10）、745-748
　Ｎ形の円筒ころ軸受において、内輪をセラミックス化するには、内輪とつばを一体でセラミックス製にするかもしくはつばを内輪と別体にして嵌合する必要がある。どちらの場合も、ＮＵ形の円筒ころ軸受に比べて、セラミックスから成る内輪の加工が複雑化または高精度化にならざるを得ず、鋼に比べてセラミックスを加工するコストが高くなることが難点であった。
　外輪側の排油構造に関して、軸受内部に供給された潤滑油は、高速域では特に遠心力で外輪内径付近に滞留しやすい。前記潤滑油が過剰に滞留すると攪拌抵抗の増加、つまり軸受内部の発熱に繋がる。外輪側につばを有するＮＵ形の円筒ころ軸受は、Ｎ形の円筒ころ軸受に比べて攪拌抵抗の増加が顕著になると考えられる。したがって、軸受の高速化のためには、外輪側の排油構造にも工夫が必要になる。
　この発明の目的は、外輪側につばを有する円筒ころ軸受を用いて、運転中に軸受内に軸受油を滞留させることなく軸受外に排出して発熱を抑え、軸受の高速化を図ることができる転がり軸受装置を提供することである。
　この発明の転がり軸受装置は、内外輪の軌道面間に、保持器に保持された複数の円筒ころを介在させた円筒ころ軸受と、前記外輪に隣接して軸受内にエアオイルを吐出するノズル部材とを備えた転がり軸受装置であって、前記外輪は、外輪軌道面を有する外輪本体と、この外輪本体の軸方向両側に位置するつば部を有する一対のつば輪とでなり、前記外輪本体の外輪軌道面の両側縁と前記つば輪のつば部の基端とで成す隅部から、外輪の外周面に通じる環状のすきまを、前記外輪本体とつば輪との間に設けたものである。
　ここで高速化のための要素技術について説明する。高速化に伴い要求される軸受特性は、過大予圧の抑制ということに集約される。円筒ころ軸受の場合、内外輪が相対的に自由移動できるため、軸方向の予圧は発生しない。一方、径方向では、主に高速運転時の発熱と遠心力とによって内輪が膨張し、予圧過大となり、ころと軌道面間の発熱が増加し、急減な昇温によって運転停止となる場合がある。工作機械主軸の場合、主軸系の発熱が工作機械全体に及ぼす熱影響を抑制するため、静止体である外輪外径側に外筒冷却を施す。内輪側は、軸受の発熱に加えてビルトインモータの発熱や放熱し難い構造のため昇温しやすく、内外輪の温度差が顕著になり、高速時には予圧過大となりやすい。つまり、軸受内部の発熱や膨張を抑えることが、高速化の鍵となる。
　この構成によると、ノズル部材から軸受内に供給されたエアオイルが、回転に伴う遠心力により内輪側から外輪側に移動し、つば部および外輪軌道面の潤滑が行われる。外輪軌道面上の潤滑油は、圧送されたエア、および円筒ころと保持器の回転に伴う空気流等により、環状のすきまを通して外輪の外周面から軸受外にスムーズに排出される。これにより、外輪軌道面上での潤滑油の滞留を抑制でき、従来のＮＵ形構造に比べ、攪拌抵抗の増加に起因する発熱を低減できる。したがって、軸受の高速化を図ることができる。
　前記つば輪における外周面の円周方向の一部に、前記環状のすきまに連通し、且つ、円周方向に延びて、軸受内のエアオイルを軸受外に排出する排油路を設けたものであっても良い。軸受内の潤滑、冷却等に供された潤滑油は、前記環状のすきま、および、排油路を通して外輪の外周面から軸受外によりスムーズに排出される。
　前記つば輪に排油路を設ける場合に、前記ノズル部材のうち外輪に隣接する円周方向の一部に、前記つば輪の排油路に連通して、軸受内のエアオイルを軸受外に排出する径方向の排油溝を設けても良い。この場合、前記環状のすきま、排油路、および排油溝を通して、潤滑に供されたエアオイルがさらにスムーズに排出される。また、環状のすきまを経由しないでつば輪の外側に排気されたエアオイルは、前記排油溝を通して放出される。
　前記ノズル部材に、内外輪間の軸受空間に挿入され、エアオイルを吐出するノズル孔を有する環状の鍔部を設け、この鍔部の外径面を保持器案内面とし、この保持器案内面で前記保持器の内径面を案内させるものであっても良い。滑り軸受部を構成する案内面には、比較的低温の潤滑油を常時給油すると同時に速やかに排出して、せん断発熱で高温となった油を滞留させないことが肝要である。これも軸受内部の発熱を抑制することに寄与する。
　この構成によると、ノズル部材から軸受内に吐出されたエアオイルは、円筒ころと内外輪の軌道面を潤滑する。同時に、潤滑油は、圧送されたエアに駆動されて軸受内から環状のすきまを通過して軸受外に排出される。すなわち、常時、新鮮な潤滑油が、鍔部の保持器受内面にも供給されて速やかに排油される。これにより、鍔部の保持器案内面に、せん断発熱で高温となった油を滞留させないようにでき、軸受内部の発熱を抑制することに寄与する。
　保持器の案内方式が転動体案内方式ではなく、環状の鍔部で案内する方式であるので、保持器の振れ回りが大きくなったり、円筒ころとの干渉で保持器ポケットに過度の負荷がかかるといった問題を避けることができる。また、高速回転に起因する案内隙間量の変化も大きくなる方向であり、運転中の案内面同士つまり鍔部の保持器受内面と保持器の内径面の油膜が介在しない直接の接触を確実に防ぐことができる。さらにこの場合の保持器案内方式では、例えば、外輪案内方式と比較して案内面での滑り速度が小さいため、軸受動力損失も小さく、それだけ軸受温度も抑えられ、予圧管理の面でも有利である。その結果、高速回転時の保持器の安定性保持と案内面同士の直接接触の防止、および保持器案内隙間での動力損失低減が可能となる。
　前記鍔部の外径面を保持器案内面とする場合に、前記内輪の外径面に、内輪軌道面側が大径となる斜面部を設け、前記ノズル部材の前記鍔部に設けられたノズル孔を、前記内輪の斜面部に向けてエアオイルを吐出させるものとしても良い。この場合、ノズル孔から内輪の斜面部に向けて吐出された潤滑油は、内輪の回転による遠心力と、潤滑油に作用する表面張力とにより前記斜面部を上り、円筒ころと内外輪の軌道面を潤滑する。このように潤滑油を軸受内へ円滑に導入することができる。
　前記保持器は、ポリエーテルエーテルケトンで構成されていても良い。この場合、一般的な樹脂製保持器よりも保持器の強度、剛性を高めたものにできる。したがって、軸受の高速化を図ることができる。
　前記内輪および円筒ころのいずれか一方または両方が、セラミックスで構成されていても良い。セラミックスと、例えば鋼との線膨張係数の差を考慮すると、セラミックスから成る内輪を用いた軸受は、鋼等から成る内輪（「鋼製内輪」と称す）を用いた軸受と比較して、運転時におけるころと内外輪間の径方向すきまの減少量が小さくなる。そのため、セラミックスから成る内輪を用いた軸受は、予圧過大現象を緩和することができ、高速回転性能に優れる。鋼製内輪を用いて高速運転する場合は、運転時の内輪内径の熱や遠心力に起因する膨張によって軸との嵌め合いが緩むことを防止すべく、工作機械主軸に通常用いられる内径５０ｍｍ以上１００ｍｍ以下の転がり軸受の場合、例えば３０μｍまたはそれ以上の締まり嵌め代を設けている。３０μｍ以上のしめ代の圧入による組込作業には難があるが、内輪をセラミックスにすると、セラミックスの線膨張係数により熱や遠心力による熱膨張が鋼製内輪よりも小さいため例えば５μｍ未満の締まり嵌めとすれば良く、作業性が大きく改善される。前記「予圧過大現象」とは、ころを径方向に過度に圧縮する現象であり、転がり軸受の高速回転性を阻害する大きな要因である。
　また、鋼の密度と、セラミックスの密度との差を考慮すると、遠心膨張による予圧過大に対しても、セラミックスから成る内輪を用いた軸受は、鋼から成る内輪を用いた軸受と比較して、特に高速回転時に有利である。さらに、鋼のヤング率と、セラミックスのヤング率とを考慮すると、セラミックスから成る内輪を用いた軸受は、鋼から成る内輪を用いた軸受と比較して、軸受剛性の面でも有利である。ころもセラミックスで構成すれば、遠心力による転動体荷重の増加や、軸受剛性に対してさらに有利となる。このため、さらなる軸受の高速化が図れる。
　前記セラミックスは、窒化ケイ素を主成分とする焼結体であっても良い。例えば内輪のセラミックス化に関して、窒化ケイ素と鋼の物性を比較する。そうすると窒化ケイ素から成るセラミックスの線膨張係数が鋼の３０％である。このことは熱膨張量の抑制に極めて効果的である。また、窒化ケイ素から成るセラミックスは、その密度が鋼の４０％でありながら、縦弾性係数が鋼の１５０％でありポアソン比は大きく違わないため、内輪の遠心膨張も３０％程度に止まる。すなわち、窒化ケイ素から成るセラミックスは、予圧の増加が鋼製内輪の場合と比べて抑制され、軸受内部の発熱も抑えられる。
　転がり軸受装置は、工作機械の主軸の支持に用いられるものであっても良い。この場合、主軸の高速化および温度上昇低減が可能である。
　請求の範囲および／または明細書および／または図面に開示された少なくとも２つの構成のどのような組合せも、本発明に含まれる。特に、請求の範囲の各請求項の２つ以上のどのような組合せも、本発明に含まれる。
　この発明は、添付の図面を参考にした以下の好適な実施形態の説明から、より明瞭に理解されるであろう。しかしながら、実施形態および図面は単なる図示および説明のためのものであり、この発明の範囲を定めるために利用されるべきものではない。この発明の範囲は添付の請求の範囲によって定まる。添付図面において、複数の図面における同一の符号は、同一または相当する部分を示す。
この発明の第１の実施形態に係る転がり軸受装置の縦断面図である。 同転がり軸受装置の要部の拡大断面図である。 同転がり軸受装置の排油構造を示す拡大断面図である。 同転がり軸受装置の排油構造等を示す斜視図である。 同転がり軸受装置の回転速度と内外輪温度上昇との関係を示す特性図であって、（Ａ）はセラミックス製ころの場合について示し、（Ｂ）は鋼製ころの場合について示す。 ラジアル荷重と軸受変位の計算結果を示す特性図である。 内輪に油圧を負荷する内輪油圧負荷装置の要部の縦断面図である。 セラミックス内輪の破損試験結果を示す特性図である。 従来例のＮ形の円筒ころ軸受装置の縦断面図である。 提案例１に係る標準排油構造の転がり軸受装置の縦断面図である 提案例２に係る排油溝構造の転がり軸受装置の縦断面図である。 提案例３に係る排油孔構造の転がり軸受装置の縦断面図である。 提案例１～３に係る各軸受装置の回転速度と内外輪温度との関係を示す特性図であって、（Ａ）内輪温度についてのものを示し、（Ｂ）は外輪温度についてのものを示す。 提案例１～３に係る軸受装置の事前給油量と温度上昇との関係を示す特性図であって、（Ａ）は事前給油がある場合を示し、（Ｂ）は事前給油がない場合について示す
　この発明の好ましい実施形態を図１ないし図８と共に説明する。この実施形態に係る転がり軸受装置は、工作機械の主軸の支持に用いられ、図１に示すように、円筒ころ軸受１と、この円筒ころ軸受１の外輪２に隣接して設けたノズル部材３，３と、内輪位置決め間座４，４とを備えている。円筒ころ軸受１は、いわゆるＮＵ形の円筒ころ軸受であって、外輪２側につば部が形成される構造である。この円筒ころ軸受１は、内輪５と、外輪２と、これら内外輪５，２の軌道面５ａ，２ａ間に介在させた複数の円筒ころ６と、これら複数の円筒ころ６を所定間隔を隔てて保持する環状の保持器７とを有する。
　内輪５は、この例では構造用セラミックスである窒化ケイ素（Ｓｉ３Ｎ４）のみで構成されている。このセラミックスは、前記窒化ケイ素を主成分とする焼結体である。この内輪５は図示しない主軸の外径面に嵌合される。図２に示すように、内輪５の軌道面５ａは開放され、この軌道面５ａに繋がる軸方向両側の外径面には、内輪軌道面側を大径とし且つ端面側を小径とする斜面部５ｂ，５ｂがそれぞれ形成されている。
　図２に示すように、外輪２は、外輪軌道面２ａを有する外輪本体８と、この外輪本体８の軸方向両側に位置するつば部９ａ，９ａを有する一対のつば輪９，９とでなる。これら外輪本体８と一対のつば輪９，９とは別体としており、それぞれ軸受鋼から成る。外輪本体８の内径面のうち軸方向中央部に軌道面２ａが形成され、この軌道面２ａに繋がる軸方向両側の内径面には、外輪軌道面２ａ側を小径とし且つ端面側を大径とするテーパ面８ａ，８ａがそれぞれ形成されている。各つば輪９は、間座部９ｂとつば部９ａとで、断面Ｌ字形状に形成される。間座部９ｂは、外輪本体８の端面とノズル部材３の端面との間に挟込まれる。つば部９ａは、前記間座部９ｂの内径側端部に繋がり軸受空間の軸方向内方に突出し、且つ突出側の先端面９ａａで円筒ころ６を案内するリング状に形成される。
　保持器７は、主に、ポリエーテルエーテルケトン（略称；ＰＥＥＫ）に、例えば、炭素繊維から成る補強材を所定量充填してリング状に構成されている。この保持器７の内径面７ａは、ノズル部材３の鍔部１０の外径面に案内されるノズル外径案内（後述する）とされている。円筒ころ６は、鋼または構造用セラミックスである窒化ケイ素（Ｓｉ３Ｎ４）から成る。
　給油構造について図２により説明する。外輪２の両側には、この外輪２に隣接してノズル部材３，３がそれぞれ配置されている。各ノズル部材３の内周部には、内外輪５，２間の軸受空間に挿入され、エアオイルを吐出するノズル孔１０ａを有する環状の鍔部１０を設けている。前記ノズル孔１０ａは環状の鍔部１０における円周方向複数箇所に設けられる。但し、鍔部１０の１箇所だけにノズル孔１０ａを設けても良い。前記ノズル孔１０ａから、内輪５の斜面部５ｂに向けて潤滑油であるエアオイルを吐出させる。
　前記環状の鍔部１０の内径面は、内輪５の斜面部５ｂに沿う斜面に形成され、同斜面部５ｂとの間は円周の隙間としている。この内輪５の斜面部５ｂに吐出されて付着した油は、この油に作用する表面張力と遠心力とによって斜面部５ｂを上り、円筒ころ６と軌道面５ａ，２ａを潤滑する。前記環状の鍔部１０の外径面は保持器案内面１０ｂとされ、この保持器案内面１０ｂで保持器７の内径面を案内させるいわゆるノズル外径案内としている。
　ノズル部材３には、エアオイルの供給孔１１が形成され、この供給孔１１はノズル孔１０ａに連通する。この転がり軸受装置の外部には、図示しないエアオイル供給装置が設けられる。このエアオイル供給装置より量制御された油を、圧送エアにより、ノズル部材３の前記供給孔１１を介して、ノズル孔１０ａより内輪５の斜面部５ｂにおける端面付近に吐出するように構成されている。
　排油構造について説明する。図３に示すように、外輪本体８の外輪軌道面２ａの両側縁と、前記つば部９ａの径方向外方側の基端とで成す隅部１２から、外輪２の外周面に通じる環状のすきまδを、前記外輪本体８とつば輪９との間に設けている。軸受内で潤滑に供された潤滑油は、圧送されたエア、および円筒ころ６と保持器７の回転に伴う空気流等により、環状のすきまδを通して外輪２の外周面から軸受外に排出されるようになっている。
　前記環状のすきまδは、外輪軌道面２ａに開口する円周方向すきまδ１と、外輪２の外周面に通じる径方向すきまδ２とを有する。これらのうち円周方向すきまδ１は、外輪軌道面２ａの際から、つば輪９における、間座部９ｂとつば部９ａとの隅部１３まで延び、円周方向全周にわたって延びる。前記つば輪９の間座部９ｂを外輪端面に当接させた状態で、前記つば輪９のうちつば部９ａの外周面が、外輪２の前記テーパ面８ａに対して円周方向すきまδ１を介して対向するように配置される。
　前記径方向すきまδ２は、図３および図４に示すように、外輪端面と、つば輪９の間座部９ｂとの間に設けられ、前記円周方向すきまδ１に連通し、且つ径方向に開口する。この例では、間座部９ｂに臨む外輪端面に円周方向に延びる溝１４を設け、この溝１４により径方向すきまδ２を形成しているが、必ずしもこの例に限定されるものではない。例えば、外輪端面に溝１４を設ける代わりに、間座部９ｂに円周方向に延びる溝１４を設けても良いし、外輪端面および間座部９ｂの両方に、同位相で円周方向に延びる溝１４を設けても良い。これらのいずれかの溝１４により径方向すきまδ２を形成しても良い。なお、前記径方向すきまδ２を成す円周方向の溝１４は、排油性を考慮して円周方向の下方位置または複数箇所に配設される。
　前記つば輪９のうち、間座部９ｂにおける外周面の円周方向の一部、つまり前記径方向すきまδ２と同位相となる円周方向箇所に、排油路１５を設けている。この排油路１５は、前記径方向すきまδ２に連通し、且つ、円周方向に延びて、軸受内のエアオイルを軸受外によりスムーズに排出し得る。排油路１５は、軸受を横軸に使用する場合、下部のみでよく、例えば、全周のうちの１／４以下の範囲とされる。また縦軸に使用する場合，円周上複数個所に配置して排油路１５の合計した範囲を１／４以下としてもよい。
　前記ノズル部材３のうち、つば輪９に当接する端面には、前記つば輪９の排油路１５に連通して、軸受内のエアオイルを軸受外に排出する径方向の溝から成る排油溝１６を設けている。この排油溝１６も、前記径方向すきまδ２および排油路１５と同位相となる円周方向箇所に設けている。ノズル部材３には、ノズル孔１０ａが設けられる箇所とは異なる位相位置において、エアオイルを排出する排出孔１７を設けている。この排出孔１７は、軸受空間に連通し軸方向に貫通状に開口するように形成されている。
　以上説明した転がり軸受装置の作用効果について図２および図３により説明する。図２に示すように、ノズル部材３のノズル孔１０ａから内輪５の斜面部５ｂに向けて吐出された潤滑油は、内輪５の回転による遠心力と、潤滑油に作用する表面張力とにより斜面部５ｂを上り、円筒ころ６と内外輪５，２の軌道面５ａ，２ａを潤滑する。このように潤滑油を軸受内へ円滑に導入することができる。外輪軌道面２ａ上の潤滑油は、圧送されたエア、および円筒ころ６と保持器７の回転に伴う空気流と、潤滑油自体の重力の作用により、図３に示すように、順次、円周方向すきまδ１、径方向すきまδ２、排油路１５、および排油溝１６を通して外輪２の外周面から軸受外にスムーズに排出される。これにより、外輪軌道面２ａ上での潤滑油の滞留を抑制でき、従来のＮＵ形構造に比べ、攪拌抵抗の増加に起因する発熱を低減できる。したがって、軸受の高速化を図ることができる。なお、つば輪９の外側に排気されたエアオイルは、ノズル部材３に設けた排気孔１７および排油溝１６を通して外気に放出される。
　常時、新鮮な潤滑油が、ノズル部材３の鍔部１０の保持器案内面１０ｂにも供給されて、環状のすきまδ、排気孔１７および排油溝１６を通して速やかに排油される。これにより、鍔部１０の保持器案内面１０ｂに、せん断発熱で高温となった油を滞留させないようにでき、軸受内部の発熱を抑制することに寄与する。保持器７の案内方式が転動体案内方式ではなく、環状の鍔部１０で案内するノズル外径案内方式であるので、保持器７の振れ回りが大きくなったり、円筒ころ６との干渉で保持器ポケットに過度の負荷がかかるといった問題を避けることができる。また、高速回転に起因する案内隙間量の変化も大きくなる方向であり、運転中の案内面同士つまり鍔部１０の保持器案内面１０ｂと保持器７の内径面の油膜が介在しない直接の接触を確実に防ぐことができる。さらにこの場合の保持器案内方式では、例えば、外輪案内方式と比較して案内面での滑り速度が小さいため、軸受動力損失も小さく、それだけ軸受温度も抑えられ、予圧管理の面でも有利である。その結果、高速回転時の保持器７の安定性保持と案内面同士の直接接触の防止、および保持器案内隙間での動力損失低減が可能となる。
　保持器７は、主にポリエーテルエーテルケトンから成るため、一般的な樹脂製保持器よりも保持器７の強度、剛性を高めたものにできる。したがって、軸受の高速化を図ることができる。また、内輪５がセラミックスから成るため、セラミックスと鋼との線膨張係数の差を考慮すると、前記内輪５を用いた軸受は、鋼製内輪を用いた軸受と比較して、運転時におけるころ６と内外輪５，２間の径方向すきまの減少量が小さくなる。そのため、セラミックスから成る内輪５を用いた軸受は、予圧過大現象を緩和することができ、高速回転性能に優れる。
　なお、鋼製内輪を用いて高速運転する場合は、運転時の内輪内径の熱や遠心力に起因する膨張によって軸との嵌め合いが緩むことを防止すべく、工作機械主軸に通常用いられる内径５０ｍｍ以上１００ｍｍ以下の転がり軸受の場合、例えば３０μｍまたはそれ以上の締まり嵌め代を設けている。３０μｍ以上のしめ代の圧入による組込作業には難があるが、内輪をセラミックスにすると、セラミックスの線膨張係数により熱や遠心力による熱膨張が鋼製内輪よりも小さいため例えば５μｍ未満の締まり嵌めとすれば良く、作業性が大きく改善される。これにより作業工数の低減を図れる。
　また、鋼の密度と、セラミックスの密度との差を考慮すると、遠心膨張による予圧過大に対しても、セラミックスから成る内輪を用いた軸受は、鋼から成る内輪を用いた軸受と比較して、特に高速回転時に有利である。さらに、鋼のヤング率と、セラミックスのヤング率とを考慮すると、セラミックスから成る内輪を用いた軸受は、鋼から成る内輪を用いた軸受と比較して、軸受剛性の面でも有利である。ころもセラミックスで構成すれば、遠心力による転動体荷重の増加や、軸受剛性に対してさらに有利となる。このため、さらなる軸受の高速化が図れる。
　内輪のセラミックス化に関して、窒化ケイ素と鋼の物性を表１を参照しつつ比較する。　　
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　そうすると窒化ケイ素から成るセラミックスの線膨張係数が鋼の３０％である。このことは熱膨張量の抑制に極めて効果的である。また、窒化ケイ素から成るセラミックスは、その密度が鋼の４０％でありながら、縦弾性係数が鋼の１５０％でありポアソン比は大きく違わないため、内輪の遠心膨張も３０％程度に止まる。すなわち、本実施形態に係る、窒化ケイ素から成るセラミックスは、予圧の増加が鋼製内輪の場合と比べて抑制され、軸受内部の発熱も抑えられる。
　開発軸受の構造と特長をまとめると、つぎのとおりである。開発したＮＵ形円筒ころ軸受の内輪５は、構造用セラミックスである窒化ケイ素で構成されている。保持器７の材料はポリエーテルエーテルケトンであり、保持器７の内径をエアオイルノズル間座、つまりノズル部材３の鍔部１０で案内する構造である。ころ６と外輪２は軸受鋼製である。外輪２にはつばも兼ねた排油間座、つまりつば輪９が嵌合され、図１中の丸（Ａ部）で囲んだ外輪２とつば兼排油間座のすきまからも排油される構造である。
　本軸受の特長として、
１　エアオイル潤滑でｄｍｎ値３２５万の超高速運転が可能となる。
２　ＮＵ形円筒ころ軸受に特徴的な中速度域（１００００ｍｉｎ－１付近）での昇温を防止し、低速から超高速域までまんべんなく剛性を維持して運転可能となる。
３　Ｎ形セラミック内輪円筒ころ（前掲の非特許文献１）と比較して、
　・鋼製のつば兼用側輪が不要（軸受の加工・製作が容易）であり、
　・軸と内輪の初期はめあいを５μｍ未満に設定可能（客先での軸受組込作業が容易）であり、
　・セラミックころが不要（鋼ころでもｄｍｎ値３２５万時で内輪温度７０℃）である。
　排油性と高速回転性について
　＜初期試作軸受での高速運転試験＞
　前述の「発明が解決しようとする課題」の欄で触れたＮＵ形の円筒ころ軸受の外輪側の排油性に着眼して、試作した提案例に係る各種軸受の回転速度に対する温度特性を調査した。試作品は、それぞれ標準排油構造、排油溝構造、排油孔構造のＮＵ形の円筒ころ軸受であり、それぞれの構造を図１０、図１１、図１２に示す。
　図１０の提案例１にかかる標準排油構造品の内輪５は鋼製（ＳＵＪ２）、ころ６はセラミックス製である。外輪つば５２，５２は外輪本体５３と別体に構成され、ＰＥＥＫ製保持器５４は図１、図９で示したノズル外径案内形式となっている。但し、外輪側の排油構造は標準、すなわちノズル部材３のうち、外輪端面に臨むノズル部材３の端面に、軸受内のエアオイルを軸受外に排出する径方向の溝から成る排油部５５を設けた構造になっている。
　図１１の提案例２にかかる排油溝構造品は、外輪つば５２，５２を外輪本体５３と別体として、外輪本体５３と外輪つば５２との間に排油すきまδａを設け、この排油すきまδａを外輪外径側に設けた排油溝５６に連通させている。潤滑油を、ころ両端面のすきまおよび前記排油すきまδａから外径側に移動させ、さらに前記排油溝５６を経て排出する構造になっている。
　図１２の提案例３にかかる排油孔構造品は、両側の外輪つば部５７，５７のそれぞれに、円周６箇所ずつの排油孔５７ａ，５７ａを円周等配に設け、軸受両側に潤滑油を逃がす構造となっている。両側の排油孔５７ａ，５７ａが互いに対面しないように位相をずらして配置している。なお、図１１の提案例２にかかる排油溝構造、図１２の提案例３にかかる排油孔構造ともに、内輪ところはセラミックス製であり、ＰＥＥＫ製の保持器５４の案内は、エアオイルを吐出するノズル部材３の鍔部１０の外径で行う。
　前記標準排油構造、排油溝構造、排油孔構造の各円筒ころ軸受の主要諸元と試験条件を、表２に示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
　図１３（Ａ），（Ｂ）は、前記各円筒ころ軸受を前記表の主要諸元、試験条件で運転試験した結果を示す特性図である。図１３（Ａ），（Ｂ）に示すように、標準排油構造、排油溝構造、排油孔構造はどれも回転速度１００００ｍｉｎ－１付近で大きな温度ピークを示している。これは、工作機械用途のエアオイル潤滑円筒ころ軸受にＮＵ形が使用されてこなかった主な理由でもある。本開発では最高回転速度を向上させるだけでなく、実用性を鑑み、低速度域から高速度域まで剛性を確保しながら急な昇温も無く、滑らかに運転可能な軸受を提供することを目指している。本来、排油溝構造と排油孔構造は、高速回転域での排油性向上を意図して試作したものであり、排油溝構造では回転速度３５０００ｍｉｎ－１まで到達してはいるものの、排油溝構造および排油孔構造のどちらも中速度域１００００ｍｉｎ－１付近の温度ピークが解消されていない。なお、標準排油構造と排油孔構造は、急昇温により試験を打ち切った。
　＜排油性の影響確認（開発過程で発生した問題点＞
　図１３（Ａ），（Ｂ）における１００００ｍｉｎ－１付近の温度ピークの原因が排油性にあると推察し、それを確認した。図１４（Ａ），（Ｂ）には、図１１の円筒ころ軸受において、運転開始前にエアオイルを十分供給した場合（図１４（Ａ））と、そうでない場合（図１４（Ｂ））についての運転結果をプロットしている。
　図１４（Ａ），（Ｂ）は、０．０１ｃｍ３／１０ｍｉｎ×２で給油しながら１３０００ｍｉｎ－１まで急加速した場合であるが、図１４（Ａ）は運転前に９０分間給油し、図１４（Ｂ）は事前給油しなかった。図１４（Ａ）は図１４（Ｂ）に比べて、運転開始直後の昇温が内輪で約３０℃、外輪で約１５℃も高い。このことから、中速度域での温度ピークは、軸受内部に潤滑油が滞留したことが原因と思われる。つまり、高速域だけでなく中速域での排油性にも優れた構造が必要となる。また、Ｎ形軸受ではこのような温度ピークは認められないことから、外輪つば部近傍の排油性に着目すべきと考える。
　＜開発軸受での高速運転試験＞
　そこで、さらに検討・試作を重ねて図１の本実施形態に係る開発品の構造に至った。
　表３に、本実施形態に係る開発品および図９の従来例の、軸受諸元と試験条件をまとめた。それらの運転試験結果を図５に特性図として示す。図５（Ａ）はセラミックス製ころ、図５（Ｂ）は鋼製ころでのデータをグラフ化したものである。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000003
　図５（Ａ）によると、今回開発したＮＵ形はＮ形と同じく、中速度域１００００ｍｉｎ－１付近での温度ピークも認められず、目標である３５０００ｍｉｎ－１（ｄｍｎ値３２５万）まで、滑らかな昇温曲線を描いている。前記ｄｍｎ値とは、転動体中心径ｄｍ（ｍｍ）に回転速度ｎ（ｍｉｎ－１）を乗じた値である。内輪温度もＮ形と比べると、回転速度３５０００ｍｉｎ－１で２℃低くなっている。
　図５（Ａ）でも今回開発したＮＵ形は、中速度域１００００ｍｉｎ－１付近での温度ピークは認められず、３５０００ｍｉｎ－１まで温度上昇は滑らかに推移している。回転速度３５０００ｍｉｎ－１で内輪温度は７０℃であり、Ｎ形と比べると４℃程度低く、好ましい結果となっている。運転した最高速度３５０００ｍｉｎ－１では、それぞれ３時間以上運転して、内外輪の温度が安定していたことを確認した。また、試験後の軸受を分解調査したが、損傷は全く認められなかった。
　以上から図１に示す本発明にかかる実施形態の構造、すなわち、側輪を用いないセラミックス内輪、エアオイルノズル外径案内保持器、および外輪側の排油すきま構造により、中速度域での温度ピークを抑制し、超高速度域まで急激な昇温も無く運転可能であることが実証された。セラミックス製ころではなく鋼製ころでも、回転速度３５０００ｍｉｎ－１での内輪温度を、実用上の指針である７０℃とすることができた。図９のＮ形と比較して、セラミックス内輪の構造が簡素であることに加え、ころも鋼製とすることができ、コスト面で実用的で言える。
　剛性確認について
　セラミックスの高い縦弾性係数は、軸受剛性の向上にも効果が期待される。そこで、高速性と並んで重要視される軸受剛性について、セラミックス適用の効果を計算で確認する。内径７０ｍｍの円筒ころ軸受の内部すきまゼロの条件下で、材料の組合わせは内輪ところをそれぞれ鋼もしくはセラミックスとした。負荷するラジアル荷重の最大値は、工作機械の実機を考慮して７ｋＮとした。
　ラジアル荷重と軸受中心の変位を図６に示す。直線性が良いラジアル荷重３～７ｋＮの領域での剛性を求めると、表４のようになる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000004
　表４によると、内輪、ころ共に鋼製とした場合の剛性を基準として、内輪のみをセラミックスにした場合の剛性向上率は７％、ころのみをセラミックスにした場合の剛性向上率は１９％となる。ころをセラミックス化した場合は、ころと内輪、ころと外輪の２箇所の剛性が並列的に向上するため、剛性が向上する効果が大きい。内輪のみのセラミックス化による剛性向上効果は比較的小さいものの、高速性の大幅な向上に付随する利点である。
　セラミック内輪の強度（懸念事項）について
　セラミックスを内輪に用いる場合、熱や遠心膨張によるフープ応力に対する強度確認が必要である。軸対称変形ではせん断応力がないため、円周方向のフープ応力（たが応力）、軸方向応力、半径方向応力が主応力となり、内圧を受ける薄肉円筒ではフープ応力が最大となる。既報（非特許文献１）では、鋼製の軸に嵌合したセラミックス模擬内輪単体に、恒温槽内での昇温によって軸の熱膨張による応力を与えたが、破損に至るまでは実施しなかった。また、その方法は試験室レベルでの実施には問題ないが、実製品の品質保証方法としては手間がかかりすぎる。そこで本テーマでは、より簡便な油圧でセラミック内輪内径に圧力を与える方法を導入し、破損（脆性破壊）に至るまでの確認を行った。
　図７に油圧式のセラミック内輪の強度試験機の構造を示す。同強度試験機は、外部の油圧ポンプ１８で昇圧した油圧を内輪内径に一様に与える方式であり、内輪単体でも同図のようにころと外輪を組み込んだ軸受としても試験可能である。この強度試験機は、主に、基台１９と、油圧力負荷座２０と、蓋２１と、油圧ポンプ１８とを有する。基台１９の上部に、略円筒状の油圧力負荷座２０が固定されている。この油圧力負荷座２０の上面には、蓋２１の嵌合孔２１ａに嵌合される軸部２０ａが突出されている。この軸部２０ａは油圧力負荷座２０の軸中心に設けられている。蓋２１の嵌合孔２１ａを軸部２０ａに嵌合することで、油圧力負荷座２０と蓋２１とが同心に配置される。油圧力負荷座２０の上面の外周側に、試験対象を配置する環状段部２０ｂが形成されている。この環状段部２０ｂに内輪５（この例では軸受組立品）を装着し、蓋２１の嵌合孔２１ａを軸部２０ａに嵌合しつつ油圧力負荷座２０に蓋２１を固定可能になっている。油圧力負荷座２０には、内輪内周面５ｃに油圧を与える油路２２が形成され、この油路２２が外部の油圧ポンプ１８に配管接続されている。
　セラミックス供試体には、寸法の異なる内輪４種類（幅ｂ＝１０ｍｍまたは２０ｍｍ×厚さｔ＝４ｍｍまたは８ｍｍ、各ｎ＝４）および開発軸受組立品（ｎ＝１）を用いた。開発軸受の内輪寸法は、ｂ２０×ｔ８に相当する。
　図８に結果を示す。縦軸は、破損した瞬間の内輪内径のフープ応力であり、破損時の油圧から材料力学的に算出した。図８に書き込んだ内輪フープ応力の上限値（実用最大応力）は１６０ＭＰａ程度であり、前記の＜開発軸受での高速運転試験＞での運転結果から３５０００ｍｉｎ－１での遠心膨張と内輪温度７０℃（軸も等温）による熱膨張を想定して算出した。試験の結果、寸法の異なる供試体間や同寸法品間にもバラツキが認められる。最低破損応力はｂ１０×ｔ８での２７０ＭＰａで、安全係数は１．７である。内輪単体ではなく、開発軸受組立品での破損応力は６４０ＭＰａで、安全係数は４．０である。
　過去、窒化ケイ素でのはめあい応力と転動疲労寿命の関係を調べた結果（非特許文献３）では、Ｐmax＝７．８ＧＰａではフープ応力とヘルツ応力による引っ張り応力の重畳により寿命低下が認められている。工作機械主軸用軸受では、最大接触応力は２．０ＧＰａ未満になるように設計されるため、転動疲労寿命の低下に繋がることはないと判断する。
　以上のとおり、図面を参照しながら好適な実施形態を説明したが、当業者であれば、本件明細書を見て、自明な範囲内で種々の変更および修正を容易に想定するであろう。したがって、そのような変更および修正は、請求の範囲から定まる発明の範囲内のものと解釈される。
１…円筒ころ軸受
２…外輪
２ａ…軌道面
３…ノズル部材
５…内輪
５ａ…軌道面
６…円筒ころ
７…保持器
８…外輪本体
９…つば輪
９ａ…つば部
１０…鍔部
１０ａ…ノズル孔
１５…排油路
１６…排油溝
δ…環状のすきま

Claims (9)

  1. 　内外輪の軌道面間に、保持器に保持された複数の円筒ころを介在させた円筒ころ軸受と、前記外輪に隣接して軸受内にエアオイルを吐出するノズル部材とを備えた転がり軸受装置であって、
    　前記外輪は、外輪軌道面を有する外輪本体と、この外輪本体の軸方向両側に位置するつば部を有する一対のつば輪とでなり、
    　前記外輪本体の外輪軌道面の両側縁と前記つば輪のつば部の基端とで成す隅部から、外輪の外周面に通じる環状のすきまを、前記外輪本体とつば輪との間に設けた転がり軸受装置。
  2. 　請求項１において、前記つば輪における外周面の円周方向の一部に、前記環状のすきまに連通し、且つ、円周方向に延びて、軸受内のエアオイルを軸受外に排出する排油路を設けた転がり軸受装置。
  3. 　請求項２において、前記ノズル部材のうち外輪に隣接する円周方向の一部に、前記つば輪の排油路に連通して、軸受内のエアオイルを軸受外に排出する径方向の排油溝を設けた転がり軸受装置。
  4. 　請求項１において、前記ノズル部材に、内外輪間の軸受空間に挿入され、エアオイルを吐出するノズル孔を有する環状の鍔部を設け、この鍔部の外径面を保持器案内面とし、この保持器案内面で前記保持器の内径面を案内させる転がり軸受装置。
  5. 　請求項４において、前記内輪の外径面に、内輪軌道面側が大径となる斜面部を設け、前記ノズル部材の前記鍔部に設けられたノズル孔を、前記内輪の斜面部に向けてエアオイルを吐出させるものとした転がり軸受装置。
  6. 　請求項１において、前記保持器は、ポリエーテルエーテルケトンで構成されている転がり軸受装置。
  7. 　請求項１において、前記内輪および円筒ころのいずれか一方または両方が、セラミックスで構成されている転がり軸受装置。
  8. 　請求項７において、前記セラミックスは、窒化ケイ素を主成分とする焼結体である転がり軸受装置。
  9. 　請求項１において、工作機械の主軸の支持に用いられるものである転がり軸受装置。
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