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WO2020054858A1 - 主軸装置 - Google Patents

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Publication number
WO2020054858A1
WO2020054858A1 PCT/JP2019/036178 JP2019036178W WO2020054858A1 WO 2020054858 A1 WO2020054858 A1 WO 2020054858A1 JP 2019036178 W JP2019036178 W JP 2019036178W WO 2020054858 A1 WO2020054858 A1 WO 2020054858A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
bearing
load
load point
point side
spindle device
Prior art date
Application number
PCT/JP2019/036178
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
成晃 阿部
美昭 勝野
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 CN201980060111.2A priority Critical patent/CN112714833B/zh
Priority to EP19860656.8A priority patent/EP3851688B1/en
Publication of WO2020054858A1 publication Critical patent/WO2020054858A1/ja

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    • 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
    • F16C19/18—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 two or more rows of balls
    • F16C19/181—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 two or more rows of balls with angular contact
    • F16C19/182—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 two or more rows of balls with angular contact in tandem arrangement
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    • 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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    • F16C19/54—Systems consisting of a plurality of bearings with rolling friction
    • F16C19/541—Systems consisting of juxtaposed rolling bearings including at least one angular contact bearing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16C19/54—Systems consisting of a plurality of bearings with rolling friction
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    • F16C33/583—Details of specific parts of races
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C35/00—Rigid support of bearing units; Housings, e.g. caps, covers
    • F16C35/08—Rigid support of bearing units; Housings, e.g. caps, covers for spindles
    • F16C35/12—Rigid support of bearing units; Housings, e.g. caps, covers for spindles with ball or roller bearings

Definitions

  • the present invention relates to a spindle device having improved load resistance.
  • such a spindle device 10 is arranged in a back-to-back combination at both axial ends of the spindle 1, and has, for example, four rows of angular contact ball bearings 3 (3A, 3B, 3C, 3D), the main shaft 1 is rotatably supported.
  • angular contact ball bearings 3 3A, 3B, 3C, 3D
  • a plurality of rolling elements 9 rotatably held by a retainer 8 are provided between the inner ring 5 and the outer ring 7 so as to roll freely at a contact angle ⁇ .
  • Patent Documents 1 and 2 for the purpose of increasing the load capacity of the bearing, increasing the rigidity of the bearing, stabilizing the rotational performance, and the like, various types of spindle devices that extend the life of the bearing have been proposed (for example, Patent Documents 1 and 2). reference.).
  • the double-row rolling bearing disclosed in Patent Document 1 in an angular contact radial bearing having two rows of rolling elements, the rolling element specifications are changed between one row and the other row to increase the diameter of the rolling element on the overhang side.
  • the multi-row ball bearing disclosed in Patent Document 2 has a multi-row ball bearing having a bearing internal specification corresponding to the axial position, thereby reducing the temperature difference between the bearings and achieving stable rotation performance. Trying to get.
  • the angular ball bearings 3A and 3D are compared with the angular ball bearings 3A and 3D arranged outside.
  • the inner angular ball bearings 3B, 3C sandwiched between the ball bearings 3A, 3D have poor heat dissipation and tend to increase the bearing temperature. For this reason, depending on severe operating conditions, the inner angular ball bearings 3B and 3C may overheat and seize on the rolling surface of the bearing ring, causing peeling, creep and the like.
  • the double-row rolling bearing described in Patent Document 1 is intended for a double-row rolling bearing used in a state where a load supporting point is overhanged, such as a CT scanner device, and includes both a load supporting point.
  • the form is different from the main shaft device of a general mechanical device in which a rolling bearing is arranged on the side.
  • the multi-row ball bearing described in Patent Document 2 does not specify the relative positional relationship of the bearing on the main shaft.
  • An object of the present invention is to provide a spindle device in which a bearing portion includes a load point side bearing portion and a non-load point side bearing portion, so that a load distribution acting on a rolling bearing is appropriately adjusted.
  • a spindle device in which a rotating shaft to which a radial load is applied is supported on a housing via a bearing
  • the bearing unit includes: A pair of load point-side bearing portions which are arranged in the axial direction with the radial load being separated from the load point applied to the rotary shaft in the axial direction and each have three or more rows of angular ball bearings;
  • a main shaft device comprising: a pair of non-load point-side bearing portions, each of which is spaced apart from the pair of load-point side bearing portions outward in the axial direction and has two or more rows of angular ball bearings.
  • the bearing section includes the load point side bearing section and the non-load point side bearing section, the load distribution acting on the rolling bearing can be made appropriate.
  • 3 is an illustration showing the effect of suppressing the deflection of the spindle of the spindle device shown in FIG. 1.
  • It is a lineblock diagram showing an example of arrangement of a rolling bearing in a spindle device of a 2nd embodiment.
  • It is a lineblock diagram showing an example of arrangement of a rolling bearing in a spindle device of a 3rd embodiment.
  • It is a lineblock diagram showing an example of arrangement of a rolling bearing in a spindle device of a 5th embodiment.
  • FIG. 1 is a configuration diagram showing an example of arrangement of rolling bearings of a spindle device according to the present invention.
  • the spindle device 100 according to the present embodiment includes a pair of load point side bearing portions (hereinafter, referred to as main bearings) that are axially spaced apart from each other around a load point P of a radial load acting on the spindle 15 that is a rotating shaft.
  • the main shaft 15 is rotatable by a pair of anti-load point side bearings (hereinafter, also referred to as backup bearings) 13 which are arranged at an axial distance from the load point side bearing 11.
  • the load point P is set at the center of the main shaft 15 in the axial direction, but is not limited to this, and the entire predetermined region including the center in the axial direction may be the load point.
  • the main bearing portion 11 is configured by combining three rows of angular ball bearings 17A, 17B, 17C on a back surface (DB combination).
  • DB combination back surface
  • An angular ball bearing (17B in the example shown in FIG. 1) sandwiched between these outer bearings 41 is also referred to as an inner bearing 43.
  • the backup bearing 13 is configured by combining two rows of angular contact ball bearings 19A and 19B in a back combination (DB combination), and is arranged on a side farther from the load point P than the main bearing 11. That is, the pair of main bearings 11 and the pair of backup bearings 13 are arranged symmetrically with respect to the load point P.
  • Each of the angular ball bearings 17A, 17B, 17C of the main bearing portion 11 has a contact angle ⁇ 1, ⁇ 2 between the inner ring 21 and the outer ring 23, and a plurality of rolling elements 25 can roll through the retainer 27.
  • each of the angular ball bearings 19A and 19B of the backup bearing portion 13 has a contact angle between the inner ring 31 and the outer ring 33 so that a plurality of rolling elements 35 can be rolled through the retainer 37. Be placed.
  • the angular ball bearings 17A, 17B, 17C When the angular ball bearings 17A, 17B, 17C are operated under a large load, the temperature rises due to friction between the inner ring 21 and the outer ring 23 and the rolling elements 25.
  • the backup bearing portion 13 In the spindle device 100 of this configuration, in order to suppress the temperature rise, the backup bearing portion 13 is disposed axially outside the main bearing portion 11 to reduce the moment load due to the deflection of the spindle 15. Further, the contact surface pressure and the contact area between the inner ring 21 and the outer ring 23 and the rolling elements 25 are reduced to reduce friction.
  • the positional relationship between the main bearing 11 and the backup bearing 13 is important in order to reduce the deflection of the main shaft 15.
  • the track groove curvature ratio R of the inner and outer ring track grooves 21 a and 23 a in the outer bearing 41 is determined by changing the ratio of the inner and outer rings in the inner bearing 43.
  • the track groove curvature ratio R of the track grooves 21a and 23a is set smaller than R.
  • the contact angle ⁇ 1 of the outer bearing 41 is made larger than the contact angle ⁇ 2 of the inner bearing 43.
  • the diameter (rolling element diameter) d1 of the rolling element 25 of the outer bearing 41 is changed to the diameter of the rolling element 25 of the inner bearing 43.
  • (Rolling element diameter) is set to be larger than d2.
  • L / D When L / D decreases, the radial load of the main bearing portion 11 becomes excessive. On the other hand, when L / D increases, the inclination of the bearing due to the deflection of the main shaft 15 increases, and the moment load becomes excessive. In either case, the bearing life is greatly reduced.
  • the preferred range of L / D is 0.25 ⁇ L / D ⁇ 6, and the more preferred range is 0.3 ⁇ L / D ⁇ 5.
  • the raceway groove curvature ratio R1 of the outer raceway groove 23a in the outer bearing 41 is smaller than the raceway groove curvature ratio R2 of the outer raceway groove 23a in the inner bearing 43 (R1 ⁇ R2), or the outer bearing 41. Is set smaller than the raceway curvature ratio R4 of the inner raceway groove 21a in the inner bearing 43 (R3 ⁇ R4).
  • the balanced track groove curvature ratio is preferably in the range of 0.51 or more and 0.56 or less.
  • the raceway curvature ratios R1, R2, R3, and R4 of the inner and outer raceway grooves 21a and 23a of the outer bearing 41 and the inner bearing 43 are all 0.51 or more and 0.56 or less. ing.
  • the contact angle ⁇ 1 of the outer bearing 41 is larger than the contact angle ⁇ 2 of the inner bearing 43 ( ⁇ 1> ⁇ 2), and the diameter d1 of the rolling element 25 of the outer bearing 41 is larger than the diameter d2 of the rolling element 25 of the inner bearing 43. It is set (d1> d2).
  • the amount of retained austenite on the surfaces of the inner and outer raceway grooves 21a and 23a of the main bearing portion 11 is 50% by weight or less (specifically, the amount of retained austenite on the surface is from the surface of the raceway groove to a depth of 400 ⁇ m). Means the amount of retained austenite at any depth). The reason will be described later.
  • the outer bearing on the center load side in the main bearing portion 11 is constituted by three rows of angular ball bearings 17 because two or more rows are required because the load sharing of the radial load and the moment load increases.
  • the backup bearing 13 is constituted by two rows of angular contact ball bearings 19, but the main spindle device 100 is not limited to this.
  • the main bearing portion 11 may be formed of an angular contact ball bearing having four or more rows
  • the backup bearing portion 13 may be formed of an angular ball bearing having three or more rows.
  • the moment load due to the deflection of the main shaft 15 is suppressed, and the diameter d1 of the rolling element 25 of the outer bearing 41 is set to be larger than the diameter d2 of the rolling element 25 of the inner bearing 43.
  • the amount of heat generated by the inner bearing 43 is suppressed. Thereby, the occurrence of peeling, seizure, and creep due to the temperature rise can be suppressed.
  • a crack may be generated around the minute defect. Furthermore, if a load continues to be applied to the main shaft 15, the crack that has been generated will propagate, and eventually the crack tip may reach the surface, which may cause peeling.
  • the spindle device 10 From the viewpoint of the structure of the spindle device 10, it is effective to dispose the backup bearing 13 away from the main bearing 11 to the outside of the spindle 15 in order to suppress such peeling. Thereby, as shown in FIG. 2, the bending deformation of the main shaft 15 is suppressed, the load on the main bearing portion 11 is reduced, and the contact surface pressure between the inner and outer raceway grooves 21 a and 23 a and the rolling elements 25 can be reduced. .
  • the contact surface pressure of the main bearing 11 can be reduced.
  • the contact surface pressure can be reduced by increasing the outer ring raceway groove radius / rolling element diameter) and reducing the contact angle.
  • the outer bearing 41 is more likely to release heat generated by the rolling friction of the bearing itself to the outside than the inner bearing 43 whose both end surfaces are sandwiched by the outer bearing 41, and is less likely to seize due to heat generated by the rolling friction of the bearing.
  • the inner bearing 43 since both end faces are sandwiched between the outer bearings 41, heat radiation is likely to be insufficient, and the heat tends to accumulate, so that a temperature difference between the inner and outer rings (inner ring temperature> outer ring temperature) is likely to occur. Therefore, the internal clearance of the bearing is easily reduced, and in the case of a combination bearing in which a preload is applied in advance, the preload is greatly increased, and there is a concern that seizure may occur.
  • the seizure resistance of the entire combined bearing can be improved.
  • the heat generated here is generated by the friction between the inner and outer raceway grooves 21a and 23a and the rolling elements 25, so that it is effective to reduce the mutual contact area.
  • the diameter d of the rolling element 25 may be reduced, the curvature ratio of the inner and outer ring grooves may be increased, and the contact angle may be reduced.
  • the retained austenite in each material is 50% by weight or less. Further, the content is more preferably 40% by weight or less, still more preferably 30% by weight or less.
  • FIG. 3 is a configuration diagram illustrating an example of the arrangement of the rolling bearings of the spindle device according to the second embodiment.
  • the main bearing portion 11 is constituted by four rows of angular ball bearings 17 (17A, 17B, 17C, 17D) in which the back surface combination (DB combination) is performed, and the back-up bearing portion 13 includes the back surface bearing. It is composed of two rows of angular ball bearings 19 (19A, 19B) combined (DB combination).
  • the L / D of the main bearing 11 and the backup bearing 13 is 3.5.
  • the curvature ratio R1 of the inner and outer ring grooves of the outer bearing 41 (17A, 17D) is 0.52, and the curvature ratio R2 of the inner and outer ring grooves of the inner bearing 43 (17B, 17C) is 0.54. That is, the track groove curvature ratio R1 of the outer ring and the inner ring in the outer bearing 41 disposed on the load point side and the counter load point side is smaller than the track groove curvature ratio R2 of the outer ring and the inner ring in the inner bearing 43 sandwiched between the outer bearings 41. (R1 ⁇ R2).
  • the diameter d of the rolling element 25 is 24 mm, and the contact angle ⁇ is 30 °.
  • FIG. 4 is a configuration diagram showing an example of the arrangement of the rolling bearing of the spindle device according to the third embodiment.
  • the main bearing portion 11 is formed of five rows of angular ball bearings 17 (17A, 17B, 17C, 17D, 17E) that are back-to-back (DB combination).
  • DB combination back-to-back
  • the L / D of the main bearing 11 and the backup bearing 13 is 4.1. Further, the outer bearing 41 (17A, 17E) and the inner bearing 43 (17B, 17C, 17D) all have an inner / outer ring groove curvature ratio R of 0.53, a diameter d of the rolling element 25 of 22 mm, and a contact angle ⁇ of 25. °.
  • FIG. 5 is a configuration diagram illustrating an example of the arrangement of the rolling bearings of the spindle device according to the fourth embodiment.
  • the main bearing portion 11 is constituted by four rows of angular ball bearings 17 (17A, 17B, 17C, 17D) in which the back surface is combined (DB combination), and the back-up bearing portion 13 is constituted by a back surface. It is composed of two rows of angular ball bearings 19 (19A, 19B) combined (DB combination).
  • the L / D of the main bearing 11 and the backup bearing 13 is 3.5.
  • the contact angle ⁇ 1 of the outer bearing 41 (17A, 17D) is 30 °, and the contact angle ⁇ 2 of the inner bearing 43 (17B, 17C) is 25 °. That is, the contact angles have a relationship of ⁇ 1> ⁇ 2.
  • Both the outer bearing 41 and the inner bearing 43 have an inner / outer ring groove curvature ratio R of 0.55 and a diameter d of the rolling element 25 of 22 mm.
  • FIG. 6 is a configuration diagram illustrating an example of the arrangement of the rolling bearings of the spindle device according to the fifth embodiment.
  • the main bearing portion 11 is constituted by six rows of angular ball bearings 17 (17A, 17B, 17C, 17D, 17E, 17F) in a back-to-back combination (DB combination), and a backup bearing portion.
  • Reference numeral 13 is composed of two rows of angular ball bearings 19 (19A, 19B) which are combined in the back (DB combination).
  • the L / D of the main bearing 11 and the backup bearing 13 is 5.2.
  • the contact angle ⁇ 1 of the outer bearing 41 (17A, 17F) is 35 °
  • the contact angle ⁇ 2 of the inner bearing 43 (17B, 17C, 17D, 17E) is 30 °. That is, the contact angles have a relationship of ⁇ 1> ⁇ 2.
  • Both the outer bearing 41 and the inner bearing 43 have an inner / outer ring groove curvature ratio R of 0.54 and a diameter d of the rolling element 25 of 24 mm.
  • FIG. 7 is a configuration diagram illustrating an example of the arrangement of the rolling bearings of the spindle device according to the sixth embodiment.
  • the main bearing portion 11 is constituted by six rows of angular ball bearings 17 (17A, 17B, 17C, 17D, 17E, 17F) arranged in a back combination (DB combination), and a backup bearing portion.
  • Reference numeral 13 is composed of two rows of angular ball bearings 19 (19A, 19B) which are combined in the back (DB combination).
  • the L / D of the main bearing 11 and the backup bearing 13 is 5.2.
  • the contact angle ⁇ 1 of the outer bearing 41 (17A, 17F) is 35 °.
  • the contact angles ⁇ 2 of the outer angular ball bearings 17B and 17E are 30 °, and the contact angles ⁇ 3 of the inner angular ball bearings 17C and 17D are 25 °. That is, the contact angles have a relationship of ⁇ 1> ⁇ 2> ⁇ 3.
  • the outer ring 41 has an outer ring groove curvature ratio R1 of 0.51 and an inner ring groove curvature ratio R2 of 0.52.
  • the inner and outer ring groove curvature ratios R3 of the outer angular contact ball bearings 17B and 17E of the inner bearing 43 are both 0.53, and the outer ring groove curvature ratio R4 of the inner angular contact ball bearings 17C and 17D. Is 0.54, and the inner ring groove curvature ratio R5 is 0.53.
  • the raceway curvature ratio R1 of the outer race in the outer bearing 41 is smaller than the raceway curvature ratios R3 and R4 of the outer race in the inner bearing 43 (R1 ⁇ R3, R1 ⁇ R4).
  • the diameter d1 of the rolling element 25 of the outer bearing 41 is 24 mm.
  • the diameter d2 of the rolling elements 25 of the angular ball bearings 17B and 17E arranged on the outside is 22 mm
  • the diameter d3 of the rolling elements 25 of the angular ball bearings 17C and 17D arranged on the inside is 20 mm. . That is, the diameter of the rolling elements 25 has a relationship of d1> d2> d3.
  • FIG. 8 is a configuration diagram illustrating an example of the arrangement of the rolling bearings of the spindle device according to the seventh embodiment.
  • the main bearing portion 11 is formed of six rows of angular ball bearings 17 (17A, 17B, 17C, 17D, 17E, 17F) in a back-to-back combination (DB combination), and a backup bearing portion.
  • Reference numeral 13 is composed of three rows of angular ball bearings 19 (19A, 19B, 19C) which are combined in the back (DB combination).
  • L / D of the main bearing 11 and the backup bearing 13 is 6.4.
  • the contact angle ⁇ 1 of the outer bearing 41 (17A, 17F) is 35 °
  • the contact angle ⁇ 2 of the inner bearing 43 (17B, 17C, 17D, 17E) is 30 °. That is, the contact angles have a relationship of ⁇ 1> ⁇ 2.
  • the inner and outer ring groove curvature ratios R1 of the outer bearing 41 are 0.52, and the inner and outer ring groove curvature ratios R2 of the outer angular contact ball bearings 17B and 17E of the inner bearing 43 are 0.53.
  • the disposed angular contact ball bearings 17C, 17D have an inner / outer ring groove curvature ratio R3 of 0.54. That is, the inner and outer ring groove curvature ratios have a relationship of R1 ⁇ R2 ⁇ R3.
  • the diameter d1 of the rolling element 25 of the outer bearing 41 is 24 mm.
  • the diameter d2 of the rolling elements 25 of the angular ball bearings 17B and 17E arranged outside is 22 mm
  • the diameter d3 of the rolling elements 25 of the angular ball bearings 17C and 17D arranged inside is 20 mm. . That is, the diameter of the rolling elements 25 has a relationship of d1> d2> d3.
  • FIG. 9 is a configuration diagram illustrating an example of arrangement of the rolling bearings of the spindle device according to the eighth embodiment.
  • the main bearing portion 11 is formed of six rows of angular ball bearings 17 (17A, 17B, 17C, 17D, 17E, 17F) that are back-to-back (DB combination), and a backup bearing portion.
  • Reference numeral 13 is composed of three rows of angular ball bearings 19 (19A, 19B, 19C) which are combined in the back (DB combination).
  • the L / D of the main bearing 11 and the backup bearing 13 is 6.4.
  • the contact angle ⁇ 1 of the outer bearing 41 (17A, 17F) is 35 °.
  • the contact angles ⁇ 2 of the outer angular ball bearings 17B and 17E are 30 °, and the contact angles ⁇ 3 of the inner angular ball bearings 17C and 17D are 25 °. That is, the contact angles have a relationship of ⁇ 1> ⁇ 2> ⁇ 3.
  • the outer bearing 41 has an inner / outer ring groove curvature ratio R1 of 0.53, and the inner bearing 43 has an inner / outer ring groove curvature ratio R2 of 0.54, which has a relationship of R1 ⁇ R2.
  • the diameter d1 of the rolling element 25 of the outer bearing 41 is 24 mm, and the diameter d2 of the rolling element 25 of the inner bearing 43 is 22 mm, which has a relationship of d1> d2.
  • the load distribution acting on the rolling bearing can be made appropriate, and the seizure due to a local temperature rise can be suppressed.
  • the dimensional ratio L / D of the distance L to the bearing 13, the contact angle ⁇ of the angular ball bearings 17 and 19, the diameter d of the rolling element 25, and the curvature ratio R of the inner and outer ring grooves have been described as being the same in the left and right directions in the axial direction. , May be different.
  • a spindle device in which a rotary shaft to which a radial load is applied is supported by a housing via a bearing,
  • the bearing unit includes: A pair of load point-side bearing portions which are arranged in the axial direction with the radial load being separated from the load point applied to the rotary shaft in the axial direction and each have three or more rows of angular ball bearings;
  • a main shaft device comprising: a pair of non-load point-side bearing portions, each of which is spaced apart from the pair of load-point side bearing portions outward in the axial direction and has two or more rows of angular ball bearings.
  • the moment load acting on the pair of load point side bearing portions can be reduced, and the load distribution acting on the angular contact ball bearing can be made appropriate. According to this, for example, heat generation due to friction of the angular ball bearing can be suppressed, and occurrence of a problem such as seizure can be prevented.
  • the load point-side bearing portion has a ratio (r / d) of a raceway groove radius r to a diameter d of a rolling element of the angular ball bearing as a raceway groove curvature ratio,
  • the raceway groove curvature ratio of the outer race in the outer bearing disposed at each end of the load point side and the counter load point side is smaller than the raceway groove curvature ratio of the outer race in the inner bearing sandwiched between the outer bearings, or (1)
  • the raceway groove curvature ratio of the inner race of the outer bearing disposed at each end on the load point side and the counter load point side is smaller than the raceway groove curvature ratio of the inner race in the inner bearing sandwiched between the outer bearings.
  • the rolling element diameter of the outer bearing disposed at each of the load point side and the counter load point side end of the load point side bearing portion is larger than the rolling element diameter of the inner bearing sandwiched between the outer bearings.
  • the spindle device according to any one of (1) to (3). According to this spindle device, the contact area between the raceway groove and the rolling element in the inner bearing can be reduced to suppress heat generation.

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Abstract

主軸装置は、ラジアル荷重が負荷される回転軸を、軸受部を介してハウジングに支持する。軸受部は、ラジアル荷重が回転軸に負荷される荷重点を中心として軸方向に離間して配置され、それぞれ３列以上のアンギュラ玉軸受を有する一対の荷重点側軸受部と、一対の荷重点側軸受部から軸方向外側に離間して配置され、それぞれ２列以上のアンギュラ玉軸受を有する一対の反荷重点側軸受部と、を備える。

Description

主軸装置
　本発明は、耐荷重性を向上させた主軸装置に関する。
　近年の一般産業機械（例えば、印刷機用のロール支持機構、半導体のウェハーの回転洗浄機）においては、ワークの加工効率を向上させるため、主軸の高速駆動が要求される。これと共に、ワーク体積の増大や高効率化に伴う被削量の増加により、主軸に負荷されるラジアル荷重が大幅に上昇し、主軸を支持する軸受の耐ラジアル荷重性の向上への需要がますます高まっている。耐ラジアル荷重性の向上のために、これまでは単純にアンギュラ玉軸受の列数を増やす方法が採られていた。これにより、軸受の１列当たりの負荷が緩和され、主軸の耐久性の向上が期待される。
　このような主軸装置１０としては、図１０に示すように、主軸１の軸方向の両端に背面組合せで配置され、それぞれ接触角αを有する、例えば４列のアンギュラ玉軸受３（３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄ）により、主軸１を回転自在に支持する。それぞれのアンギュラ玉軸受３は、内輪５と外輪７との間に、保持器８により回転自在に保持された複数の転動体９が接触角αで転動自在に設けられる。
　荷重が負荷される荷重点（図中Ｐで示す）が、主軸１の軸方向中央に設定された場合、主軸１を支持するアンギュラ玉軸受３には、主応力であるラジアル荷重と、アキシアル荷重が負荷される。特にアンギュラ玉軸受３においては、Ｐｒ（動等価ラジアル荷重)／Ｃｒ（基本動ラジアル定格荷重）が０．１以上となる。さらに、主軸１には、図１０に太点線で示すように、荷重点Ｐでたわみ量が最大となるたわみが生じる。このため、特に軸方向内側のアンギュラ玉軸受３Ａには、たわみによる大きなモーメント荷重Ｍが同時に負荷され、運転時の各アンギュラ玉軸受３には、内輪５、外輪７の各軌道面と転動体９との接触により摩擦熱が発生して軸受温度が上昇する。
　一方、軸受負荷容量の増大、軸受の高剛性化、回転性能の安定化、等を目的として、軸受の長寿命化を図った各種の主軸装置が提案されている（例えば、特許文献１，２参照。）。特許文献１の複列転がり軸受では、２列の転動体を持つアンギュラコンタクトラジアル軸受において、一方の列と他方の列とで転動体仕様を変えて、オーバーハング側の転動体の径を大径にすることで負荷能力を高めようとしている。また、特許文献２の多列玉軸受は、多列配置される玉軸受を軸方向位置に応じた軸受内部仕様とすることで、軸受間での温度差を小さくして、安定した回転性能を得ようとしている。
日本国特開２００４－２８６１１６号公報 日本国特開２００５－２９９７６１号公報
　図１０に示すように、アンギュラ玉軸受３が多列配置された主軸装置１０においては、４列のアンギュラ玉軸受３のうち、外側に配置されたアンギュラ玉軸受３Ａ，３Ｄと比較して、アンギュラ玉軸受３Ａ，３Ｄで挟まれた内側のアンギュラ玉軸受３Ｂ，３Ｃでは放熱性が乏しく、軸受温度が上昇しやすい傾向がある。このため、過酷な運転条件によっては、内側のアンギュラ玉軸受３Ｂ，３Ｃが過熱して、軌道輪の転動面に焼き付き、はく離、クリープ等が発生する虞がある。また、アンギュラ玉軸受３の列数を増加させると、上記した温度条件の悪化による運転時の焼き付きばかりでなく、機械のサイズが大きくなり、また、主軸１の補修作業時の取り回し性も低下する。そこで、温度上昇による障害発生を防止するため、各アンギュラ玉軸受３が発生する摩擦熱を低減して温度上昇を抑制することが求められる。
　上記した特許文献１に記載される複列転がり軸受は、ＣＴスキャナ装置等、荷重支持点がオーバーハングした状態で使用される複列転がり軸受を適用対象としたものであり、荷重支持点の両脇側に転がり軸受が配置された一般的な機械装置の主軸装置とは形態が異なる。また、上記特許文献２に記載の多列玉軸受は、主軸における軸受の相対的な位置関係に関しての指定がない。
　本発明の目的は、軸受部が荷重点側軸受部と反荷重点側軸受部を備えることにより、転がり軸受に作用する荷重負荷分布を適正にした主軸装置を提供することにある。
　本発明は、下記の構成からなる。
　ラジアル荷重が負荷される回転軸を、軸受部を介してハウジングに支持した主軸装置であって、
　前記軸受部は、
　前記ラジアル荷重が前記回転軸に負荷される荷重点を中心として軸方向に離間して配置され、それぞれ３列以上のアンギュラ玉軸受を有する一対の荷重点側軸受部と、
　前記一対の荷重点側軸受部から軸方向外側に離間して配置され、それぞれ２列以上のアンギュラ玉軸受を有する一対の反荷重点側軸受部と、を備える主軸装置。
　本発明の主軸装置によれば、軸受部が荷重点側軸受部と反荷重点側軸受部を備えることにより、転がり軸受に作用する荷重負荷分布を適正にすることができる。
第１実施形態の主軸装置の転がり軸受の配置例を示す構成図である。 図１に示す主軸装置の主軸のたわみ抑制効果を示す説明である。 第２実施形態の主軸装置における転がり軸受の配置例を示す構成図である。 第３実施形態の主軸装置における転がり軸受の配置例を示す構成図である。 第４実施形態の主軸装置における転がり軸受の配置例を示す構成図である。 第５実施形態の主軸装置における転がり軸受の配置例を示す構成図である。 第６実施形態の主軸装置における転がり軸受の配置例を示す構成図である。 第７実施形態の主軸装置における転がり軸受の配置例を示す構成図である。 第８実施形態の主軸装置における転がり軸受の配置例を示す構成図である。 従来の主軸装置の転がり軸受の配置例を示す構成図である。
　以下、本発明に係る主軸装置の好適な各実施形態について、図面を参照して詳細に説明する。
＜第１実施形態＞
　図１は本発明に係る主軸装置の転がり軸受の配置例を示す構成図である。
　本実施形態の主軸装置１００は、回転軸である主軸１５に作用するラジアル荷重の荷重点Ｐを中心として、それぞれ軸方向に離間して配置される一対の荷重点側軸受部（以下、メイン軸受部ともいう）１１と、荷重点側軸受部１１から軸方向外側に離間して配置された一対の反荷重点側軸受部（以下、バックアップ軸受部ともいう）１３とにより主軸１５を回転自在に支承する。荷重点Ｐは、主軸１５の軸方向中央に設定されているが、これに限らず、軸方向中央を含む所定領域の全体が荷重点であってもよい。
　メイン軸受部１１は、３列のアンギュラ玉軸受１７Ａ，１７Ｂ，１７Ｃが、背面組合せ（ＤＢ組合せ）されて構成される。以後の説明においては、メイン軸受部１１の３列のアンギュラ玉軸受１７Ａ，１７Ｂ，１７Ｃのうち、軸方向両側に配置されたアンギュラ玉軸受（図１に示す例では１７Ａ，１７Ｃ）を外側軸受４１、これら外側軸受４１で挟まれたアンギュラ玉軸受（図１に示す例では１７Ｂ）を内側軸受４３ともいう。
　バックアップ軸受部１３は、２列のアンギュラ玉軸受１９Ａ，１９Ｂが背面組合せ（ＤＢ組合せ）されて構成され、メイン軸受部１１よりも荷重点Ｐから遠い側に配置される。即ち、一対のメイン軸受部１１及び一対のバックアップ軸受部１３は、荷重点Ｐに対して対称に配置されている。
　メイン軸受部１１の各アンギュラ玉軸受１７Ａ，１７Ｂ，１７Ｃは、内輪２１と外輪２３との間に、接触角α１，α２を有して複数の転動体２５が保持器２７を介して転動可能に配置される。また、バックアップ軸受部１３の各アンギュラ玉軸受１９Ａ，１９Ｂも同様に、内輪３１と外輪３３との間に、接触角を有して複数の転動体３５が保持器３７を介して転動可能に配置される。
　アンギュラ玉軸受１７Ａ，１７Ｂ，１７Ｃは、大きな荷重が負荷された状態で運転されると、内輪２１及び外輪２３と転動体２５との摩擦により温度が上昇する。本構成の主軸装置１００においては、この温度上昇を抑制するために、メイン軸受部１１の軸方向外側にバックアップ軸受部１３を配置して、主軸１５のたわみによるモーメント荷重を少なくしている。また、内輪２１及び外輪２３と転動体２５との接触面圧や接触面積を少なくして摩擦を低減している。
　モーメント荷重の低減には、主軸１５のたわみを小さくするため、メイン軸受部１１とバックアップ軸受部１３との位置関係が重要である。また、内側軸受４３の内輪２１及び外輪２３と転動体２５との接触面積を小さくするには、外側軸受４１における内外輪軌道溝２１ａ，２３ａの軌道溝曲率比Ｒを、内側軸受４３における内外輪軌道溝２１ａ，２３ａの軌道溝曲率比Ｒより小さくする。また、外側軸受４１の接触角α１を内側軸受４３の接触角α２より大きくする、更には、外側軸受４１の転動体２５の直径（転動体径）ｄ１を、内側軸受４３の転動体２５の直径（転動体径）ｄ２より大きくする。ここで、内外輪軌道溝２１ａ，２３ａの軌道溝曲率比Ｒとは、アンギュラ玉軸受１７の転動体２５の直径ｄに対する内輪２１，外輪２３の軌道溝半径ｒの比（Ｒ＝ｒ／ｄ）を意味する。
　メイン軸受部１１とバックアップ軸受部１３との位置関係は、メイン軸受部１１の軸方向中央からバックアップ軸受部１３の軸方向中央までの距離をＬ、メイン軸受部１１の内輪２１の内径（主軸１５の外径）をＤとしたとき、寸法比Ｌ／Ｄは、０．２＜Ｌ／Ｄ＜７を満たすように配置するのがよい。図１に示す例では、Ｌ／Ｄ＝１．７となっている。
　Ｌ／Ｄが小さくなるとメイン軸受部１１のラジアル荷重が過大となる。一方、Ｌ／Ｄが大きくなると主軸１５のたわみによる軸受の傾きが大きくなり、モーメント荷重が過大となる。いずれの場合も軸受寿命が大幅に減少する。Ｌ／Ｄの好ましい範囲は０．２５＜Ｌ／Ｄ＜６であり、より好ましい範囲は０．３＜Ｌ／Ｄ＜５である。
　メイン軸受部１１においては、外側軸受４１における外輪軌道溝２３ａの軌道溝曲率比Ｒ１は、内側軸受４３における外輪軌道溝２３ａの軌道溝曲率比Ｒ２より小さく（Ｒ１＜Ｒ２）、又は、外側軸受４１の内輪軌道溝２１ａの軌道溝曲率比Ｒ３は、内側軸受４３における内輪軌道溝２１ａの軌道溝曲率比Ｒ４より小さく設定される（Ｒ３＜Ｒ４）。
　軌道溝曲率比が大きくなると、内外輪軌道溝２１ａ，２３ａと転動体２５との接触面積が小さくなり過ぎて接触面圧が大きくなる。また、軌道溝曲率比が小さくなると接触面積が増大して、接触抵抗が増大する。このため、バランスのとれた軌道溝曲率比としては、０．５１以上、０．５６以下の範囲が好ましい。図１に示す例では、外側軸受４１、及び内側軸受４３の内外輪軌道溝２１ａ，２３ａの軌道溝曲率比Ｒ１，Ｒ２，Ｒ３，Ｒ４は、いずれも０．５１以上、０．５６以下となっている。
　また、外側軸受４１の接触角α１は、内側軸受４３の接触角α２より大きく（α１＞α２）、外側軸受４１の転動体２５の直径ｄ１は、内側軸受４３の転動体２５の直径ｄ２より大きく設定されている（ｄ１＞ｄ２）。メイン軸受部１１の不具合を抑制するため荷重配分をバランスさせるために好適な接触角αは、１０°≦α≦５０°であり、好ましくは１５°≦α≦４５°である。図示例の接触角は、α１＝α２＝３５°であり、外側軸受４１の転動体２５の直径ｄ１は２４ｍｍ、内側軸受４３の転動体２５の直径ｄ２は２０ｍｍとなっている。
　さらに、メイン軸受部１１の内外輪軌道溝２１ａ，２３ａ表面の残留オーステナイト量は、５０重量％以下となっている（表面の残留オーステナイト量とは、具体的には軌道溝表面から４００μｍの深さまでのいずれかの深さにおける残留オーステナイト量を意味する）。この理由については後述する。
　図１において、メイン軸受部１１の中で中央荷重側の外側軸受は、ラジアル荷重及びモーメント荷重の負荷分担が多くなるため２列以上必要となることから、３列のアンギュラ玉軸受１７で構成し、バックアップ軸受部１３は２列のアンギュラ玉軸受１９で構成したが、本主軸装置１００はこれに限らない。例えば、メイン軸受部１１が４列以上、バックアップ軸受部１３が３列以上のアンギュラ玉軸受で構成されていてもよい。
　このように、Ｌ／Ｄを制限することで主軸１５のたわみによるモーメント荷重を抑制すると共に、外側軸受４１の転動体２５の直径ｄ１を内側軸受４３の転動体２５の直径ｄ２より大きく設定して、内側軸受４３の発熱量を抑制する。これにより、温度上昇に起因するはく離、焼き付き、クリープの発生を抑制できる。
　次に、上記した軸受の配列、形状、材料とはく離、焼き付き、クリープの関係について説明する。
（はく離）
　図２に示すように、主軸１５の荷重点Ｐにラジアル荷重が負荷されると、一般には、荷重点Ｐを中心に主軸１５が弓状にたわむ（図中太点線を参照）傾向がある。その場合、最も荷重点Ｐに近い軸受（荷重点側軸受１７Ａ）に大きな負荷が掛かる。軸受に大きな荷重が負荷された場合、内外輪軌道溝２１ａ，２３ａと転動体２５の間に大きな接触面圧が発生する。この場合、特に内輪軌道溝２１ａには、大きなせん断応力が生じる。また、材料内部の微小欠陥に大きな応力集中が生じた場合、微小欠陥の周辺に、き裂を生じることがある。さらに、主軸１５に荷重が負荷され続けることで、発生したき裂が進展し、やがて、き裂先端が表面に至ることで、はく離が発生する可能性がある。
　このようなはく離を抑制するため、主軸装置１０の構造の観点からは、メイン軸受部１１から主軸１５の外側に離間させてバックアップ軸受部１３を配置することが有効である。これにより、図２に示すように、主軸１５のたわみ変形が抑制されてメイン軸受部１１の荷重が低減され、内外輪軌道溝２１ａ，２３ａと転動体２５の間の接触面圧を小さく抑えられる。
　また、内外輪軌道溝２１ａ，２３ａと転動体２５間の接触面積を増加させることでもメイン軸受部１１の接触面圧を緩和できる。具体的には、軸受形状の観点から考えると、外側軸受４１に比較して内側軸受４３の転動体２５の直径ｄを大きく、内外輪溝曲率比（＝内輪の軌道溝半径／転動体直径、又は外輪軌道溝半径／転動体直径）を大きく、接触角を小さくすることで接触面圧を緩和できる。これにより、アンギュラ玉軸受１７の列数の増加による荷重分散効果だけではなく、荷重点側軸受１７Ａへの荷重集中も回避でき、はく離の発生を防止できる。
（焼き付き）
　主軸装置１０の主軸１５を高速回転で使用する場合、その主軸１５に搭載される組合せ軸受において、転動体２５と内外輪軌道溝２１ａ，２３ａ間の摩擦により、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、油膜切れによる焼き付きが発生するおそれがある。
　たわみは、主軸１５の全長に渡って発生するため、主軸長を長くするほど、主軸１５における弓状のたわみを伴う変形が大きくなる。これにより、ラジアル荷重以外に主軸１５のたわみによるモーメント荷重も同時に負荷される。よって、転動体２５と内外輪軌道溝２１ａ，２３ａ間の接触面圧が増加して、潤滑が切れやすくなり、焼き付き現象が発生しやすくなる。したがって、メイン軸受部１１においてラジアル荷重とモーメント荷重の増減を考慮しつつ、メイン軸受部１１とバックアップ軸受部１３の配置のバランスを適切にすることが、焼き付きの防止対策として有効となる。
　外側軸受４１は、両端面が外側軸受４１によって挟まれる内側軸受４３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しやすく、軸受の転がり摩擦による発熱で焼き付く可能性は低い。一方で、内側軸受４３においては、両端面が外側軸受４１によって挟まれていることから、放熱が不十分となりやすく、熱が篭ることで内外輪温度差（内輪温度＞外輪温度）が生じやすい。そのため、軸受の内部すきまが減少しやすくなり、また、予め予圧が負荷された組合せ軸受の場合は、予圧荷重が大幅に増加して、焼き付きの発生が懸念される。
　したがって、内側軸受４３に関して、発熱が極力少なくなるような構造とすることで、組合せ軸受全体としての耐焼き付き性を向上できる。ここで述べる発熱は、内外輪軌道溝２１ａ，２３ａと転動体２５間の摩擦によって生じるため、相互の接触面積を低減することが有効である。そのためには、転動体２５の直径ｄを小さく、内外輪溝曲率比を大きく、接触角を小さくすればよい。
　また、軸受の材料選定によっても温度上昇時の軸受の変形量を抑制することが可能である。転がり軸受においては、転動体２５と内外輪軌道溝２１ａ，２３ａ間に高い接触面圧が発生するため、塑性変形を生じない硬さが求められる。この硬さを工業生産上成立させるためには、０．５％Ｃ以上の炭素鋼を用いて焼入れ処理を行う必要がある。この際、炭素量の増加に伴って残留オーステナイトが発生しやすくなる。残留オーステナイトは不安定な相であり、長期間の使用中にマルテンサイトに変化して、軸受は永久ひずみを伴いながら膨張する。この膨張によって内外輪軌道溝２１ａ，２３ａが膨張し、焼き付きを生じることがある。
　そこで、内輪２１、外輪２３の少なくとも一方の材料中の残留オーステナイト量を制限することで、焼き付きを抑制できる。各材料中の残留オーステナイトは、５０重量％以下とするのが好ましい。また、４０重量％以下がより好ましく、更に好ましくは３０重量％以下である。
（クリープ）
　主軸装置１０では、軸受内輪に大きなラジアル荷重が負荷されるため、軸受内輪はラジアル方向に圧縮されると共に、内径が広がる傾向がある。このため、最初に与えたしめしろが減少する度合いが大きく、しめしろ不足に陥ることにつながる。加えて、内輪２１は回転側であるので、ラジアル荷重は所謂回転荷重となり、その結果、主軸１５に対して、内輪２１が円周方向にずれることで、クリープが生じる懸念がある。その場合でも、上記した残留オーステナイトの制限により内輪の膨張（経年変化）が抑制され、本不具合の防止も可能となる。
＜第２実施形態＞
　図３は第２実施形態の主軸装置の転がり軸受の配置例を示す構成図である。
　本実施形態の主軸装置２００は、メイン軸受部１１が、背面組合せ（ＤＢ組合せ）された４列のアンギュラ玉軸受１７（１７Ａ，１７Ｂ，１７Ｃ，１７Ｄ）から構成され、バックアップ軸受部１３が、背面組合せ（ＤＢ組合せ）された２列のアンギュラ玉軸受１９（１９Ａ，１９Ｂ）から構成される。
　メイン軸受部１１及びバックアップ軸受部１３のＬ／Ｄは３．５である。また、外側軸受４１（１７Ａ，１７Ｄ）の内外輪溝曲率比Ｒ１は０．５２であり、内側軸受４３（１７Ｂ，１７Ｃ）の内外輪溝曲率比Ｒ２は０．５４である。つまり、荷重点側及び反荷重点側に配置される外側軸受４１における外輪及び内輪の軌道溝曲率比Ｒ１は、外側軸受４１に挟まれる内側軸受４３における外輪及び内輪の軌道溝曲率比Ｒ２より小さくなっている（Ｒ１＜Ｒ２）。
　外側軸受４１及び内側軸受４３は、転動体２５の直径ｄが２４ｍｍ、接触角αが３０°になっている。それらの効果は、第１実施形態の主軸装置１００と同様である。
＜第３実施形態＞
　図４は第３実施形態の主軸装置の転がり軸受の配置例を示す構成図である。本実施形態の主軸装置３００は、メイン軸受部１１が、背面組合せ（ＤＢ組合せ）された５列のアンギュラ玉軸受１７（１７Ａ，１７Ｂ，１７Ｃ，１７Ｄ，１７Ｅ）から構成され、バックアップ軸受部１３が、背面組合せ（ＤＢ組合せ）された２列のアンギュラ玉軸受１９（１９Ａ，１９Ｂ）から構成されている。
　このメイン軸受部１１及びバックアップ軸受部１３のＬ／Ｄは４．１である。また、外側軸受４１（１７Ａ，１７Ｅ）、及び内側軸受４３（１７Ｂ，１７Ｃ，１７Ｄ）は、全て内外輪溝曲率比Ｒが０．５３、転動体２５の直径ｄが２２ｍｍ、接触角αが２５°になっている。
＜第４実施形態＞
　図５は第４実施形態の主軸装置の転がり軸受の配置例を示す構成図である。本実施形態の主軸装置４００は、メイン軸受部１１が、背面組合せ（ＤＢ組合せ）された４列のアンギュラ玉軸受１７（１７Ａ，１７Ｂ，１７Ｃ，１７Ｄ）から構成され、バックアップ軸受部１３が、背面組合せ（ＤＢ組合せ）された２列のアンギュラ玉軸受１９（１９Ａ，１９Ｂ）から構成される。
　このメイン軸受部１１及びバックアップ軸受部１３のＬ／Ｄは３．５である。また、外側軸受４１（１７Ａ，１７Ｄ）の接触角α１は３０°であり、内側軸受４３（１７Ｂ，１７Ｃ）の接触角α２は２５°である。つまり、接触角はα１＞α２の関係を有している。
　また、外側軸受４１、及び内側軸受４３は、いずれも内外輪溝曲率比Ｒが０．５５、転動体２５の直径ｄが２２ｍｍになっている。
＜第５実施形態＞
　図６は第５実施形態の主軸装置の転がり軸受の配置例を示す構成図である。本実施形態の主軸装置５００は、メイン軸受部１１が、背面組合せ（ＤＢ組合せ）された６列のアンギュラ玉軸受１７（１７Ａ，１７Ｂ，１７Ｃ，１７Ｄ，１７Ｅ，１７Ｆ）から構成され、バックアップ軸受部１３が、背面組合せ（ＤＢ組合せ）された２列のアンギュラ玉軸受１９（１９Ａ，１９Ｂ）から構成される。
　このメイン軸受部１１及びバックアップ軸受部１３のＬ／Ｄは５．２である。また、外側軸受４１（１７Ａ，１７Ｆ）の接触角α１は３５°であり、内側軸受４３（１７Ｂ，１７Ｃ，１７Ｄ，１７Ｅ）の接触角α２は３０°である。つまり、接触角は、α１＞α２の関係を有している。
　また、外側軸受４１、及び内側軸受４３は、いずれも内外輪溝曲率比Ｒが０．５４、転動体２５の直径ｄが２４ｍｍになっている。
＜第６実施形態＞
　図７は第６実施形態の主軸装置の転がり軸受の配置例を示す構成図である。本実施形態の主軸装置６００は、メイン軸受部１１が、背面組合せ（ＤＢ組合せ）された６列のアンギュラ玉軸受１７（１７Ａ，１７Ｂ，１７Ｃ，１７Ｄ，１７Ｅ，１７Ｆ）から構成され、バックアップ軸受部１３が、背面組合せ（ＤＢ組合せ）された２列のアンギュラ玉軸受１９（１９Ａ，１９Ｂ）から構成される。
　このメイン軸受部１１及びバックアップ軸受部１３のＬ／Ｄは５．２である。また、外側軸受４１（１７Ａ，１７Ｆ）の接触角α１は３５°である。内側軸受４３のうち、外側に配置されたアンギュラ玉軸受１７Ｂ，１７Ｅの接触角α２は３０°であり、内側に配置されたアンギュラ玉軸受１７Ｃ，１７Ｄの接触角α３は２５°である。つまり、接触角は、α１＞α２＞α３の関係を有している。
　外側軸受４１の外輪溝曲率比Ｒ１は０．５１、内輪溝曲率比Ｒ２は０．５２である。内側軸受４３のうち外側に配置されたアンギュラ玉軸受１７Ｂ，１７Ｅの内外輪溝曲率比Ｒ３は、いずれも０．５３であり、内側に配置されたアンギュラ玉軸受１７Ｃ，１７Ｄの外輪溝曲率比Ｒ４は０．５４、内輪溝曲率比Ｒ５は０．５３となっている。
　つまり、外側軸受４１における外輪の軌道溝曲率比Ｒ１は、内側軸受４３における外輪の軌道溝曲率比Ｒ３，Ｒ４より小さい（Ｒ１＜Ｒ３，Ｒ１＜Ｒ４）。また、外側軸受４１の内輪の軌道溝曲率比Ｒ２は、内側軸受４３における、アンギュラ玉軸受１７Ｂの内輪の軌道溝曲率比Ｒ３と同じで（Ｒ２＝Ｒ３）、アンギュラ玉軸受１７Ｃの内輪の軌道溝曲率比Ｒ５より小さくなっている（Ｒ２＜Ｒ５）。
　また、外側軸受４１の転動体２５の直径ｄ１は２４ｍｍである。内側軸受４３は、外側に配置されたアンギュラ玉軸受１７Ｂ，１７Ｅの転動体２５の直径ｄ２が２２ｍｍ、内側に配置されたアンギュラ玉軸受１７Ｃ，１７Ｄの転動体２５の直径ｄ３が２０ｍｍとなっている。つまり、転動体２５の直径は、ｄ１＞ｄ２＞ｄ３の関係を有している。
＜第７実施形態＞
　図８は第７実施形態の主軸装置の転がり軸受の配置例を示す構成図である。本実施形態の主軸装置７００は、メイン軸受部１１が、背面組合せ（ＤＢ組合せ）された６列のアンギュラ玉軸受１７（１７Ａ，１７Ｂ，１７Ｃ，１７Ｄ，１７Ｅ，１７Ｆ）から構成され、バックアップ軸受部１３が、背面組合せ（ＤＢ組合せ）された３列のアンギュラ玉軸受１９（１９Ａ，１９Ｂ，１９Ｃ）から構成されている。
　このメイン軸受部１１及びバックアップ軸受部１３のＬ／Ｄ＝６．４である。また、外側軸受４１（１７Ａ，１７Ｆ）の接触角α１は３５°であり、内側軸受４３（１７Ｂ，１７Ｃ，１７Ｄ，１７Ｅ）の接触角α２は３０°である。つまり、接触角はα１＞α２の関係を有している。
　また、外側軸受４１の内外輪溝曲率比Ｒ１は０．５２、内側軸受４３のうち、外側に配置されたアンギュラ玉軸受１７Ｂ，１７Ｅの内外輪溝曲率比Ｒ２は０．５３であり、内側に配置されたアンギュラ玉軸受１７Ｃ，１７Ｄの内外輪溝曲率比Ｒ３は０．５４となっている。つまり、内外輪溝曲率比は、Ｒ１＜Ｒ２＜Ｒ３の関係を有している。
　外側軸受４１の転動体２５の直径ｄ１は２４ｍｍである。内側軸受４３は、外側に配置されたアンギュラ玉軸受１７Ｂ，１７Ｅの転動体２５の直径ｄ２が２２ｍｍ、内側に配置されたアンギュラ玉軸受１７Ｃ，１７Ｄの転動体２５の直径ｄ３が２０ｍｍになっている。つまり、転動体２５の直径は、ｄ１＞ｄ２＞ｄ３の関係を有している。
＜第８実施形態＞
　図９は第８実施形態の主軸装置の転がり軸受の配置例を示す構成図である。本実施形態の主軸装置８００は、メイン軸受部１１が、背面組合せ（ＤＢ組合せ）された６列のアンギュラ玉軸受１７（１７Ａ，１７Ｂ，１７Ｃ，１７Ｄ，１７Ｅ，１７Ｆ）から構成され、バックアップ軸受部１３が、背面組合せ（ＤＢ組合せ）された３列のアンギュラ玉軸受１９（１９Ａ，１９Ｂ，１９Ｃ）から構成されている。
　このメイン軸受部１１及びバックアップ軸受部１３のＬ／Ｄは６．４である。また、外側軸受４１（１７Ａ，１７Ｆ）の接触角α１は３５°である。内側軸受４３のうち、外側に配置されたアンギュラ玉軸受１７Ｂ，１７Ｅの接触角α２は３０°であり、内側に配置されたアンギュラ玉軸受１７Ｃ，１７Ｄの接触角α３は２５°である。つまり、接触角は、α１＞α２＞α３の関係を有している。
　外側軸受４１の内外輪溝曲率比Ｒ１は０．５３、内側軸受４３の内外輪溝曲率比Ｒ２は０．５４となっており、Ｒ１＜Ｒ２の関係を有している。
　また、外側軸受４１の転動体２５の直径ｄ１は２４ｍｍ、内側軸受４３の転動体２５の直径ｄ２は２２ｍｍとなっており、ｄ１＞ｄ２の関係を有している。
　上記した各実施形態によれば、転がり軸受に作用する荷重負荷分布を適正にして、局所的な温度上昇による焼き付きを抑制できる。
　本発明は上記の実施形態に限定されるものではなく、実施形態の各構成を相互に組み合わせることや、明細書の記載、並びに周知の技術に基づいて、当業者が変更、応用することも本発明の予定するところであり、保護を求める範囲に含まれる。
　例えば、上記説明では、左右両端に配置されたメイン軸受部１１及びバックアップ軸受部１３を構成するアンギュラ玉軸受１７，１９の個数、メイン軸受部１１の内輪２１の内径Ｄに対するメイン軸受部１１とバックアップ軸受部１３との距離Ｌの寸法比Ｌ／Ｄ、アンギュラ玉軸受１７，１９の接触角α、転動体２５の直径ｄ、内外輪溝曲率比Ｒは、軸方向の左右で同じとして説明したが、異なっていてもよい。
　以上の通り、本明細書には次の事項が開示されている。
（１）　ラジアル荷重が負荷される回転軸を、軸受部を介してハウジングに支持した主軸装置であって、
　前記軸受部は、
　前記ラジアル荷重が前記回転軸に負荷される荷重点を中心として軸方向に離間して配置され、それぞれ３列以上のアンギュラ玉軸受を有する一対の荷重点側軸受部と、
　前記一対の荷重点側軸受部から軸方向外側に離間して配置され、それぞれ２列以上のアンギュラ玉軸受を有する一対の反荷重点側軸受部と、を備える主軸装置。
　この主軸装置によれば、一対の荷重点側軸受部に作用するモーメント荷重を小さくすることができ、アンギュラ玉軸受に作用する荷重負荷分布を適正にすることができる。これによれば、例えばアンギュラ玉軸受の摩擦による発熱を抑制して焼き付き等の不具合の発生を防止できる。
（２）　前記荷重点側軸受部は、前記アンギュラ玉軸受の転動体の直径ｄに対する軌道溝半径ｒの比（ｒ／ｄ）を軌道溝曲率比とした場合、
　荷重点側及び反荷重点側の各端部に配置される外側軸受における外輪の軌道溝曲率比は、前記外側軸受に挟まれる内側軸受における外輪の軌道溝曲率比より小さい、又は、
　前記荷重点側及び反荷重点側の各端部に配置される前記外側軸受の内輪の軌道溝曲率比は、前記外側軸受に挟まれる内側軸受における内輪の軌道溝曲率比より小さい、（１）に記載の主軸装置。
　この主軸装置によれば、外側軸受と比較して熱が内部に籠りやすい内側軸受における発熱を抑制して、焼き付き等の不具合の発生を防止できる。
（３）　前記荷重点側軸受部の前記荷重点側及び反荷重点側の各端部に配置される外側軸受の接触角は、前記外側軸受に挟まれる内側軸受の接触角より大きい、（１）又は（２）に記載の主軸装置。
　この主軸装置によれば、内側軸受における軌道溝と転動体との接触面積を小さくして発熱を抑制できる。
（４）　前記荷重点側軸受部の前記荷重点側及び反荷重点側の各端部に配置される外側軸受の転動体径は、前記外側軸受に挟まれる内側軸受の転動体径より大きい、（１）～（３）のいずれか一つに記載の主軸装置。
　この主軸装置によれば、内側軸受における軌道溝と転動体の接触面積を小さくして発熱を抑制できる。
（５）　前記アンギュラ玉軸受の内外輪における軌道溝表面の残留オーステナイト量は、５０重量％以下である、（１）～（４）のいずれか一つに記載の主軸装置。
　この主軸装置によれば、残留オーステナイトのマルテンサイト化による体積膨張を少なくして、軌道溝と転動体の接触面圧の増加を防止できる。
　なお、本出願は、２０１８年９月１３日出願の日本特許出願（特願２０１８－１７１７８７）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。
　１１　メイン軸受部（荷重点側軸受部）
　１３　バックアップ軸受部（反荷重点側軸受部）
　１５　主軸（回転軸）
１７Ａ，１７Ｂ，１７Ｃ，１７Ｄ，１７Ｅ，１７Ｆ　アンギュラ玉軸受
１９Ａ，１９Ｂ，１９Ｃ　アンギュラ玉軸受
　４１　外側軸受
　４３　　内側軸受
１００，２００，３００，４００，５００，６００，７００，８００　主軸装置

Claims (5)

  1. 　ラジアル荷重が負荷される回転軸を、軸受部を介してハウジングに支持した主軸装置であって、
    　前記軸受部は、
    　前記ラジアル荷重が前記回転軸に負荷される荷重点を中心として軸方向に離間して配置され、それぞれ３列以上のアンギュラ玉軸受を有する一対の荷重点側軸受部と、
    　前記一対の荷重点側軸受部から軸方向外側に離間して配置され、それぞれ２列以上のアンギュラ玉軸受を有する一対の反荷重点側軸受部と、を備える主軸装置。
  2. 　前記荷重点側軸受部は、前記アンギュラ玉軸受の転動体の直径ｄに対する軌道溝半径ｒの比（ｒ／ｄ）を軌道溝曲率比とした場合、
    　荷重点側及び反荷重点側の各端部に配置される外側軸受における外輪の軌道溝曲率比は、前記外側軸受に挟まれる内側軸受における外輪の軌道溝曲率比より小さい、又は、
    　前記荷重点側及び反荷重点側の各端部に配置される前記外側軸受の内輪の軌道溝曲率比は、前記外側軸受に挟まれる内側軸受における内輪の軌道溝曲率比より小さい、請求項１に記載の主軸装置。
  3. 　前記荷重点側軸受部の前記荷重点側及び反荷重点側の各端部に配置される外側軸受の接触角は、前記外側軸受に挟まれる内側軸受の接触角より大きい、請求項１又は２に記載の主軸装置。
  4. 　前記荷重点側軸受部の前記荷重点側及び反荷重点側の各端部に配置される外側軸受の転動体径は、前記外側軸受に挟まれる内側軸受の転動体径より大きい、請求項１～３のいずれか一項に記載の主軸装置。
  5. 　前記アンギュラ玉軸受の内外輪における軌道溝表面の残留オーステナイト量は、５０重量％以下である、請求項１～４のいずれか一項に記載の主軸装置。
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