WO2019151306A1 - 玉軸受 - Google Patents

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WO2019151306A1
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WO
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outer ring
raceway groove
groove
side raceway
race
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English (en)
French (fr)
Inventor
健太 剱持
小岩　有
Original Assignee
日本精工株式会社
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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
    • 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
    • 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
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/30—Parts of ball or roller bearings
    • F16C33/58—Raceways; Race rings

Definitions

  • the present invention relates to a ball bearing applied to a part that rotates at high speed, such as a general industrial machine, a machine tool, and other transportation equipment such as railways, aviation, and automobiles, and in particular, a machine tool spindle and a ball screw shaft end support part. Relates to ball bearings used in
  • preloading is generally performed for the purpose of increasing the rotation speed of the bearing, increasing the rigidity of the bearing, and preventing the vibration or abnormal noise of the shaft.
  • a preload method generates preload using a spring or the like. This complicates the structure.
  • the resonance frequency naturally frequency
  • the fixed-position preloading method is actively considered because it has a simple structure because there is no preloading mechanism such as a spring.
  • the preload surface pressure
  • the preload increases depending on the rotational speed mainly due to the centrifugal force applied to the rolling elements. Therefore, in order to perform high-speed rotation using the fixed position preload method, it is necessary to reduce the preload (surface pressure) at the time of assembly so that the preload does not become excessive during high-speed rotation.
  • the fixed position preload system has the disadvantage that the preload is small during low-speed rotation and the rigidity, particularly the axial rigidity, cannot be sufficiently secured.
  • the contact angle is set to be small in order to reduce the torque, and further, the axial rigidity cannot be ensured.
  • DmN bearing PCD ⁇ bearing rotation speed
  • the radius of curvature of the arc-shaped rolling surface of the inner ring is reduced from the center of the rolling surface width in order to achieve high rigidity at low speed and low torque heat generation at high speed. It is known that the radius of curvature of the outer ring arc-shaped rolling contact surface is continuously decreased from the center of the rolling surface width toward the both side edges as it approaches the both side edges. (See Patent Document 1).
  • the ball contacts with a required contact angle at two points on the raceway surface of either the outer ring or the inner ring, and the ball contacts with a required contact angle at least at one point on the other raceway surface.
  • all contact points on one raceway surface exist in a position offset in one axial direction with the bearing center line as a boundary, and all contact points on the other raceway surface have one side with the bearing center line as a boundary.
  • Patent Documents 2 and 3 There is known a configuration that exists in a position offset in the axial direction opposite to the contact point of the raceway surface.
  • the curvature of the raceway groove of the outer ring is the curvature of the end of the axial direction for the purpose of reducing the torque when the vehicle goes straight and preventing the shoulder from climbing during cornering.
  • the curvature of the raceway groove of the inner ring has a large curvature on the end side in the axial direction and a small curvature on the central side in the axial direction. Is known (see Patent Document 4).
  • the present invention has been made in view of the above-described problems, and an object thereof is to propose a ball bearing capable of achieving both high speed and high rigidity.
  • a ball bearing having The outer ring raceway groove is formed by an outer ring front side raceway groove and an outer ring rear side raceway groove connected discontinuously, The outer ring front side raceway groove and the outer ring rear side raceway groove are such that each extended surface extending beyond the intersection of the outer ring front side raceway groove and the outer ring rear side raceway groove passes through the inside of the outer ring.
  • Each formed with The outer ring front side raceway groove includes a groove bottom center of the outer ring,
  • the contact angle ⁇ 1 between the outer ring front raceway groove and the ball and the contact angle ⁇ 2 between the outer race rear raceway groove and the ball are both 0 ° or more and ⁇ 1 ⁇ 2.
  • the outer ring raceway groove is formed by the outer ring front side raceway groove and the outer ring rear side raceway groove that are discontinuously connected, and the outer ring front side raceway groove and the outer ring rear side raceway groove are:
  • Each extended surface extending beyond the intersection of the outer ring front side raceway groove and the outer ring rear side raceway groove is formed so as to pass through the inside of the outer ring, and the outer ring front side raceway groove includes the groove bottom center of the outer ring.
  • the contact angle ⁇ 1 between the outer ring front raceway groove and the ball and the contact angle ⁇ 2 between the outer race rear raceway groove and the ball are both 0 ° or more and ⁇ 1 ⁇ 2.
  • (A) is sectional drawing of the combined bearing apparatus which shows the state by which the ball bearing of this embodiment was combined with the back and parallel
  • (b) is the state with which the ball bearing of this embodiment was combined with the front and parallel. It is sectional drawing of the combination bearing apparatus shown.
  • (A) is sectional drawing of the combination bearing apparatus which shows the state by which the ball bearing of this embodiment was combined with the back surface on both sides of the spacer
  • (b) is the ball bearing of this embodiment on the space between the spacers.
  • the ball bearing 1 of this embodiment includes an inner ring 2 having an inner ring raceway groove 2a on an outer peripheral surface, an outer ring 3 having an outer ring raceway groove 3a on an inner peripheral surface, an inner ring raceway groove 2a and an outer ring raceway. And a plurality of balls 4 which are arranged so as to be able to roll between the grooves 3a.
  • the ball bearing 1 may have a cage (not shown).
  • shoulder portions 2b and 2c are formed on both sides in the axial direction of the inner ring raceway surface 2a, and the front shoulder portion 2b is formed higher than the rear shoulder portion 2c. Further, on the inner peripheral surface of the outer ring 3, shoulder portions 3b and 3c are formed on both sides in the axial direction with respect to the outer ring raceway groove 3a, and a counter bore 3b1 is formed on the front shoulder portion 3b having a low height. .
  • the inner ring raceway groove 2a has a single groove curvature ratio (groove curvature radius / ball diameter) and is continuously formed.
  • the outer ring raceway groove 3a is formed by an outer ring front side raceway groove 3a1 and an outer ring rear side raceway groove 3a2 that are discontinuously connected at a groove connection point 3d.
  • outer ring front side raceway groove 3a1 and the outer ring rear side raceway groove 3a2 are each extended surfaces extending beyond the groove connection point 3d, that is, the intersection of the outer ring front side raceway groove 3a1 and the outer ring rear side raceway groove 3a2.
  • 3e1 and 3e2 are formed so as to pass through the inside of the outer ring 3, respectively.
  • the outer ring front side raceway groove 3 a 1 is formed including the center of the groove bottom of the outer ring 3.
  • the groove bottom center of the outer ring 3 is a position that is perpendicular to the bearing center line X and has a maximum outer ring groove bottom diameter.
  • the groove curvature ratio of the outer ring front side raceway groove 3a1 is set larger than that of the outer ring rear side raceway groove 3a2.
  • the groove curvature ratio of the inner and outer rings of the bearing is generally set in the range of 0.50 to 0.57 according to the use conditions. Also in this embodiment, each groove curvature ratio of the inner ring raceway groove 2a, the outer ring front side raceway groove 3a1, and the outer ring rear side raceway groove 3a2 can be freely set in accordance with the use condition of the bearing within the above range.
  • the contact angles ⁇ 1, ⁇ 2, and ⁇ 3 are determined by the direction of the force transmitted between the outer ring 3 and the ball 4.
  • the contact angles ⁇ 1, ⁇ 2, and ⁇ 3 are such that a line connecting a point where the ball 4 contacts the outer ring 3 or the inner ring 2 and the center of the ball 4 passes through the center of the ball 4 and is perpendicular to the bearing center line X. This is an angle made with the plane and counterclockwise with respect to the plane perpendicular to the bearing center line X is positive.
  • the two contact angles ⁇ 1 and ⁇ 2 formed between the outer ring front side raceway groove 3a1 and the outer ring rear side raceway groove 3a2 and the ball 4 are both 0 ° or more when the bearing is not rotating, and ⁇ 1 ⁇ 2.
  • the ball bearing 1 of this embodiment is classified as a so-called angular ball bearing. Specifically, when the bearing is not rotating, the contact angle ⁇ 1 is set to 0 ° to 40 °, the contact angle ⁇ 2 is set to 10 ° to 60 °, and the contact angle ⁇ 3 is set to 0 ° to 60 °, thereby reducing the low speed range.
  • the effect which this embodiment aims at can be exhibited over a high speed region.
  • the ball bearing 1 of the present embodiment an appropriate preload is applied, so that when the bearing is not rotating, the ball 4 is an inner ring raceway groove 2a, an outer ring front side raceway groove 3a1, and an outer ring rear side raceway groove 3a2.
  • 3 points contact That is, the ball bearing 1 takes the form of a so-called three-point contact with two balls of the outer ring and one point of the inner ring.
  • the ball 4, the outer ring front side raceway groove 3a1 and the outer ring rear side raceway groove 3a2 pass through the center of the ball 4 and are perpendicular to the bearing center line X on one axial side (rear side).
  • the ball 4 and the inner ring raceway groove 2a are in contact with each other on the other side (front side) in the axial direction.
  • the ball bearing 1 takes the form of the above-mentioned three-point contact at the time of low speed rotation, and at the time of high speed rotation, the centrifugal force acting on the ball 4 is loaded, and the ball 4 is detached from the outer ring rear side raceway groove 3a2, Like a typical angular contact ball bearing, it is set to take a form of two-point contact.
  • the groove curvature ratio is small and the surface pressure is increased, the area of the contact surface between the outer ring 3 or the inner ring 2 and the ball 4 increases, so that the rigidity of the ball bearing 1 increases.
  • the directionality of the rigidity greatly depends on the size of the contact angle to be formed, and the axial rigidity increases as the contact angle increases.
  • the outer race back side raceway groove 3a2 has a small groove curvature ratio and a large contact angle ⁇ 2, so that sufficient rigidity can be obtained in the axial direction even with a slight surface pressure. This makes it possible to solve the shortage of axial rigidity during low-speed rotation.
  • the ball bearing 1 has the property that the torque increases as the groove curvature ratio decreases, the surface pressure increases, and the contact angle increases.
  • An increase in torque leads to heat generation of the bearing. Therefore, in order to improve high-speed performance, it is generally desirable to set a large groove curvature ratio, a small surface pressure, and a small contact angle.
  • the outer ring front side raceway groove 3a1 is set with a surface pressure and a contact angle with an emphasis on high speed. Is possible.
  • both high speed and high rigidity can be achieved. That is, in the ball bearing 1 to which a fixed position preload is applied, high rigidity is ensured by adopting a three-point contact form at low speed rotation, and at the time of high speed rotation, the ball 4 is detached from the outer ring rear side raceway groove 3a2.
  • an angular contact ball bearing with little change in preload (rigidity) it is controlled to increase excessive preload (rigidity) due to an increase in the number of revolutions by setting it to take a form of two-point contact like a general angular contact ball bearing. It can be operated.
  • the outer ring raceway groove 3a is formed with the outer ring front side raceway groove 3a1 and the outer ring rear side raceway groove 3a2 that are discontinuously connected.
  • the side raceway groove 3a1 and the outer ring rear side raceway groove 3a2 are formed such that the extended surfaces 3e1 and 3e2 extending beyond the intersection 3d between the outer ring front side raceway groove 3a1 and the outer ring rear side raceway groove 3a2 pass through the inside of the outer ring 3.
  • the outer ring front side raceway groove 3a1 includes the center of the outer ring groove bottom, the contact angle ⁇ 1 between the outer ring front side raceway groove 3a1 and the ball 4, the outer ring rear side raceway groove 3a2 and the ball 4 are formed.
  • ⁇ 1 between the outer ring front side raceway groove 3a1 and the ball 4
  • ⁇ 1 between the outer ring front side raceway groove 3a1 and the ball 4
  • the outer ring rear side raceway groove 3a2 and the ball 4 are formed.
  • the groove curvature ratio of the outer ring front side raceway groove 3a1 is set to be larger than that of the outer ring rear side raceway groove 3a2. The speed can be further improved by changing
  • the relationship between the groove curvature ratio of the outer ring front side raceway groove 3a1 and the groove curvature ratio of the outer ring rear side raceway groove 3a2 is not limited thereto.
  • the groove curvature ratio of the outer ring front side raceway groove 3a1 may be equal to the groove curvature ratio of the outer ring rear side raceway groove 3a2.
  • the straight line connecting the center point of the outer ring front side raceway groove 3a1 and the outer ring rear side raceway groove 3a2 and the intersection of the outer ring front side raceway groove 3a1 and the outer ring rear side raceway groove 3a2 is a right angle
  • the outer ring front side raceway Coordinate management of the groove 3a1 and the outer ring back side raceway groove 3a2 is facilitated, and the outer ring groove shape can be formed with higher accuracy.
  • the groove curvature ratio of the outer ring front side raceway groove 3a1 may be set smaller than the groove curvature ratio of the outer ring rear side raceway groove 3a2. In this case, when the three-point contact is maintained at high speed, the amount of change in the total heat generation in the outer ring 3 at low speed and high speed can be suppressed.
  • the groove curvature ratios of the inner ring raceway groove 2a, the outer ring front side raceway groove 3a1, and the outer ring rear side raceway groove 3a2 are approximately 0.50 to 0.57. It is possible to freely set according to the use conditions, and the effect of this embodiment can be obtained regardless of which one is selected.
  • the present invention can be applied to applications that support axial loads in both directions.
  • the fixed-position preload type combined bearing device 10 generally, at least one set of ball bearings 1 is arranged so that their contact angles face each other.
  • the combination bearing device 10 is a combination of the rear surfaces in which the back sides of the outer rings 3 face each other, and the front sides of the outer rings 3 face each other as shown in FIG. 4 (b). Even if it is the front combination which is a form, the effect of the ball bearing 1 of this embodiment can be exhibited.
  • Fig.5 (a) you may comprise the combined bearing apparatus 10 by combining several ball bearings 1 back and parallel, and as shown to FIG.5 (b), several ball bearings may be comprised.
  • the combined bearing device 10 may be configured by combining 1 in front and in parallel.
  • a combination bearing device 10 may be configured by combining a plurality of ball bearings 1 on the back surface with spacers 11 and 12 interposed therebetween, as shown in FIG. 6 (b). As described above, the combined bearing device 10 may be configured by combining a plurality of ball bearings 1 in front of each other with the spacers 11 and 12 interposed therebetween.
  • FIG. 7 illustrates a case where a set of ball bearings 1 combined on the back surface with spacers 11 and 12 applied as a front bearing of a machine tool spindle with a fixed position preload applied. is there. That is, FIG. 7 shows a rotation in which a tool T is attached to a motor built-in type machine tool spindle using a front bearing using the ball bearing 1 of the present embodiment and a rear bearing made of a cylindrical roller bearing 20.
  • the shaft 21 is rotatably supported with respect to the housing 22.
  • this invention is not limited to embodiment mentioned above, A deformation
  • the ball bearing of the present invention can also be applied to a case where a constant pressure preload is applied.
  • the ball bearing of the present invention it is preferable to take a form of three-point contact during low-speed rotation as in the present embodiment, in order to ensure high rigidity, but is not limited to this, for example, when the bearing is not rotating And at the time of low-speed rotation, the structure which the ball
  • outer ring front side raceway groove and the outer ring rear side raceway groove are connected discontinuously through other curved surfaces that do not affect the contact, in addition to the case where they are directly connected to each other as in this embodiment.
  • the extension of the outer race front side raceway groove and the outer race rear side raceway groove indicates discontinuous connection.

Abstract

玉軸受（１）は、外周面に内輪軌道溝（２ａ）を有する内輪（２）と、内周面に外輪軌道溝（３ａ）を有する外輪（３）と、内輪軌道溝（２ａ）及び外輪軌道溝（３ａ）との間に転動自在に配置される複数の玉（４）と、を有する。外輪軌道溝（３ａ）は、不連続に接続される外輪正面側軌道溝（３ａ１）と外輪背面側軌道溝（３ａ２）とによって形成される。また、外輪正面側軌道溝（３ａ１）と外輪背面側軌道溝（３ａ２）とは、外輪正面側軌道溝（３ａ１）と外輪背面側軌道溝（３ａ２）の交点（３ｄ）を越えて延長された各延長面（３ｅ１，３ｅ２）が、外輪（３）の内部を通過するようにそれぞれ形成され、外輪正面側軌道溝（３ａ１）は、外輪（３）の溝底中心を含む。外輪正面側軌道溝（３ａ１）と玉（４）との接触角α１と、外輪背面側軌道溝（３ａ２）と玉（４）との接触角α２は、いずれも０°以上で、且つ、α１＜α２である。これにより、高速性と高剛性を両立させることができる。

Description

玉軸受
　本発明は、一般産業機械や工作機械、その他、鉄道、航空、自動車のような輸送機器等、高速回転する部位に適用される玉軸受に関し、特に、工作機械スピンドルや、ボールねじ軸端支持部に使用される玉軸受に関する。
　近年、工作機械では、複合化の要望が高まってきている。その要因として、複数種類の加工を１台の工作機械で行うことによる省スペース化、１チャック、１セットで粗加工から仕上げ加工まで行うことによる加工時間短縮、人件費削減など、トータルコスト削減への関心が高まっていることが挙げられる。
　特に、重切削と高速切削を両立できる高性能工作機械主軸の開発は、工作機械の複合化を行う上で、最優先事項の一つである。
　また、工作機械主軸の性能向上においては、工作機械主軸用転がり軸受の高速化、高剛性化は必須となる。
　工作機械主軸においては、軸受の回転速度を高めるとともに、軸受の剛性を高める目的や軸の振動あるいは異音の発生を防止する目的で、予圧をかけることが一般的に行われている。軸受に予圧を付与する方法としては、定圧予圧方式と定位置予圧方式の２種が存在する。
　定圧予圧方式は、バネなどを用いて予圧を発生させる。このため、構造が複雑になる。また、バネにより共振周波数（固有振動数）が低下する場合があり、共振周波数を避けて使用するか、バネによる予圧機構を複雑にして共振周波数を分散させるなどの処置が必要となる。
　定位置予圧方式は、バネなどの予圧機構が存在しないため、構造が簡単になるというメリットから積極的に採用が検討されている。ただし、主に転動体に負荷される遠心力の影響により回転数に応じて予圧（面圧）が大きくなってしまう。そのため、定位置予圧方式を用いて高速回転を行うためには、組込時の予圧（面圧）を小さくし、高速回転時に予圧過大とならないようにする必要がある。この結果、定位置予圧方式は、低速回転時では予圧が小さく、剛性、特にアキシャル剛性が十分に確保できないという欠点を抱えている。加えて、高速回転を想定する場合、トルク低減のため、接触角を小さく設定することになり、さらに、アキシャル剛性が確保できない事態に陥る。
　このように、定位置予圧方式では、転がり軸受に高速性と高剛性を両立させることは難しく、両者はトレードオフの関係をとる場合が多い。この結果、例えば、ＤｍＮ（軸受ＰＣＤ×軸受回転数）が２００万［ｍｍ・ｍｉｎ－１］を越えるような高速回転で使用される工作機械スピンドルにおいては、定位置予圧方式が採用されない場合がある。
　一方、定位置予圧方式で使用される玉軸受において、低速時の高剛性、高速時のトルク発熱低下を図るため、内輪の円弧溝状の転走面の曲率半径を転走面幅の中央から両側縁に近づくに従って連続的に増加させ、かつ外輪の円弧溝状の転走面の曲率半径を転走面幅の中央から両側縁に近づくに従って連続的に減少させる構成としたものが知られている（特許文献１参照）。
　また、外輪と内輪のいずれか一方の軌道面においてボールが２点で所要の接触角を持って接触するととともに、他方の軌道面においてボールが少なくとも１点で所要の接触角をもって接触するアンギュラ玉軸受において、一方の軌道面上のすべての接触点が軸受中心線を境界として一方のアキシャル方向に片寄った位置に存在し、他方の軌道面上のすべての接触点が軸受中心線を境界として、一方の軌道面の接触点とは反対のアキシャル方向に片寄った位置に存在する構成としたものが知られている（例えば、特許文献２及び３参照）。これにより、一方向のアキシャル荷重を複数の接触点で分散して受けるため、各接触点における荷重が１点で受ける場合に比べて小さくなり、軸受の変形量が小さくなるため、軸受剛性の増大化が図られている。
　また、車軸用複列アンギュラ玉軸受において、車両の直進時におけるトルクを低減でき、かつ、コーナリング時の肩乗り上げを防止する目的で、外輪の軌道溝の曲率を軸方向の端部側の曲率が小さく、かつ、軸方向の中央部側の曲率が大きい複合曲率とし、内輪の軌道溝の曲率を軸方向の端部側の曲率が大きく、かつ、軸方向の中央部側の曲率が小さい複合曲率としたものが知られている（特許文献４参照）。
日本国特開平９－１７７７９５号公報 日本国特開２００５－２０１２９４号公報 日本国特開２００７－２４１０５号公報 日本国特開２００７－１９８５０１号公報
　ところで、前述したように、転がり軸受においては高速性と高剛性を両立させることは難しい。上述の特許文献１～４においては、いずれも高速性と高剛性を両立させるためには、さらなる改善の余地があった。
　本発明は、前述した課題を鑑みてなされたものであり、その目的は、高速性と高剛性を両立させることができる玉軸受を提案することである。
　本発明の上記目的は、下記の構成により達成される。
（１）　外周面に内輪軌道溝を有する内輪と、内周面に外輪軌道溝を有する外輪と、前記内輪軌道溝及び前記外輪軌道溝との間に転動自在に配置される複数の玉と、を有する玉軸受であって、
　前記外輪軌道溝は、不連続に接続される外輪正面側軌道溝と外輪背面側軌道溝とによって形成され、
　前記外輪正面側軌道溝と前記外輪背面側軌道溝とは、前記外輪正面側軌道溝と前記外輪背面側軌道溝の交点を越えて延長された各延長面が、前記外輪の内部を通過するようにそれぞれ形成され、
　前記外輪正面側軌道溝は、前記外輪の溝底中心を含み、
　前記外輪正面側軌道溝と前記玉との接触角α１と、前記外輪背面側軌道溝と前記玉との接触角α２は、いずれも０°以上で、且つ、α１＜α２であることを特徴とする玉軸受。
（２）　予圧が負荷された状態で軸受非回転時に、前記玉は、前記内輪軌道溝、前記外輪正面側軌道溝、及び前記外輪背面側軌道溝で、３点接触することを特徴とする（１）に記載の玉軸受。
（３）　前記外輪正面側軌道溝の溝曲率比は、前記外輪背面側軌道溝の溝曲率比よりも大きいことを特徴とする（１）又は（２）に記載の玉軸受。
（４）　前記外輪正面側軌道溝の溝曲率比は、前記外輪背面側軌道溝の溝曲率比と等しいことを特徴とする（１）又は（２）に記載の玉軸受。
（５）　前記外輪正面側軌道溝の溝曲率比は、前記外輪背面側軌道溝の溝曲率比よりも小さいことを特徴とする（１）又は（２）に記載の玉軸受。
（６）　定位置予圧された組合せ軸受装置に適用されることを特徴とする（１）～（５）のいずれかに記載の玉軸受。
　なお、ここで言う、「溝曲率比」とは、溝曲率半径／玉径を表す。
　本発明の玉軸受によれば、外輪軌道溝は、不連続に接続される外輪正面側軌道溝と外輪背面側軌道溝とによって形成され、外輪正面側軌道溝と外輪背面側軌道溝とは、外輪正面側軌道溝と外輪背面側軌道溝の交点を越えて延長された各延長面が、外輪の内部を通過するようにそれぞれ形成され、外輪正面側軌道溝は、外輪の溝底中心を含み、前記外輪正面側軌道溝と前記玉との接触角α１と、前記外輪背面側軌道溝と前記玉との接触角α２は、いずれも０°以上で、且つ、α１＜α２である。これにより、予圧が負荷された状態で使用される玉軸受において、高速性と高剛性を両立させることができる。
本発明の一実施形態に係る玉軸受の断面図である。 本実施形態の玉軸受の運転時の接触角の変化を示す図である。 一般的なアンギュラ玉軸受の運転時の接触角の変化を示す図である。 （ａ）は、本実施形態の玉軸受が背面組合せされた状態を示す組合せ軸受装置の断面図であり、（ｂ）は、本実施形態の玉軸受が正面組合せされた状態を示す組合せ軸受装置の断面図である。 （ａ）は、本実施形態の玉軸受が背面、並列組合せされた状態を示す組合せ軸受装置の断面図であり、（ｂ）は、本実施形態の玉軸受が正面、並列組合せされた状態を示す組合せ軸受装置の断面図である。 （ａ）は、本実施形態の玉軸受が間座を挟んで背面組合せされた状態を示す組合せ軸受装置の断面図であり、（ｂ）は、本実施形態の玉軸受が間座を挟んで正面組合せされた状態を示す組合せ軸受装置の断面図である。 本実施形態の玉軸受が適用される工作機械スピンドルを示す断面図である。
　以下、本発明の一実施形態に係る玉軸受について図面を参照して詳細に説明する。
　図１に示すように、本実施形態の玉軸受１は、外周面に内輪軌道溝２ａを有する内輪２と、内周面に外輪軌道溝３ａを有する外輪３と、内輪軌道溝２ａ及び外輪軌道溝３ａとの間に転動自在に配置される複数の玉４と、を有する。なお、玉軸受１は、図示しない保持器を有してもよい。
　内輪２の外周面には、内輪軌道面２ａの軸方向両側に肩部２ｂ、２ｃが形成されており、正面側の肩部２ｂが背面側の肩部２ｃよりも高く形成されている。また、外輪３の内周面には、外輪軌道溝３ａに対して軸方向両側に肩部３ｂ、３ｃが形成され、高さの低い正面側の肩部３ｂにカウンターボア３ｂ１が形成されている。
　内輪軌道溝２ａは、単一の溝曲率比（溝曲率半径／玉径）を有して、連続的に形成される。一方、外輪軌道溝３ａは、溝接続点３ｄで不連続に接続される外輪正面側軌道溝３ａ１と外輪背面側軌道溝３ａ２とによって形成される。
　この場合、外輪正面側軌道溝３ａ１と外輪背面側軌道溝３ａ２とは、溝接続点３ｄ、即ち、外輪正面側軌道溝３ａ１と外輪背面側軌道溝３ａ２の交点を越えて延長された各延長面３ｅ１，３ｅ２が、外輪３の内部を通過するようにそれぞれ形成される。
　また、外輪正面側軌道溝３ａ１は、外輪３の溝底中心を含んで形成される。ここで、外輪３の溝底中心とは、軸受中心線Ｘに対して垂直であり、且つ、外輪溝底径が最大となる位置である。
　さらに、本実施形態では、外輪正面側軌道溝３ａ１の溝曲率比は、外輪背面側軌道溝３ａ２よりも大きく設定されている。
　一般的に、軸受の内外輪の溝曲率比は、概ね０．５０～０．５７の範囲で使用条件に合わせて設定される場合が多い。本実施形態においても、内輪軌道溝２ａ、外輪正面側軌道溝３ａ１、及び外輪背面側軌道溝３ａ２の各溝曲率比は、上記範囲内で軸受の使用条件に合わせて自由に設定可能である。
　また、図１の矢印で示すように、玉軸受１に予圧を負荷すると、予圧荷重により、内輪２又は外輪３と、玉４との接触面に、面圧が発生し、また、内輪２又は外輪３と、玉４との間で伝達される力の向きによって接触角α１、α２、α３の角度が決定される。
　なお、接触角α１、α２、α３とは、玉４が外輪３又は内輪２と接触する点と、玉４の中心とを結ぶ線が、玉４の中心を通り、軸受中心線Ｘに垂直な平面との間になす角度であり、軸受中心線Ｘに垂直な平面に対して反時計回りを正とする。
　外輪正面側軌道溝３ａ１及び外輪背面側軌道溝３ａ２と、玉４との間に形成される２つの接触角α１、α２は、いずれも軸受非回転時に０°以上で、且つ、α１＜α２であり、本実施形態の玉軸受１は、所謂、アンギュラ玉軸受に分類される。
　具体的に、軸受非回転時、接触角α１は、０°～４０°、接触角α２は、１０°～６０°、接触角α３は、０°～６０°に設定することで、低速域から高速域にかけて、本実施形態がねらいとしている効果を発揮することができる。
　本実施形態の玉軸受１では、適正な予圧が負荷されることで、軸受非回転時において、玉４は、内輪軌道溝２ａ、外輪正面側軌道溝３ａ１、及び外輪背面側軌道溝３ａ２で、３点接触する。即ち、玉軸受１は、玉４に対して、外輪２点、内輪１点の所謂３点接触の形態をとる。また、玉４と、外輪正面側軌道溝３ａ１及び外輪背面側軌道溝３ａ２とは、玉４の中心を通り、軸受中心線Ｘに垂直な平面に対して、軸方向一方側（背面側）で接触し、玉４と内輪軌道溝２ａとは、該平面に対して、軸方向他方側（正面側）で接触する。
　また、玉軸受１は、低速回転時には、上述の３点接触の形態をとり、高速回転時には、玉４に作用する遠心力が負荷され、玉４が外輪背面側軌道溝３ａ２から離脱し、一般的なアンギュラ玉軸受と同様に２点接触の形態をとるように設定されている。
　ここで、本実施形態の玉軸受１と、一般的なアンギュラ玉軸受とを、予圧を負荷して運転した際の接触角の変化の様子について、図２及び図３を参照して説明する。
　図３に示すように、一般的なアンギュラ玉軸受では、軸受運転時は、予圧荷重に加え、遠心力Ｆｃが軸受内部に負荷される。このとき、力のつりあいにより、外輪３と玉４間、内輪２と玉４間で伝達される力Ｆｏ１´、Ｆｉ１´の向き、大きさは、軸受非回転時の力Ｆｏ１、Ｆｉ１と異なるものになる。従って、接触角ｏ１、ｉ１も変化することになるが、アンギュラ玉軸受では、基本的に、遠心力Ｆｃが大きくなるにつれて、外輪３と玉４との接触角ｏ１が小さくなるように変化する。
　一方、図２に示すように、本実施形態の玉軸受１においても、遠心力Ｆｃが大きくなるにつれて、外輪正面側軌道溝３ａ１と玉４との接触角α１、及び外輪背面側軌道溝３ａ２と玉４との接触角α２が小さくなるように変化する。このとき、力のつりあいにより、外輪正面側軌道溝３ａ１には、より大きな力Ｆα１´が働くような挙動を示す。
　つまり、本実施形態では、遠心力Ｆｃを利用することで、低速回転時では、外輪背面側軌道溝３ａ２を、高速回転時では、外輪正面側軌道溝３ａ１を積極的に使用する挙動を、自動で玉軸受１に採らせることが可能となる。
　また、一般的に、溝曲率比が小さく、面圧が大きくなるにつれて、外輪３または内輪２と、玉４の接触面の面積が増加するため、玉軸受１の剛性は増大していく。また、剛性の方向性（ラジアルまたはアキシャル）は、形成される接触角の大きさに大きく依存し、接触角が大きいほどアキシャル剛性は大きくなる。
　外輪背面側軌道溝３ａ２は、溝曲率比が小さく、接触角α２が大きく設定されているため、軸方向において、わずかな面圧でも十分な剛性を得ることができ、定位置予圧方式にて課題となっている低速回転時のアキシャル剛性不足を解消することが可能となる。
　一方、根本的に、玉軸受１では、溝曲率比が小さく、面圧が大きく、接触角が大きくなるにしたがって、トルクが大きくなる性質を持っている。トルクの増大は軸受の発熱に繋がるため、一般的に高速性を向上させるためには、溝曲率比が大きく、面圧が小さく、接触角を小さく設定したい。
　本実施形態の玉軸受１では、外輪背面側軌道溝３ａ２にて、十分なアキシャル剛性が得られることから、外輪正面側軌道溝３ａ１は、高速性に重点をおいた面圧、接触角の設定が可能となる。
　したがって、本実施形態のように、外輪正面側軌道溝３ａ１及び外輪背面側軌道溝３ａ２をバランスよく調整することで、高速性と高剛性を両立させることができる。即ち、定位置予圧が負荷される玉軸受１において、低速回転時には、３点接触の形態をとることで、高剛性を確保し、高速回転時には、玉４が外輪背面側軌道溝３ａ２から離脱し、一般的なアンギュラ玉軸受と同様に２点接触の形態をとるように設定することで、回転数増加による過剰な予圧（剛性）増大を抑制し、予圧（剛性）変化の少ないアンギュラ玉軸受として運用することができる。
　以上説明したように、本実施形態の玉軸受１によれば、外輪軌道溝３ａには、不連続に接続される外輪正面側軌道溝３ａ１と外輪背面側軌道溝３ａ２とが形成され、外輪正面側軌道溝３ａ１と外輪背面側軌道溝３ａ２とは、外輪正面側軌道溝３ａ１と外輪背面側軌道溝３ａ２の交点３ｄを越えて延長された各延長面３ｅ１，３ｅ２が、外輪３の内部を通過するようにそれぞれ形成され、且つ、外輪正面側軌道溝３ａ１は、外輪の溝底中心を含み、外輪正面側軌道溝３ａ１と玉４との接触角α１と、外輪背面側軌道溝３ａ２と玉４との接触角α２は、いずれも０°以上で、且つ、α１＜α２である。これにより、予圧が負荷された状態で使用される玉軸受１において、高速性と高剛性を両立させることができる。
　特に、上述したように、溝曲率比が小さいと、外輪３または内輪２と、玉４の接触面の面積が増加するため、玉軸受１の剛性を増大することができ、溝曲率比が大きいと、トルクの増大を抑えて、高速性を向上させることができる。したがって、本実施形態の様に、外輪正面側軌道溝３ａ１の溝曲率比は、外輪背面側軌道溝３ａ２よりも大きく設定されることで、低速時に３点接触による高剛性、また、２点接触へ変化することによる高速性をさらに高めることができる。
　但し、本発明では、外輪正面側軌道溝３ａ１の溝曲率比と、外輪背面側軌道溝３ａ２の溝曲率比との関係は、これに限らない。
　例えば、外輪正面側軌道溝３ａ１の溝曲率比は、外輪背面側軌道溝３ａ２の溝曲率比と等しくしてもよい。この場合、外輪正面側軌道溝３ａ１と外輪背面側軌道溝３ａ２の中心点と、外輪正面側軌道溝３ａ１の外輪背面側軌道溝３ａ２の交点とを結ぶ直線が直角となるため、外輪正面側軌道溝３ａ１と外輪背面側軌道溝３ａ２の座標管理が容易となり、より高精度に外輪溝形状が形成できる。
　また、外輪正面側軌道溝３ａ１の溝曲率比は、外輪背面側軌道溝３ａ２の溝曲率比よりも小さく設定されてもよい。この場合、高速時に３点接触を維持する場合において、低速時と高速時の外輪３における総発熱量の変化量が抑えられる。
　また、上述したように、これらの場合も、内輪軌道溝２ａ、外輪正面側軌道溝３ａ１、及び外輪背面側軌道溝３ａ２の各溝曲率比は、概ね０．５０～０．５７の範囲で軸受の使用条件に合わせて自由に設定可能であり、いずれを選択しても本実施形態の効果を得ることができる。
　なお、図４～図６に示すように、本実施形態の玉軸受１を複数使用することで、両方向のアキシャル荷重を支持する用途でも適用することができる。定位置予圧方式の組合せ軸受装置１０では、一般的に、少なくとも１組の玉軸受１がそれらの接触角の向きが対向するように配置される。組合せ軸受装置１０は、図４（ａ）に示すように、外輪３の背面側同士を向き合わせる形態である背面組合せ、図４（ｂ）に示すように、外輪３の正面側同士を向き合わせる形態である正面組合せであっても、本実施形態の玉軸受１の効果を発揮できる。
　また、図５（ａ）に示すように、複数の玉軸受１を背面、並列組合せすることで組合せ軸受装置１０を構成してもよく、図５（ｂ）に示すように、複数の玉軸受１を正面、並列組合せすることで組合せ軸受装置１０を構成してもよい。
　さらに、図６（ａ）に示すように、複数の玉軸受１を、間座１１、１２を挟んで背面組合せすることで組合せ軸受装置１０を構成してもよく、図６（ｂ）に示すように、複数の玉軸受１を、間座１１、１２を挟んで正面組合せすることで組合せ軸受装置１０を構成してもよい。
　図７は、間座１１、１２を挟んで背面組合せされた１組の玉軸受１が、定位置予圧が負荷された状態で、工作機械スピンドルの前側軸受として適用される場合を図示したものである。即ち、図７は、モータビルトインタイプの工作機械スピンドルにおいて、本実施形態の玉軸受１を用いた前側軸受と、円筒ころ軸受２０からなる後側軸受とを用いて、工具Ｔが取り付けられた回転軸２１が、ハウジング２２に対して、回転可能に支持されている。
　尚、本発明は、前述した実施形態に限定されるものではなく、適宜、変形、改良等が可能である。
　例えば、本実施形態では、玉軸受に定位置予圧が負荷される場合について説明したが、本発明の玉軸受は、定圧予圧が負荷される場合にも適用可能である。
　また、本発明の玉軸受は、本実施形態のように、低速回転時に３点接触の形態をとることが高剛性を確保する上で好ましいが、これに限定されず、例えば、軸受非回転時及び低速回転時において、外輪３側では、外輪背面側軌道溝３ａ２のみと玉４が接触する構成であってもよい。
　さらに、外輪正面側軌道溝と外輪背面側軌道溝とが不連続に接続されるとは、本実施形態の様に、互いに直接接続される場合の他、接触に影響しない他の曲面を介して接続される場合も含み、すなわち、外輪正面側軌道溝と外輪背面側軌道溝のそれぞれの延長が、不連続に接続されることを指す。
　なお、本出願は、２０１８年１月３０日出願の日本特許出願（特願２０１８－０１３２２４）に基づくものであり、その内容は本出願の中に参照として援用される。
１　　　　　玉軸受
２　　　　　内輪
２ａ　　　　内輪軌道溝
３　　　　　外輪
３ａ　　　　外輪軌道溝
３ａ１　　　外輪正面側軌道溝
３ａ２　　　外輪背面側軌道溝
４　　　　　玉
α１、α２、α３　接触角

Claims (6)

  1. 　外周面に内輪軌道溝を有する内輪と、内周面に外輪軌道溝を有する外輪と、前記内輪軌道溝及び前記外輪軌道溝との間に転動自在に配置される複数の玉と、を有する玉軸受であって、
    　前記外輪軌道溝は、不連続に接続される外輪正面側軌道溝と外輪背面側軌道溝とによって形成され、
    　前記外輪正面側軌道溝と前記外輪背面側軌道溝とは、前記外輪正面側軌道溝と前記外輪背面側軌道溝との交点を越えて延長された各延長面が、前記外輪の内部を通過するようにそれぞれ形成され、
    　前記外輪正面側軌道溝は、前記外輪の溝底中心を含み、
    　前記外輪正面側軌道溝と前記玉との接触角α１と、前記外輪背面側軌道溝と前記玉との接触角α２は、いずれも０°以上で、且つ、α１＜α２であることを特徴とする玉軸受。
  2. 　予圧が負荷された状態で軸受非回転時に、前記玉は、前記内輪軌道溝、前記外輪正面側軌道溝、及び前記外輪背面側軌道溝で、３点接触することを特徴とする請求項１に記載の玉軸受。
  3. 　前記外輪正面側軌道溝の溝曲率比は、前記外輪背面側軌道溝の溝曲率比よりも大きいことを特徴とする請求項１又は２に記載の玉軸受。
  4. 　前記外輪正面側軌道溝の溝曲率比は、前記外輪背面側軌道溝の溝曲率比と等しいことを特徴とする請求項１又は２に記載の玉軸受。
  5. 　前記外輪正面側軌道溝の溝曲率比は、前記外輪背面側軌道溝の溝曲率比よりも小さいことを特徴とする請求項１又は２に記載の玉軸受。
  6. 　定位置予圧された組合せ軸受装置に適用されることを特徴とする請求項１～５のいずれか１項に記載の玉軸受。
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* Cited by examiner, † Cited by third party
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JPH1113750A (ja) * 1997-06-30 1999-01-22 Nippon Seiko Kk 三点接触玉軸受
JP2017106520A (ja) * 2015-12-08 2017-06-15 日本精工株式会社 軸受装置及び回転支持装置

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