WO2016063691A1 - 組合せ玉軸受及び工作機械用主軸装置 - Google Patents

組合せ玉軸受及び工作機械用主軸装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2016063691A1
WO2016063691A1 PCT/JP2015/077621 JP2015077621W WO2016063691A1 WO 2016063691 A1 WO2016063691 A1 WO 2016063691A1 JP 2015077621 W JP2015077621 W JP 2015077621W WO 2016063691 A1 WO2016063691 A1 WO 2016063691A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
row
bearing
ball
bearings
combination
Prior art date
Application number
PCT/JP2015/077621
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
恭平 松永
美昭 勝野
松山　直樹
Original Assignee
日本精工株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 日本精工株式会社 filed Critical 日本精工株式会社
Priority to KR1020177010736A priority Critical patent/KR102026075B1/ko
Priority to EP15853378.6A priority patent/EP3211258B1/en
Priority to CN201580057581.5A priority patent/CN107076203B/zh
Publication of WO2016063691A1 publication Critical patent/WO2016063691A1/ja

Links

Images

Classifications

    • 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
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C19/00—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
    • F16C19/02—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows
    • F16C19/14—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load
    • F16C19/16—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load with a single row of balls
    • 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
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C19/00—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
    • F16C19/54—Systems consisting of a plurality of bearings with rolling friction
    • F16C19/56—Systems consisting of a plurality of bearings with rolling friction in which the rolling bodies of one bearing differ in diameter from those of another
    • 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
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C25/00—Bearings for exclusively rotary movement adjustable for wear or play
    • F16C25/06—Ball or roller bearings
    • F16C25/08—Ball or roller bearings self-adjusting
    • 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
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2240/00—Specified values or numerical ranges of parameters; Relations between them
    • F16C2240/30—Angles, e.g. inclinations
    • F16C2240/34—Contact angles
    • 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
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2240/00—Specified values or numerical ranges of parameters; Relations between them
    • F16C2240/40—Linear dimensions, e.g. length, radius, thickness, gap
    • F16C2240/70—Diameters; Radii
    • 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
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2240/00—Specified values or numerical ranges of parameters; Relations between them
    • F16C2240/40—Linear dimensions, e.g. length, radius, thickness, gap
    • F16C2240/70—Diameters; Radii
    • F16C2240/80—Pitch circle diameters [PCD]
    • 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
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2322/00—Apparatus used in shaping articles
    • F16C2322/39—General build up of machine tools, e.g. spindles, slides, actuators

Definitions

  • the present invention relates to a combination ball bearing and a spindle device for machine tools.
  • spindle collision -Troubles that cause collisions
  • an indentation is formed at the contact portion between the ball of the rolling bearing built into the machine tool main shaft and the raceway surface. If the main shaft is used in this state, various problems occur. For example, the processing accuracy is deteriorated or abnormal noise is generated by vibration generated when the ball of the rolling bearing steps on the indentation. Furthermore, there is a possibility that the raceway surface peels off from the indentation and develops seizure of the rolling bearing. In addition, when the machine tool is manufactured, the spindle may collide due to an operator's mistake or an accident.
  • Double-row rolling bearings used in machine tools, etc. are known to increase the bearing rigidity, increase the bearing dynamic load capacity, and extend the service life by changing the ball diameter of each row and increasing the ball diameter. (For example, refer to Patent Document 1).
  • a combination ball bearing in which three or more rows of angular ball bearings are arranged in the axial direction may be used. Even in such a combination ball bearing, when a load is applied to the tip of the spindle tool due to the collision of the spindle, the load is received most in the axially most tool side row bearing, so the contact portion between the ball of the rolling bearing and the raceway surface Indentation of a level that causes processing defects and sound defects is likely to be formed.
  • the present invention has been made in view of the above-described problems, and an object of the present invention is to provide a combination ball bearing and a spindle device for a machine tool that can improve the impact resistance of a bearing to which a large load is applied. There is.
  • the above object of the present invention can be achieved by the following constitution.
  • (1) In a combination ball bearing in which three or more rows of angular ball bearings are arranged in the axial direction, A combination ball bearing, wherein a ball diameter of at least one of the angular ball bearings arranged on the outer side in the axial direction is larger than a ball diameter of the angular ball bearing arranged on the inner side in the axial direction.
  • (2) The combination according to (1), wherein a contact angle of the angular ball bearing disposed on the outer side in the axial direction is larger than a contact angle of the angular ball bearing disposed on the inner side in the axial direction. Ball bearing.
  • the ball pitch circle diameter of the angular ball bearing disposed on the outer side in the axial direction is larger than the ball pitch circle diameter of the angular ball bearing disposed on the inner side in the axial direction (1) or The combination ball bearing according to (2).
  • a spindle device for a machine tool comprising the combination ball bearing according to any one of (1) to (3).
  • At least one of the angular ball bearings (hereinafter also referred to as “outer row bearings”) arranged on the outer side in the axial direction (particularly, a bearing to which a large load is applied among the outer row bearings). ) Is larger than the ball diameter of angular contact ball bearings (hereinafter also referred to as “inner row bearings”) arranged on the inner side in the axial direction. Indentation at a level that causes machining defects and acoustic defects when a large load is applied to the outer row bearings. Generation can be suppressed, and impact resistance can be improved.
  • FIG. 1 shows a spindle device 20 to which the combination ball bearing of this embodiment is applied.
  • the main shaft device 20 is a motor built-in system, and a hollow rotating shaft 22 is provided at the center in the axial direction.
  • a draw bar 23 is slidably inserted into the shaft core of the rotary shaft 22.
  • the draw bar 23 is provided with a tool holder 24 to which a tool T is attached.
  • the draw bar 23 is biased in the counter tool side direction (right direction in the figure) by the force of the disc spring 27, the tool holder 24 is fitted to the tapered surface 28 of the rotating shaft 22.
  • the tool T is integrally attached to the rotating shaft 22 together with the draw bar 23 and the tool holder 24.
  • the rotary shaft 22 is rotatable in the housing H by front bearings (combined ball bearings) 40, 50, 60, 70 that support the tool side and a rear bearing (not shown) that supports the non-tool side. It is supported.
  • the rotor 30 is fitted on the outer peripheral surface of the rotary shaft 22 between the front bearings 40, 50, 60, 70 and the rear bearing.
  • a stator 32 disposed around the rotor 30 is fixed to the outer cylinder 29 of the housing H. More specifically, the stator 32 is fixed to the outer cylinder 29 by fitting the cooling jacket 33 shrink-fitted into the stator 32 into the outer cylinder 29 constituting the housing H. Therefore, the rotor 30 and the stator 32 constitute a motor, and by supplying electric power to the stator 32, a rotational force is generated in the rotor 30 and the rotating shaft 22 is rotated.
  • the front bearings 40, 50, 60, 70 are composed of outer rings 41, 51, 61, 71, inner rings 42, 52, 62, 72, and contact angles ⁇ 1, ⁇ 2, ⁇ 3, ⁇ 4.
  • the front bearings 40, 50, 60, 70 are counted from the tool side in the first and second rows of axially outer front bearings 40, 50 and the third and fourth rows of axially inner front bearings 60. , 70 are arranged in a rear combination so that a fixed position preload is applied.
  • the front bearings 40, 50, 60, and 70 are designed to have the same outer diameter, inner diameter, and axial width.
  • the outer rings 41, 51, 61, 71 are fitted in a front bearing housing 31 fixed to the outer cylinder 29, and a plurality of outer ring spacers are provided by a front bearing outer ring presser 38 that is bolted to the front bearing housing 31. It is fixed to the front bearing housing 31 in the axial direction via 35.
  • the inner rings 42, 52, 62, 72 are externally fitted to the rotary shaft 22, and are axially directed to the rotary shaft 22 via a plurality of inner ring spacers 36 by nuts 39 fastened to the rotary shaft 22. It is fixed to.
  • FIG. 2 shows the outer ring spacer 35 and the inner ring spacer 36 omitted, but the combination ball bearing of the present invention includes both a configuration having a spacer and a configuration having no spacer. Shall be.
  • a circulation path 11 through which cooling oil circulates is formed between the outer peripheral surface of the front bearing housing 31 and the cover 34 that is fitted on the front bearing housing 31.
  • the front bearings 40, 50, 60, and 70 are cooled by circulating cooling oil whose temperature is controlled in the circulation path 11.
  • the temperature rise of the main shaft due to the heat generated by the stator 32 and the heat generated by the stator 32 can be suppressed.
  • the balls 43, 73 of the outer row bearings 40, 70 in the first row and the fourth row from the tool side are arranged.
  • the ball diameters d1 and d4 are designed to be larger than the ball diameters d2 and d3 of the balls 53 and 63 of the second row and third row inner row bearings 50 and 60 from the tool side.
  • the ball pitch circle diameters PCD1 and PCD4 of the outer row bearings 40 and 70 are designed to be larger than the ball pitch circle diameters PCD2 and PCD3 of the inner row bearings 50 and 60.
  • the contact angles ⁇ 1, ⁇ 4 of the outer row bearings 40, 70 are designed to be larger than the contact angles ⁇ 2, ⁇ 3 of the inner row bearings 50, 60.
  • the spindle device 20 for machine tools when used at high speed, the rolling contact between the balls 43, 53, 63, 73 and the inner and outer rings 42, 52, 62, 72, 41, 51, 61, 71 The temperature of the part rises. When this temperature rise is large, there is a possibility that seizure occurs due to the oil film being cut. For this reason, it is very important to suppress heat generation due to rolling friction of the bearing.
  • the outer row bearings 40 and 70 in the first row and the fourth row can easily release the heat generated by the rolling friction of the bearings to the outside as compared with the inner row bearings 50 and 60 in the second row and the third row. The possibility of seizure due to heat generated by rolling friction of the bearing is low. Accordingly, even if the ball diameters d1 and d4 of the outer row bearings 40 and 70 are increased and the heat generation due to the rolling friction of the outer row bearings 40 and 70 is increased to some extent, they can be used without any problem.
  • the second row and the third row inner row bearings 50 and 60 are hindered by the heat generation and temperature rise of the first row and the fourth row outer row bearings 40 and 70, so the heat transfer performance is deteriorated. It is difficult to release the heat generated by the rolling friction of the bearing itself to the outside.
  • the heat generated by the rotor 30 is transmitted through the inside of the rotary shaft 22 and is also transmitted to the front bearings 40, 50, 60, 70. Become.
  • the cooling of the cooling oil circulation path 11 formed in the front bearing housing 31 reduces the temperature of the outer rings 41, 51, 61, 71 of the front bearing, but the inner rings 42, 52, The temperature rise of 62 and 72 cannot be suppressed. As a result, a temperature difference between the inner and outer rings of the bearing (inner ring temperature> outer ring temperature) occurs.
  • the inner row bearings 50 and 60 in the second row and the third row located in the central portion of the circulation path 11 of the outer cylinder cooling oil can obtain the most cooling effect
  • the outer sides of the first row and the fourth row Compared with the row bearings 40 and 70, the inner and outer ring temperature differences tend to be larger.
  • the internal clearance of the bearing decreases, the internal preload increases, the PV value of the rolling contact portion increases, and the seizure proceeds. For this reason, the seizure failure of the bearing in the high-speed main shaft mostly occurs in the inner row bearings 50 and 60 in the second row and the third row.
  • the ball pitch circle diameters PCD 1, PCD 4 of the outer row bearings 40, 70 are changed to those of the inner row bearings 50, 60.
  • the moment length can be increased, and the moment rigidity of the combined bearing and the spindle device 20 can be increased.
  • the outer row bearings 40 and 70 can be used without any problem even if the heat generation of the bearings increases to some extent.
  • the ball pitch circle diameters PCD2 and PCD3 of the inner row bearings 50 and 60 must be smaller than the ball pitch circle diameters PCD1 and PCD4 of the outer row bearings 40 and 70, and the heat generation amount of the inner row bearings 50 and 60 must be reduced. .
  • axial rigidity can be improved.
  • the radial rigidity of the main shaft system is influenced by the bending rigidity of the rotating shaft 22 in addition to the rigidity of the bearing, but the axial rigidity is substantially determined by the rigidity of the bearing.
  • slip generated in an angular ball bearing having a contact angle such as spin slip or gyro slip increases, and the amount of heat generated by the bearing increases.
  • the outer row bearings 40 and 70 can tolerate a certain amount of heat generation due to an increase in contact angle, but the inner row bearings 50 and 60 cannot tolerate an increase in heat generation. Therefore, the contact angles ⁇ 2 and ⁇ 3 of the inner row bearings 50 and 60 must be made smaller than the contact angles ⁇ 1 and ⁇ 4 of the outer row bearings 40 and 70 to reduce the heat generation amount.
  • the outer row bearings 40 and 70 have a larger ball diameter, larger ball pitch circle diameter, and larger contact angle than the inner row bearings 50 and 60, and therefore the dmn value of the bearings.
  • the heat generation of the spindle tends to increase with respect to the conventional specification, but the seizure problem does not occur at the normal rotation use level.
  • a use speed range of 500,000 or more, preferably 800,000 or more only the outer row bearings 40 and 70 use ceramic balls having a specific gravity smaller than iron (Si 3 N 4 or the like).
  • heavy cutting in which a feed amount per blade of a tool is increased or a cutting depth of machining is increased.
  • heavy cutting can be performed more than before due to the effect of improving the moment rigidity and the axial rigidity.
  • the diameter ratio and the ball pitch circle diameter ratio desirably satisfy the following conditions.
  • the ball diameter ratio is obtained by dividing the ball diameters d1 and d4 of the outer row bearings 40 and 70 by the ball diameters d2 and d3 of the inner row bearings 50 and 60.
  • the ball pitch circle diameter ratio is obtained by dividing the ball pitch circle diameters PCD1 and PCD4 of the outer row bearings 40 and 70 by the ball pitch circle diameters PCD2 and PCD3 of the inner row bearings 50 and 60.
  • Ball diameter ratio 1.0 ⁇ outer row bearing ball diameter / inner row bearing ball diameter ⁇ 4.6
  • Ball pitch circle diameter ratio 1.0 ⁇ outer row bearing ball pitch circle diameter / inner row bearing ball pitch circle diameter ⁇ 1.5
  • the outer row bearing 40 , 70 can be reduced, and the impact resistance of the axially outermost tool side row bearing (the first outer row bearing 40) can be improved.
  • the ball pitch circle diameters PCD1 and PCD4 of the outer row bearings 40 and 70 are designed to be larger than the ball pitch circle diameters PCD2 and PCD3 of the inner row bearings 50 and 60.
  • the moment rigidity of the bearing can be increased.
  • the contact angles ⁇ 1, ⁇ 4 of the outer row bearings 40, 70 are designed to be larger than the contact angles ⁇ 2, ⁇ 3 of the inner row bearings 50, 60, the moment stiffness and the axial stiffness of the combination ball bearing can be increased. it can.
  • the outer row bearings 40, 70 have a larger ball diameter, a larger ball pitch circle diameter, and a larger contact angle than the inner row bearings 50, 60.
  • the ball diameters d1 and d4 of the bearings 40 and 70 may be larger than the ball diameters d2 and d3 of the inner row bearings 50 and 60.
  • the ball diameters d1 and d4 of the outer row bearings 40 and 70 are set larger than the ball diameters d2 and d3 of the inner row bearings 50 and 60,
  • the ball diameters d1 and d4 of the outer row bearings 40 and 70 are set larger than the ball diameters d2 and d3 of the inner row bearings 50 and 60, and the outer row
  • the ball pitch circle diameters PCD1 and PCD4 of the bearings 40 and 70 are set larger than the ball pitch circle diameters PCD2 and PCD3 of the inner row bearings 50 and 60, while the contact angles ⁇ 1 of the front bearings 40, 50, 60 and 70 are set.
  • the combination ball bearing of the present invention may have at least three or more rows, and the third combination shown in FIG. 6 rows of multi-row angular contact ball bearings may be used as in the modification, or 3 rows of multi-row angular contact ball bearings may be used as in the fourth modification shown in FIG.
  • outer rings 81 and 91, inner rings 82 and 92, balls 83 and 93 are disposed between the outer row bearings 40 and 70 and the inner row bearings 50 and 60.
  • Intermediate row ball bearings 80 and 90 having retainers 84 and 94, respectively, are arranged.
  • the ball diameter of each bearing is the ball diameter of the outer row bearings 40 and 70> the ball diameter of the intermediate row bearings 80 and 90> the ball diameter of the inner row bearings 50 and 60 (d1, d4> d5, d6> d2, d3).
  • the ball pitch circle diameter of each bearing is equal to the ball pitch circle diameter of the outer row bearings 40 and 70> the ball pitch circle diameter of the intermediate row bearings 80 and 90> the ball pitch circle diameter of the inner row bearings 50 and 60 (PCD1). , PCD4> PCD5, PCD6> PCD2, PCD3).
  • the contact angle of each bearing is the contact angle of the outer row bearings 40, 70> the contact angle of the intermediate row bearings 80, 90> the contact angle of the inner row bearings 50, 60 ( ⁇ 1, ⁇ 4> ⁇ 5, ⁇ 6> ⁇ 2). , ⁇ 3).
  • the ball diameter of each bearing is the outer row bearing 40.
  • the ball pitch circle diameter of each bearing may be such that the ball pitch circle diameter of the outer row bearings 40 and 70> the ball pitch circle diameter of the inner row bearing 50 (PCD1, PCD4> PCD2).
  • the contact angle of each bearing may be such that the contact angle of the outer row bearings 40, 70> the contact angle of the inner row bearing 50 ( ⁇ 1, ⁇ 4> ⁇ 2).
  • the bearings at the same position counted from the outside in the axial direction have the same contact angle.
  • the contact angles are different, such as the first row: 20 °, the second row: 16 °, the third row: 16 °, the fourth row: 18 °, the bearings in the third row and the fourth row
  • the contact surface pressure (particularly the third row) due to the preloads 60 and 70 becomes larger than the bearings 40 and 50 in the first row and the second row, which is somewhat disadvantageous for seizure.
  • seizure of the bearing 50 in the second row needs to be made harder than the bearing 60 in the third row. If there is, the contact angle of the bearings 40 and 70 in the first row and the fourth row may be changed as described above.
  • bearings whose contact angle is opposite to the radial direction with respect to the contact angle of the bearing located at the axially intermediate portion when combined on the back are counted from the outside in the axial direction. It is preferable to increase the contact angle compared to the bearing at the same position.
  • the contact angles ⁇ 1 and ⁇ 2 of the first and second row bearings 40 and 50 from the tool side and the contact angle ⁇ 4 of the third row bearing 70 are the radius.
  • the contact angle ⁇ 4 of the third row bearing 70 is made larger than the contact angle ⁇ 1 of the first row bearing 40 ( ⁇ 1 ⁇ 4 and ⁇ 1> ⁇ 2), so that the preload of the third row bearing 70 is increased. An increase in contact surface pressure due to a load can be suppressed.
  • the ball diameters d1 and d4 of both the outer row bearings 40 and 70 are larger than the ball diameters d2 and d3 of the inner row bearings 50 and 60.
  • the ball diameter d1 of only the outer row bearing 40 on the axially outermost tool side may be larger than the ball diameters d2 and d3 of the inner row bearings 50 and 60.
  • the outer row bearing 70 on the side farthest in the axial direction is most loaded with the load from the rear by the draw bar 23 when releasing the chuck of the tool during tool change. It is preferable that both the ball diameters d1 and d4 of 40 and 70 are larger than the ball diameters d2 and d3 of the inner row bearings 50 and 60.
  • the lubrication conditions are not limited to grease lubrication, and any lubrication method such as oil-air lubrication, oil mist lubrication, under-lace lubrication, and jet lubrication may be applied.
  • a front surface combination (a contact angle having a V-shaped direction) may be used.
  • the combination ball bearing of the present invention is not limited to the spindle device for machine tools, and may be applied to other devices in which a large load such as a collision load is applied to the bearing.
  • the first column and the fourth column have the same specifications, and the second column and the third column have the same specifications. However, they may be different as necessary.
  • FIG. 7 is a schematic view of a general machine tool spindle device 20 on which a four-row back combination angular ball bearing is mounted.
  • FIG. 7 shows a conventional product in which the outer row bearings 40, 70 and the inner row bearings 50, 60 have the same ball diameter, ball pitch circle diameter, and contact angle.
  • the bearing arrangement is the first, second, third, and fourth rows from the axial tool side (left side in the figure), and devices A to E have the same specifications for the first and fourth rows.
  • the second row and the third row are bearings having the same specifications, and the left and right rows have a symmetrical structure in the four row combination.
  • the common bearing dimensions of the conventional product and the devices A to E are shown below.
  • Table 2 shows the comparison result of the axial load sharing ratio. This is a calculation result of how the sharing ratio of the axial load changes in the first and second row bearings 40 and 50 on the load side when an axial load is applied to the spindle system.
  • the first row outer row bearing 40 having a larger contact angle than the second row inner row bearing 50 has an effect of increasing the load sharing ratio.
  • the outer row bearing 40 in the first row which has a large contact angle and a larger load, has a larger ball diameter than the inner row bearing 50 in the second row and has a limit load.
  • the load is also large. Therefore, since the load of the bearing 50 in the second row is reduced as compared with the conventional product, a larger axial load can be applied, so that it is understood that the impact resistance in the axial direction is improved.
  • the load load of the second row bearing 50 that is the inner row bearing can be reduced, and the inner row bearing 50 is less likely to be damaged such as seizure. I understand.
  • the contact angle of each row is preferably 10 ° or more at the minimum (inner row bearing) and 30 ° or less at the maximum (outer row bearing), more preferably 15 ° or more and the maximum (inner row bearing). (Outer row bearing) is preferably 25 ° or less.
  • Appropriate contact angles should be selected according to the high-speed characteristics of the main shaft (frequency and risk of seizure), such as the bearing arrangement of the main shaft, the number of combinations, the capacity of the built-in motor, and the efficiency of cooling the outer cylinder.
  • the moment stiffness of the combined bearing can be improved by increasing the ball pitch circle diameter of the outer row bearings 40 and 70.
  • an improvement in moment rigidity of about 5% can be expected compared to the conventional products.
  • the bending rigidity in the radial direction of the main shaft is determined in combination with the bending rigidity of the shaft itself in addition to the bearing rigidity. By improving the moment rigidity of the bearing, the bending of the shaft itself is also reduced. Therefore, the actual bending rigidity of the main shaft can be expected to be more effective than this calculation result.

Abstract

　３列以上のアンギュラ玉軸受を軸方向に配列してなる組合せ玉軸受である。軸方向外側に配置されるアンギュラ玉軸受の少なくとも一方の玉径は、軸方向内側に配置されるアンギュラ玉軸受の玉径よりも大きい。

Description

組合せ玉軸受及び工作機械用主軸装置
　本発明は、組合せ玉軸受及び工作機械用主軸装置に関する。
　近年、工作機械によって加工される被加工ワークの形状が複雑化してきている。このワーク形状の複雑化に伴い、段替え回数を減らし加工効率を向上させるため、工作機械自体の構造も複雑化してきている。工作機械の構造の複雑化の一つとして、５軸加工機などの多軸加工機が挙げられる。
　また、近年の工作機械の多くは数値制御（Ｎｕｍｅｒｉｃａｌ　Ｃｏｎｔｒｏｌ：ＮＣ）により加工を行っており、被加工ワーク形状の複雑化（例えば、自動車のボディ金型・人工関節など、３次元の立体曲面輪郭加工）や、工作機械構造の複雑化に伴い、数値制御のための加工プログラムも複雑化してきている。そのため、ＮＣ工作機械の加工プログラム作成時にミスが生じやすくなり、その結果、機械誤作動により、主軸回転部位（工具や工具保持ホルダ部位など）を加工物やベッド・テーブルなどの周辺部材に接触干渉・衝突させるトラブル（以下、「主軸の衝突」と称する。）が起こりやすくなる。この主軸の衝突により、工作機械主軸に組み込まれている転がり軸受の玉と軌道面との接触部で圧痕が形成され、その状態で主軸を使用すると、様々な不具合が発生する。例えば、転がり軸受の玉が圧痕を踏むことで発生する振動によって加工精度が悪くなったり、異音が発生したりする。さらには、圧痕を起点とした軌道面の剥離が発生し、転がり軸受の焼付きに発展する可能性もある。また、工作機械の製作時にも作業者のミスや不慮の事故による主軸の衝突が起こる可能性がある。
　工作機械などに使用される複列転がり軸受は、各列の玉径を変え、玉径を大きくすることで、軸受剛性を高め、軸受動負荷容量を大きくして、長寿命化できることが知られている（例えば、特許文献１参照。）。
日本国特開２００４－２８６１１６号公報
　ところで、工作機械用主軸装置では、主軸剛性を高めるため、３列以上のアンギュラ玉軸受を軸方向に配列してなる組合せ玉軸受が使用される場合がある。このような組合せ玉軸受においても、主軸の衝突により、主軸工具先端に荷重が負荷されると、軸方向最工具側列軸受で最も荷重を受けるため、転がり軸受の玉と軌道面との接触部で加工不具合や音響不具合を引き起こすレベルの圧痕が形成されやすい。
　また、アンギュラ玉軸受では、軸方向から大きな荷重が作用すると玉と軌道面との接触楕円の位置がずれ、玉が軌道輪の溝肩に乗り上げて、玉を傷つけてしまう可能性もある。
　特許文献１に記載の複列転がり軸受では、組合せ玉軸受について開示されておらず、耐衝撃性を考慮したものではない。
　本発明は、前述した課題に鑑みてなされたものであり、その目的は、大きな荷重が負荷される軸受の耐衝撃性を向上することができる、組合せ玉軸受及び工作機械用主軸装置を提供することにある。
　本発明の上記目的は、下記の構成により達成される。
（１）　３列以上のアンギュラ玉軸受を軸方向に配列してなる組合せ玉軸受において、
　軸方向外側に配置される前記アンギュラ玉軸受の少なくとも一方の玉径が、軸方向内側に配置される前記アンギュラ玉軸受の玉径よりも大きいことを特徴とする組合せ玉軸受。
（２）　前記軸方向外側に配置される前記アンギュラ玉軸受の接触角は、前記軸方向内側に配置される前記アンギュラ玉軸受の接触角よりも大きいことを特徴とする（１）に記載の組合せ玉軸受。
（３）　前記軸方向外側に配置される前記アンギュラ玉軸受の玉ピッチ円径が前記軸方向内側に配置される前記アンギュラ玉軸受の玉ピッチ円径よりも大きいことを特徴とする（１）または（２）に記載の組合せ玉軸受。
（４）　（１）～（３）のいずれかに記載の組合せ玉軸受を備えることを特徴とする工作機械用主軸装置。
　本発明の組合せ玉軸受によれば、軸方向外側に配置されるアンギュラ玉軸受（以下、「外側列軸受」とも称す。）の少なくとも一方（特に、外側列軸受のうち大きな荷重が負荷される軸受）の玉径が、軸方向内側に配置されるアンギュラ玉軸受（以下、「内側列軸受」とも称す。）の玉径よりも大きいので、玉径を大きくした外側列軸受の限界荷重（玉と軌道面との接触部に加工不具合や音響不具合を引き起こすレベルの圧痕が発生する最小の荷重）が大きくなり、大きな荷重が外側列軸受に付加された場合の加工不具合や音響不具合を引き起こすレベルの圧痕の発生を抑制することができ、耐衝撃性を向上することができる。
　その結果、主軸装置に適用された場合に、主軸工具先端に荷重が負荷された際、最も荷重を負担する軸方向最工具側列軸受、すなわち、玉径を大きくした外側列軸受の圧痕発生リスクを下げることができ、軸方向最工具側列軸受の耐衝撃性を向上させることができる。
一実施形態に係る組合せ玉軸受が前側軸受として適用された主軸装置を示す断面図である。 一実施形態に係る組合せ玉軸受の断面図である。 第１の変形例に係る組合せ玉軸受の断面図である。 第２の変形例に係る組合せ玉軸受の断面図である。 第３の変形例に係る組合せ玉軸受の断面図である。 第４の変形例に係る組合せ玉軸受の断面図である。 ４列背面組合せアンギュラ玉軸受が搭載された一般的な工作機械主軸の略図である。
　以下、本発明の一実施形態に係る組合せ玉軸受について図面に基づいて詳細に説明する。
　図１は、本実施形態の組合せ玉軸受が適用された主軸装置２０を示す。主軸装置２０は、モータビルトイン方式であり、その軸方向中心部には、中空状の回転軸２２が設けられる。回転軸２２の軸芯には、ドローバ２３が摺動自在に挿嵌されている。ドローバ２３には、工具Ｔが取り付けられた工具ホルダ２４が設けられている。ドローバ２３が皿ばね２７の力によって反工具側方向（図の右方向）に付勢されることで、工具ホルダ２４は、回転軸２２のテーパ面２８と嵌合する。この結果、回転軸２２には、工具Ｔがドローバ２３及び工具ホルダ２４と共に一体に取り付けられる。
　また、回転軸２２は、その工具側を支承する前側軸受（組合せ玉軸受）４０，５０，６０，７０と、反工具側を支承する図示しない後側軸受と、によって、ハウジングＨに回転自在に支持されている。
　前側軸受４０，５０，６０，７０と後側軸受との間における回転軸２２の外周面には、ロータ３０が外嵌されている。また、ロータ３０の周囲に配置されるステータ３２は、ハウジングＨの外筒２９に固定される。より具体的には、ステータ３２に焼き嵌めされた冷却ジャケット３３を、ハウジングＨを構成する外筒２９に内嵌することで、ステータ３２は外筒２９に固定される。従って、ロータ３０とステータ３２はモータを構成し、ステータ３２に電力を供給することでロータ３０に回転力を発生させ、回転軸２２を回転させる。
　図２にも併せて示すように、前側軸受４０，５０，６０，７０は、外輪４１，５１，６１，７１と、内輪４２，５２，６２，７２と、接触角α１，α２，α３，α４を持って配置される複数の玉（転動体）４３，５３，６３，７３と、複数の玉４３，５３，６３，７３を円周方向で略等間隔に保持する保持器４４，５４，６４，７４と、をそれぞれ有するアンギュラ玉軸受である。前側軸受４０，５０，６０，７０は、工具側から数えて１列目・２列目の軸方向外側の前側軸受４０，５０と、３列目・４列目の軸方向内側の前側軸受６０，７０と、が背面組み合わせとなるように配置された状態で、定位置予圧が付与されている。また、本実施形態では、各前側軸受４０，５０，６０，７０の外径、内径、軸方向幅が、それぞれ等しく設計されている。
　外輪４１，５１，６１，７１は、外筒２９に固定された前側軸受ハウジング３１に内嵌されており、且つ前側軸受ハウジング３１にボルト締結された前側軸受外輪押え３８によって、複数の外輪間座３５を介して前側軸受ハウジング３１に対し軸方向に固定されている。また、内輪４２，５２，６２，７２は、回転軸２２に外嵌されており、且つ回転軸２２に締結されたナット３９によって、複数の内輪間座３６を介して回転軸２２に対し軸方向に固定されている。
　なお、図２は、外輪間座３５及び内輪間座３６を省略して示しているが、本発明の組合せ玉軸受は、間座を有する構成及び間座を有しない構成のいずれの場合も含むものとする。
　また、前側軸受ハウジング３１の外周面と、前側軸受ハウジング３１に外嵌されるカバー３４と、の間には、冷却油が循環する循環経路１１が形成されている。循環経路１１に温度コントロールされた冷却油を循環させることで、各前側軸受４０，５０，６０，７０を冷却する。モータの発熱を伴うモータビルトイン方式の主軸装置２０では、主軸の精度向上を図るために熱変位を抑えることが重要であり、上記循環経路１１によって、高速回転時の軸受４０，５０，６０，７０の発熱やステータ３２の発熱による主軸の温度上昇を抑えることができる。
　ここで、本実施形態では、図２に示すように、前側軸受４０，５０，６０，７０のうち、工具側から１列目、４列目の外側列軸受４０，７０の玉４３，７３の玉径ｄ１，ｄ４が、工具側から２列目、３列目の内側列軸受５０，６０の玉５３，６３の玉径ｄ２，ｄ３よりも大きく設計されている。
　また、外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径ＰＣＤ１，ＰＣＤ４は、内側列軸受５０，６０の玉ピッチ円径ＰＣＤ２，ＰＣＤ３よりも大きく設計されている。
　さらに、外側列軸受４０，７０の接触角α１，α４は、内側列軸受５０，６０の接触角α２，α３よりも大きく設計されている。
　このように、外側列軸受４０，７０の玉径ｄ１，ｄ４を大きくすることで、これらの軸受４０，７０の限界荷重（玉と軌道面との接触部に加工不具合や音響不具合を引き起こすレベルの圧痕が発生する最低の荷重）が大きくなる。その結果、主軸工具先端に荷重が負荷された際、最も荷重を負担する軸方向最工具側列軸受、すなわち１列目の外側列軸受４０の圧痕発生リスクが下がる。
　また、一般に、工作機械用主軸装置２０を高速回転で使用する場合、玉４３，５３，６３，７３と内外輪４２，５２，６２，７２，４１，５１，６１，７１との間の転がり接触部の温度が上昇する。この温度上昇が大きい場合、油膜切れによる焼付きが発生する可能性がある。そのため、軸受の転がり摩擦による発熱を抑えることは非常に重要である。しかしながら、１列目、４列目の外側列軸受４０，７０は、２列目、３列目の内側列軸受５０，６０に比べ、軸受自身の転がり摩擦による発熱分を外部に逃がすことが容易であり、軸受の転がり摩擦による発熱で焼付く可能性は低い。したがって、外側列軸受４０，７０の玉径ｄ１，ｄ４を大きくして、外側列軸受４０，７０の転がり摩擦による発熱がある程度増大したとしても、問題なく使用することができる。
　一方、２列目、３列目の内側列軸受５０，６０は、１列目、４列目の外側列軸受４０，７０の発熱と昇温に阻まれているため、熱伝達性が悪くなり、軸受自身の転がり摩擦による発熱分を外部に逃がすことが困難である。特に、本実施形態のようなモータビルトイン方式の主軸装置２０の場合、ロータ３０の発熱が回転軸２２の内部を伝わり前側軸受４０，５０，６０，７０にも伝達されるので、より厳しい条件となる。
　さらに、前側軸受ハウジング３１に形成された冷却油の循環経路１１の冷却によって、前側軸受の外輪４１，５１，６１，７１は温度が抑えられるが、冷却部と直接接していない内輪４２，５２，６２，７２の温度上昇は抑えることができない。その結果、軸受の内外輪温度差（内輪温度＞外輪温度）が発生する。
　また、この外筒冷却油の循環経路１１の中央部に位置する２列目、３列目の内側列軸受５０，６０は、最も冷却効果が得られるので、１列目、４列目の外側列軸受４０，７０に比べて、さらに内外輪温度差が大きくなる傾向になる。内外輪温度差が発生すると、軸受の内部すきまが小さくなり、内部予圧が増大して転がり接触部のＰＶ値が上昇し、焼付きに進行する。そのため、高速主軸での軸受の焼付き不具合は、２列目、３列目の内側列軸受５０，６０で発生するのがほとんどである。
　以上のことから、２列目、３列目の内側列軸受５０，６０の玉径ｄ２，ｄ３を大きくすることは焼付きリスクをさらに高めることにつながるため得策でない。
　したがって、外側列軸受４０，７０の玉径ｄ１，ｄ４のみを大きくし、内側列軸受５０，６０の玉径ｄ２，ｄ３を外側列軸受４０，７０の玉径ｄ１，ｄ４よりも小さくすることで、焼付きリスクは従来のまま、耐衝撃性を向上させることができる。
　また、接触角を持ったアンギュラ玉軸受が背面組合せで配置される前側軸受４０，５０，６０，７０において、外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径ＰＣＤ１，ＰＣＤ４を内側列軸受５０，６０の玉ピッチ円径ＰＣＤ２，ＰＣＤ３より大きくすることで、モーメント長を長くでき、組合せ軸受および主軸装置２０のモーメント剛性を高めることができる。
　玉ピッチ円径を大きくすることの弊害として、軸受回転時のｄｍｎ値が大きくなり、軸受の転がり摩擦による発熱が大きくなることが挙げられる。しかしながら、外側列軸受４０，７０においては、上述したように、軸受の発熱がある程度増大したとしても、問題なく使用することができる。一方、内側列軸受５０，６０においては、上述の理由で発熱量が大きくなることは避けなければならない。したがって、内側列軸受５０，６０の玉ピッチ円径ＰＣＤ２，ＰＣＤ３を外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径ＰＣＤ１，ＰＣＤ４よりも小さくし、内側列軸受５０，６０の発熱量を下げなければならない。
　さらに、外側列軸受４０，７０の接触角α１，α４を、内側列軸受５０，６０の接触角α２，α３より大きくすることで、組合せ玉軸受および主軸装置２０のモーメント長を長くすることによるモーメント剛性向上に加え、アキシアル剛性向上を実現できる。
　ここで、主軸系のラジアル剛性は、軸受の剛性以外に回転軸２２の曲げ剛性が影響するが、アキシアル剛性に関しては、軸受の剛性でほぼ決定される。一般に軸受の接触角を大きくすると、スピン滑りやジャイロ滑りなど接触角を持つアンギュラ玉軸受において生じるすべりが大きくなり、軸受の発熱量が増大する。上述したように、外側列軸受４０，７０は、接触角増加による発熱量増大をある程度許容することができるが、内側列軸受５０，６０は、発熱量の増加を許容できない。したがって、内側列軸受５０，６０の接触角α２，α３を外側列軸受４０，７０の接触角α１，α４よりも小さくし、発熱量を下げなければならない。
　なお、本実施形態では、外側列軸受４０，７０を内側列軸受５０，６０に比べて、玉径を大きく、玉ピッチ円径を大きく、接触角を大大きくしているため、軸受のｄｍｎ値が高くなると、主軸の発熱が従来仕様に対して増加する傾向になるが、通常回転使用レベルであれば、焼付きの問題は生じない。ただし、ｄｍｎ値が５０万以上、望ましくは、８０万以上の使用回転数領域を想定した場合、外側列軸受４０，７０のみ、鉄より比重の小さいセラミック玉（Ｓｉ３Ｎ４など）を採用することで、玉の遠心力による内部荷重増加が抑制され、発熱を抑制することができる。
　また、工作機械用主軸装置２０の加工効率を高めるための一つの方策として、工具の一刃あたりの送り量を増やしたり、加工の切り込み量を多くしたりする、いわゆる重切削が挙げられる。本実施形態では、上述のモーメント剛性とアキシアル剛性の向上効果によって、これまでよりも重切削が可能となる。
　なお、外側列軸受４０，７０の玉４３，７３の遠心力大による内部荷重の増加、及び、内側列軸受５０，６０の負荷容量の減少を鑑みると両者の最適なバランス確保の点から、玉径比及び玉ピッチ円径比は、以下の条件を満たすことが望ましい。なお、玉径比とは、外側列軸受４０，７０の玉径ｄ１，ｄ４を内側列軸受５０，６０の玉径ｄ２，ｄ３で除したものである。また、玉ピッチ円径比とは、外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径ＰＣＤ１，ＰＣＤ４を内側列軸受５０，６０の玉ピッチ円径ＰＣＤ２，ＰＣＤ３で除したものである。
　玉径比　　　　：　１．０＜外側列軸受玉径／内側列軸受玉径＜４．６
　玉ピッチ円径比：　１．０≦外側列軸受玉ピッチ円径／内側列軸受玉ピッチ円径＜１．５
　以上説明したように、本実施形態の組合せ玉軸受によれば、前側軸受４０，５０，６０，７０のうち、工具側から１列目、４列目の外側列軸受４０，７０の玉４３，７３の玉径ｄ１，ｄ４が、工具側から２列目、３列目の内側列軸受５０，６０の玉５３，６３の玉径ｄ２，ｄ３よりも大きく設計されているので、外側列軸受４０，７０の圧痕発生リスクを下げることができ、軸方向最工具側列軸受（１列目の外側列軸受４０）の耐衝撃性を向上させることができる。
　また、外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径ＰＣＤ１，ＰＣＤ４は、内側列軸受５０，６０の玉ピッチ円径ＰＣＤ２，ＰＣＤ３よりも大きく設計されているので、モーメント長を長くして、組合せ玉軸受のモーメント剛性を高めることができる。
　さらに、外側列軸受４０，７０の接触角α１，α４は、内側列軸受５０，６０の接触角α２，α３よりも大きく設計されているので、組合せ玉軸受のモーメント剛性及びアキシアル剛性を高めることができる。
　なお、本発明は上述した実施形態に限定されるものでなく、適宜、変形、改良等が可能である。
　上記実施形態では、外側列軸受４０，７０は内側列軸受５０，６０に比べて、玉径を大きく、玉ピッチ円径を大きく、接触角を大きくしているが、本発明は、少なくとも外側列軸受４０，７０の玉径ｄ１，ｄ４が内側列軸受５０，６０の玉径ｄ２，ｄ３よりも大きければよい。
　即ち、図３に示す第１の変形例の組合せ玉軸受では、外側列軸受４０，７０の玉径ｄ１，ｄ４が内側列軸受５０，６０の玉径ｄ２，ｄ３よりも大きく設定される一方、前側軸受４０，５０，６０，７０の玉ピッチ円径ＰＣＤ１，ＰＣＤ２，ＰＣＤ３，ＰＣＤ４は、同一（ＰＣＤ１＝ＰＣＤ２＝ＰＣＤ３＝ＰＣＤ４）とし、且つ、各接触角α１，α２，α３，α４も、同一（α１＝α２＝α３＝α４）としている。
　また、図４に示す第２の変形例の組合せ玉軸受では、外側列軸受４０，７０の玉径ｄ１，ｄ４が内側列軸受５０，６０の玉径ｄ２，ｄ３よりも大きく設定され、外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径ＰＣＤ１，ＰＣＤ４は、内側列軸受５０，６０の玉ピッチ円径ＰＣＤ２，ＰＣＤ３よりも大きく設定される一方、前側軸受４０，５０，６０，７０の各接触角α１，α２，α３，α４は、同一（α１＝α２＝α３＝α４）としている。
　また、図２～図４の組合せ玉軸受では、４列の多列アンギュラ玉軸受について説明したが、本発明の組合せ玉軸受は、少なくとも３列以上であればよく、図５に示す第３の変形例のように、６列の多列アンギュラ玉軸受であってもよいし、図６に示す第４の変形例のように、３列の多列アンギュラ玉軸受であってもよい。
　具体的に、図５に示す６列の多列アンギュラ玉軸受では、外側列軸受４０，７０と内側列軸受５０，６０との間に、外輪８１，９１、内輪８２，９２、玉８３，９３、保持器８４，９４をそれぞれ有する中間列のアンギュラ玉軸受８０，９０がそれぞれ配置される。この場合、各軸受の玉径は、外側列軸受４０，７０の玉径＞中間列軸受８０，９０の玉径＞内側列軸受５０，６０の玉径となる（ｄ１，ｄ４＞ｄ５，ｄ６＞ｄ２，ｄ３）。また、各軸受の玉ピッチ円径は、外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径＞中間列軸受８０，９０の玉ピッチ円径＞内側列軸受５０，６０の玉ピッチ円径となる（ＰＣＤ１，ＰＣＤ４＞ＰＣＤ５，ＰＣＤ６＞ＰＣＤ２，ＰＣＤ３）。さらに、各軸受の接触角は、外側列軸受４０，７０の接触角＞中間列軸受８０，９０の接触角＞内側列軸受５０，６０の接触角となる（α１，α４＞α５，α６＞α２，α３）。
　また、図６に示すように、外側列軸受４０，７０の間に１列の内側列軸受５０のみとした３列の多列アンギュラ玉軸受の場合、各軸受の玉径は、外側列軸受４０，７０の玉径＞内側列軸受５０の玉径となるようにすればよい（ｄ１，ｄ４＞ｄ２）。また、各軸受の玉ピッチ円径は、外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径＞内側列軸受５０の玉ピッチ円径となるようにすればよい（ＰＣＤ１，ＰＣＤ４＞ＰＣＤ２）。さらに、各軸受の接触角は、外側列軸受４０，７０の接触角＞内側列軸受５０の接触角となるようにすればよい（α１，α４＞α２）。
　但し、偶数列の組合せ軸受の場合、軸方向外側から数えて同じ位置の軸受は、接触角を等しくすることが望ましい。例えば、図２に示す４列の組合せ軸受の場合、工具側から１列目と４列目の外側列軸受４０，７０の接触角α１、α４、及び２列目と３列目の内側列軸受５０，６０の接触角α２、α３を等しくすると、定位置予圧を付加した場合、個々の軸受の予圧による付加荷重Ｆａ１，Ｆａ２，Ｆａ３，Ｆａ４は、Ｆａ１＝Ｆａ４、Ｆａ２＝Ｆａ３、且つ、Ｆａ１＋Ｆａ２＝Ｆａ３＋Ｆａ４となる。従って、１列目と４列目、及び２列目と３列目は、それぞれ同じ予圧荷重となるので、予圧バランスをとることができる。
　ここで、例えば、１列目：２０°、２列目：１６°、３列目：１６°、４列目：１８°のように接触角を違えると、３列目と４列目の軸受６０，７０の予圧による接触面圧（特に３列目）が、１列目と２列目の軸受４０，５０に比べ大きくなってしまうので、焼付きに対してはやや不利となる。しかし、逆に２列目の軸受５０の内外輪温度差が３列目の軸受６０より大きい場合など、２列目の軸受５０の焼付きを３列目の軸受６０より、あえて生じ難くする必要があれば、上記のように１列目と４列目の軸受４０，７０の接触角を変えてもよい。
　また、奇数列の組合せ軸受の場合、背面組合せした際に軸方向中間部に位置する軸受の接触角に対して接触角が半径方向に対して反対方向に向く軸受は、軸方向外側から数えて同じ位置の軸受と比べて、接触角を大きくすることが好ましい。
　例えば、図６に示す３列組合せ軸受の場合、工具側から１列目、２列目の軸受４０，５０の接触角α１、α２と、３列目の軸受７０の接触角α４とは、半径方向に対して反対方向に向くことになり、各列の軸受の予圧による付加荷重Ｆａ１，Ｆａ２，Ｆａ３は、Ｆａ１＋Ｆａ２＝Ｆａ３、且つ、Ｆａ３＞Ｆａ１＞Ｆａ２となり、３列目の軸受７０は、１列目と２列目の軸受４０，５０の予圧荷重を付加するので、予圧による接触面圧が高くなる。このため、３列目の軸受７０の接触角α４を、１列目の軸受４０の接触角α１より大きくすることで（α１＜α４、かつ、α１＞α２）、３列目の軸受７０の予圧荷重による接触面圧の上昇を抑えることができる。
　また、玉径に関して、本実施形態では、外側列軸受４０，７０の両方の玉径ｄ１，ｄ４を内側列軸受５０，６０の玉径ｄ２，ｄ３よりも大きくしているが、主軸工具先端での主軸の衝突を考慮すれば、軸方向最工具側となる外側列軸受４０のみの玉径ｄ１を内側列軸受５０，６０の玉径ｄ２，ｄ３より大きくしてもよい。
　ただし、軸方向最反工具側となる外側列軸受７０は、工具交換において工具のチャックを解除する際、ドローバ２３による後方からの荷重を最も負荷するので、本実施形態のように、外側列軸受４０，７０の両方の玉径ｄ１，ｄ４を内側列軸受５０，６０の玉径ｄ２、ｄ３よりも大きくすることが好ましい。
　また、潤滑条件も、グリース潤滑に限定されるものでなく、オイルエア潤滑、オイルミスト潤滑、アンダーレース潤滑、ジェット潤滑などいずれの潤滑法を適用してもよい。
　また、軸受の組合せ方法としては、背面組合せのほかに、正面組合せ（接触角がＶ字方向の組合せ）としてもよい。
　さらに、本発明の組合せ玉軸受は、工作機械用主軸装置に限らず、衝突荷重などの、大きな荷重が軸受に負荷される他の装置に適用されてもよい。
　なお、本実施形態では、１列目及び４列目を同じ仕様とし、２列目及び３列目を同じ仕様としているが、必要に応じて異ならせても良い。
　外側列軸受４０，７０と内側列軸受５０，６０の玉径、玉ピッチ円径、接触角が同じ従来品と、外側列軸受４０，７０と内側列軸受５０，６０の玉径、玉ピッチ円径、接触角を変えた考案品Ａ～Ｅと、を用いて、以下の４つの試験を行った。図７は、４列背面組合せアンギュラ玉軸受が搭載された一般的な工作機械用主軸装置２０の略図を示す。図７は、外側列軸受４０，７０と内側列軸受５０，６０の玉径、玉ピッチ円径、接触角が同じ従来品を示している。
　また、軸受配列は軸方向工具側（図中左側）から１列目、２列目、３列目、４列目としており、考案品Ａ～Ｅは、１列目及び４列目が同じ仕様の軸受であり、２列目及び３列目が同じ仕様の軸受であり、４列組合せにおいて左右対称の構造としている。従来品と考案品Ａ～Ｅで、各軸受共通の軸受寸法を以下に示す。
・軸受寸法
　　　　・内径　φ７０ｍｍ
　　　　・外径　φ１２５ｍｍ
　　　　・幅　　２４ｍｍ
＜限界ラジアル荷重＞
　まず、図７に矢印で示すように、軸先端にラジアル荷重が負荷されたと想定して、以下のような計算条件で、限界ラジアル荷重の比較を行った。表１は、限界ラジアル荷重の比較結果を示す。なお、限界ラジアル荷重とは、軸先端にラジアル荷重が負荷されたときに、最も大きな荷重をうける一列目（最工具側の列）の軸受の玉と軌道面との接触部に、加工精度不具合や音響不具合を引き起こすレベルの圧痕が発生する最小のラジアル荷重をいう。
・計算条件
　　　　・予圧荷重　９５０Ｎ
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　表１の結果から、従来品の限界ラジアル荷重を１００とした場合、軸方向最工具側列軸受である１列目軸受４０の玉径を大とした考案品Ａ～Ｅは、限界ラジアル荷重が向上することがわかる。この結果より、主軸にラジアル荷重が負荷された場合、最も大きな荷重を負担する１列目軸受４０の玉径を大きくすることで、従来品に比べ１列目軸受の限界荷重が増加するので、結果として、ラジアル方向の耐衝撃性が向上することがわかる。
＜アキシアル荷重分担率＞
　次に、上記従来品及び考案品Ｃ～Ｅを用いて、以下のような計算条件で、アキシアル荷重分担率について比較を行った。
・計算条件
　　　　・予圧荷重　　９５０Ｎ
　　　　・外部アキシアル荷重　　３０００Ｎ
　表２は、アキシアル荷重分担率の比較結果を示す。これは主軸系にアキシアル荷重が負荷されたとき、負荷側である１列目、２列目軸受４０，５０において、アキシアル荷重の分担率がどのように変化するかの計算結果である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
　表２の結果より、２列目の内側列軸受５０に比べて接触角が大きい１列目の外側列軸受４０のほうが、荷重分担率が増える作用があることがわかる。また、考案品Ｃ～Ｅでは、接触角が大きく、より大きい荷重を負荷している１列目の外側列軸受４０は、２列目の内側列軸受５０よりも玉径が大きく、限界の負荷荷重も大きい。したがって、従来品よりも２列目の軸受５０の荷重が軽減されるので、より大きなアキシアル荷重を負荷することができるため、アキシアル方向の耐衝撃性が向上することがわかる。
　さらに、例えば高速回転中にアキシアル方向の外部荷重を負荷した場合、内側列軸受である２列目の軸受５０の負荷荷重を小さくでき、内側列軸受５０が焼付きなどの損傷を受けづらくなることがわかる。
　このとき、外側列軸受４０，７０の接触角を大きくしすぎると、または、内側列軸受４０，６０との接触角差を大きくしすぎると、外側列軸受４０，７０の発熱量大および負荷荷重大となり、外側列軸受４０，７０の焼付きリスクが高くなってしまう。したがって、それぞれの列の接触角は好ましくは、最小（内側列軸受）で１０°以上、最大（外側列軸受）で３０°以下が、より好ましくは、最小（内側列軸受）１５°以上、最大（外側列軸受）で２５°以下が良い。主軸の軸受配列や組合せ列数・ビルトインモータの容量・外筒冷却の効率など、主軸の高速特性（焼付きの発生頻度やリスク）に合わせて、適正な接触角を選べばよい。
＜モーメント剛性＞
　次に、上記従来品及び考案品Ｃ～Ｅを用いて、以下のような計算条件で、モーメント剛性の比較を行った。表３は、モーメント剛性を比較した結果を示す。
・計算条件
　　　　・予圧荷重　９５０Ｎ
　　　　・傾き角度　３０秒（組合せ軸受としての傾き角）
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000003
　表３の結果から、外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径を大きくすることで、組合せ軸受のモーメント剛性の向上を図れることがわかる。考案品Ｄ、Ｅの場合、従来品に比べて約５％のモーメント剛性の向上が期待できる。主軸のラジアル方向の曲げ剛性は、軸受剛性以外にも軸自身の曲げ剛性との組合せで決定される。軸受のモーメント剛性の向上により、軸自身の曲がりも少なくなるので実際の主軸の曲げ剛性としては、本計算結果以上にその効果が期待できる。
＜アキシアル剛性＞
　次に、上記従来品及び考案品Ｃ～Ｅを用いて、以下のような計算条件で、アキシアル剛性の比較を行った。表４は、アキシアル剛性の比較結果を示す。
・計算条件
　　　　・予圧荷重　　９５０Ｎ
　　　　・アキシアル変位　　５．０μｍ
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000004
　表４の結果から、外側列軸受４０，７０の接触角を大きくすることで、組合せ軸受のアキシアル剛性の向上が図れることがわかる。考案品Ｄ、Ｅでは従来品と比較して１０％以上のアキシアル剛性の向上が期待できる。主軸のアキシアル方向の剛性は、主軸に搭載されている組合せ軸受のアキシアル剛性でほぼ決まるため、表４の結果より、主軸系のアキシアル剛性も向上することがわかる。
　本出願は、２０１４年１０月２３日出願の日本特許出願２０１４－２１６３０６に基づくものであり、その内容はここに参照として取り込まれる。
　２０　主軸装置
　２２　回転軸
　３０　ロータ
　３２　ステータ
　４０，５０，６０，７０，８０，９０　前側軸受（アンギュラ玉軸受）
　α１、α２、α３、α４、α５、α６　接触角
　ＰＣＤ１，ＰＣＤ２，ＰＣＤ３，ＰＣＤ４、ＰＣＤ５，ＰＣＤ６　玉ピッチ円径
　ｄ１、ｄ２、ｄ３、ｄ４、ｄ５、ｄ６　玉径
　Ｈ　ハウジング

Claims (4)

  1. 　３列以上のアンギュラ玉軸受を軸方向に配列してなる組合せ玉軸受において、
    　軸方向外側に配置される前記アンギュラ玉軸受の少なくとも一方の玉径が、軸方向内側に配置される前記アンギュラ玉軸受の玉径よりも大きいことを特徴とする組合せ玉軸受。
  2. 　前記軸方向外側に配置される前記アンギュラ玉軸受の接触角は、前記軸方向内側に配置される前記アンギュラ玉軸受の接触角よりも大きいことを特徴とする請求項１に記載の組合せ玉軸受。
  3. 　前記軸方向外側に配置される前記アンギュラ玉軸受の玉ピッチ円径が前記軸方向内側に配置される前記アンギュラ玉軸受の玉ピッチ円径よりも大きいことを特徴とする請求項１または２に記載の組合せ玉軸受。
  4. 　請求項１～３のいずれか１項に記載の組合せ玉軸受を備えることを特徴とする工作機械用主軸装置。
PCT/JP2015/077621 2014-10-23 2015-09-29 組合せ玉軸受及び工作機械用主軸装置 WO2016063691A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
KR1020177010736A KR102026075B1 (ko) 2014-10-23 2015-09-29 조합 볼 베어링 및 공작 기계용 주축 장치
EP15853378.6A EP3211258B1 (en) 2014-10-23 2015-09-29 Combination ball bearing and main shaft device for machine tool
CN201580057581.5A CN107076203B (zh) 2014-10-23 2015-09-29 组合滚珠轴承和机床用主轴装置

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2014216306 2014-10-23
JP2014-216306 2014-10-23

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2016063691A1 true WO2016063691A1 (ja) 2016-04-28

Family

ID=55760736

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2015/077621 WO2016063691A1 (ja) 2014-10-23 2015-09-29 組合せ玉軸受及び工作機械用主軸装置

Country Status (6)

Country Link
EP (1) EP3211258B1 (ja)
JP (1) JP2016084936A (ja)
KR (1) KR102026075B1 (ja)
CN (1) CN107076203B (ja)
TW (1) TWI591270B (ja)
WO (1) WO2016063691A1 (ja)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US10302128B2 (en) * 2015-08-05 2019-05-28 Nsk Ltd. Combined ball bearing, main spindle device, and machine tool
CN114434323A (zh) * 2021-12-31 2022-05-06 南京理工大学 一种高刚度数控砂轮修整电主轴

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
TWI599435B (zh) * 2016-11-04 2017-09-21 Qiu Pu-Xuan Machining spindle bearing preload device
JP7367298B2 (ja) * 2018-09-13 2023-10-24 日本精工株式会社 主軸装置
CN113983071B (zh) * 2021-09-30 2023-06-23 洛阳轴承研究所有限公司 利用预紧力选配面对面及背对背组配轴承隔圈的方法

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2006307912A (ja) * 2005-04-27 2006-11-09 Ntn Corp 転がり軸受
JP2006322496A (ja) * 2005-05-18 2006-11-30 Ntn Corp 多列アンギュラ玉軸受
JP2014059060A (ja) * 2013-10-17 2014-04-03 Nsk Ltd 多列組合せアンギュラ玉軸受

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2004286116A (ja) 2003-03-20 2004-10-14 Ntn Corp 複列転がり軸受
TW200712349A (en) * 2005-04-27 2007-04-01 Ntn Toyo Bearing Co Ltd Bearing assembly
DE102007034813A1 (de) * 2007-07-25 2009-01-29 Schaeffler Kg Schrägkugellager in Tandemanordnung sowie Lageranordnung mit dem Schrägkugellager
WO2012114790A1 (ja) * 2011-02-25 2012-08-30 日本精工株式会社 多列組合せ玉軸受

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2006307912A (ja) * 2005-04-27 2006-11-09 Ntn Corp 転がり軸受
JP2006322496A (ja) * 2005-05-18 2006-11-30 Ntn Corp 多列アンギュラ玉軸受
JP2014059060A (ja) * 2013-10-17 2014-04-03 Nsk Ltd 多列組合せアンギュラ玉軸受

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US10302128B2 (en) * 2015-08-05 2019-05-28 Nsk Ltd. Combined ball bearing, main spindle device, and machine tool
CN114434323A (zh) * 2021-12-31 2022-05-06 南京理工大学 一种高刚度数控砂轮修整电主轴
CN114434323B (zh) * 2021-12-31 2023-08-18 南京理工大学 一种高刚度数控砂轮修整电主轴

Also Published As

Publication number Publication date
KR102026075B1 (ko) 2019-09-27
TW201615998A (zh) 2016-05-01
TWI591270B (zh) 2017-07-11
CN107076203A (zh) 2017-08-18
EP3211258B1 (en) 2019-11-20
EP3211258A1 (en) 2017-08-30
CN107076203B (zh) 2019-12-31
JP2016084936A (ja) 2016-05-19
EP3211258A4 (en) 2017-11-01
KR20170056697A (ko) 2017-05-23

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2016063691A1 (ja) 組合せ玉軸受及び工作機械用主軸装置
US20070003178A1 (en) Cylindrical roller bearing and retainer for cylindrical roller bearing
CN107249816B (zh) 主轴装置
JP6728585B2 (ja) アンギュラ玉軸受
JP6527721B2 (ja) 主軸装置
US20160221138A1 (en) Feed apparatus and machine tool
TWI691656B (zh) 滾珠軸承及工具機用主軸裝置
WO2018034240A1 (ja) 玉軸受、主軸装置及び工作機械
JP2014059060A (ja) 多列組合せアンギュラ玉軸受
WO2016002681A1 (ja) 冠型保持器及びアンギュラ玉軸受
US10302128B2 (en) Combined ball bearing, main spindle device, and machine tool
JP2008232295A (ja) 円すいころ軸受
WO2018034246A1 (ja) 玉軸受、及び工作機械用主軸装置
JP2000145794A (ja) 超高速・高剛性転がり軸受
JP2008032070A (ja) 玉軸受
TWI760065B (zh) 角接觸滾珠軸承及工具機用主軸裝置
JP2007120767A (ja) 工作機械
JP2011052714A (ja) 多列組合せアンギュラ玉軸受
JP4322641B2 (ja) 円筒ころ軸受
JP2005240881A (ja) 工作機械用アンギュラ玉軸受
JP7367298B2 (ja) 主軸装置
WO2022196421A1 (ja) アンギュラ玉軸受
JP2015183697A (ja) 軸受冷却装置
JP2003278746A (ja) 円筒ころ軸受
JP2020193698A (ja) 主軸装置、及びモータ装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 15853378

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 20177010736

Country of ref document: KR

Kind code of ref document: A

REEP Request for entry into the european phase

Ref document number: 2015853378

Country of ref document: EP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: JP