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JP6690462B2 - 玉軸受、主軸装置及び工作機械 - Google Patents

玉軸受、主軸装置及び工作機械 Download PDF

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Description

本発明は、玉軸受、主軸装置及び工作機械に関し、より詳細には、玉軸受は外輪給油型のものに関する。
近年、工作機械用主軸は切削効率の向上を目指して、高速化の要求が高まっている。また、該主軸には、最近、生産の高効率化のため複雑形状の被加工物を複数の工作機械を使用せず、かつ、段替えなしで加工することが可能な５軸加工機への対応ニーズも出てきている。５軸加工機では、主軸やテーブルが旋回するため、旋回半径の短縮化による省スペース化、あるいは、旋回時のイナーシャ軽減や軽量化による省電力志向等の要求から、スピンドルの軸方向長さの短縮が求められている。
工作機械主軸用として多く採用されている転がり軸受の潤滑方法としては、グリース潤滑、オイルエア潤滑、オイルミスト潤滑などが挙げられる。一般的に、高速回転(ｄｍｎ８０万以上)の領域ではオイルエア潤滑が採用される。従来のオイルエア潤滑としては、図１０（ａ）に示す軸受１００の側方に配置された給油用ノズルこま１０１、又は、図１０（ｂ）に示す軸受１００の側方に配置された外輪間座１０２の径方向貫通孔１０２ａに挿入された給油用ノズルこま１０１を用いて、軸受側面から軸受内部に高圧エア及び微細な油粒を供給する方式が知られている。
この方式では、ノズルこま１０１等の給油用部品が別に必要であり、スピンドルの部品点数が多くなるため、スピンドル全体のコストアップや管理の手間が増えることにつながる。また、ノズルこま１０１を使用するため外輪間座の形状やハウジングの構造が複雑になり、スピンドルの設計・加工の手間が増える。さらに、軸受の軸方向側面側にノズルこま１０１を設置するため、ある程度の間座長さが必要になり、スピンドルの軸方向長さが長くなる。これによって、工作機械自体の大きさが大きくなったり、軸方向長さが増えた分スピンドル重量が重くなり、スピンドルの危険速度(危険速度とは、スピンドルが有する固有振動数から算出した回転速度であり、この危険速度域でスピンドルを回転させると、振動大となってしまう。)が低くなったりする。また、高速回転化に伴い発生するエアカーテン(エアカーテンとは、空気と高速回転する内輪外径表面との摩擦によって発生する円周方向の高速空気流の壁のことである)によって、給油用ノズルからの油粒の供給が阻害され、その結果、軸受内部へ確実に潤滑油が供給されず焼付きに至ることがある。このように従来のオイルエア潤滑は、高速回転下における潤滑性ではグリース潤滑に勝るものの、高速化が進むにつれて、その構造上及び機能上の問題を抱えている。
また、他のオイルエア潤滑方式としては、図１１に示すように、外輪１１１の外周面の周方向に油溝１１２を形成し、かつ、その油溝１１２と同じ軸方向位置に、径方向に向いた油孔１１３が形成された外輪給油型軸受１１０を用いることが知られている（例えば、特許文献１参照）。このような外輪給油型軸受では、軸受が高速回転で使用される場合でも、油粒の供給がエアカーテンによって阻害されることがない。そのため、高速回転でも安定したスピンドルの使用が可能となる。
図１２は、ノズルこま１０１を用いたオイルエア潤滑と外輪給油仕様のオイルエア潤滑それぞれの場合における主軸の概略図を示す。図１２の上半分が外輪給油仕様のオイルエア潤滑のスピンドル１２０、下半分がノズルこま１０１を用いたオイルエア潤滑のスピンドル１２０Ａである。なお、図１２中、符号１２１は、回転軸であり、符号１２２は、回転軸１２１に嵌合するモータのロータである。このように、ノズルこま１０１を用いたオイルエア潤滑の場合には、軸受１００の側面から潤滑油を供給するために一定以上の軸方向長さの間座が必要になる。それに対して、外輪給油仕様の場合は、給油用の間座が必要ないため、ノズルこまの削減や間座の構造を簡単にすることができ、間座１２３の軸方向長さをノズルコマを用いる仕様に比べて、短くすることができる。これにより、外輪給油仕様では、主軸・給油用の部品の設計・加工や部品の管理が簡単になり、工作機械の設計・製造・管理において全体的なコストダウンが可能となる。加えて、軸方向長さを短くできることで、工作機械サイズの小型化やスピンドル危険速度の向上にもつながる。このように、外輪給油型軸受には、従来の側面給油型軸受と比較して多くの利点を有している。
特開２０１３−７９７１１号公報
ところで、工作機械主軸用の玉軸受は、その主軸の仕様に合わせて様々な条件で使用される。軸受回転数や初期予圧荷重、および加工時の外部荷重の大きさ等が異なると、使用されている軸受の内部状態（接触角、内輪溝と玉あるいは外輪溝と玉間接触部の接触楕円の大きさや接触面圧など）が異なる。このため、様々な条件で使用される玉軸受において、軸受の潤滑性を向上することが望まれている。
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、外輪給油型軸受の外輪に設けられた、径方向孔の軸方向位置を、軸受の使用用途によって適切に設定することで、より良い潤滑性能を得ることができる玉軸受、主軸装置及び工作機械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） 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、該外輪軌道溝の軸方向一方側にカウンターボア、及び、該外輪軌道溝の軸方向他方側に溝肩を有する外輪と、前記内輪軌道溝と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、を備え、潤滑油によって潤滑される玉軸受であって、
前記外輪は、その外周面から内周面まで径方向に亘って貫通する少なくとも１つの径方向孔を有し、
前記径方向孔の内径側開口部の軸方向位置は、前記外輪の溝底と、前記玉と前記外輪との接触点の間で、且つ、前記玉と前記外輪軌道溝との間の接触楕円から離間している、玉軸受。
（２） 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、該外輪軌道溝の軸方向一方側にカウンターボア、及び、該外輪軌道溝の軸方向他方側に溝肩を有する外輪と、前記内輪軌道溝と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、を備え、潤滑油によって潤滑される玉軸受であって、
前記外輪は、その外周面から内周面まで径方向に亘って貫通する少なくとも１つの径方向孔を有し、
前記径方向孔の内径側開口部の軸方向位置は、前記玉と前記外輪との接触点に対して前記外輪の溝底と反対側の前記外輪軌道溝内であって、前記玉と前記外輪軌道溝との間の接触楕円から離間している、玉軸受。
（３） 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、該外輪軌道溝の軸方向一方側にカウンターボア、及び、該外輪軌道溝の軸方向他方側に溝肩を有する外輪と、前記内輪軌道溝と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、を備え、潤滑油によって潤滑される玉軸受であって、
前記外輪は、その外周面から内周面まで径方向に亘って貫通する少なくとも１つの径方向孔を有し、
前記径方向孔の内径側開口部の軸方向位置は、前記玉と前記外輪軌道溝との間の接触楕円から離間するとともに、前記玉と前記外輪との接触点に対して前記外輪の溝底と反対側の前記外輪軌道溝と前記溝肩とに跨って設けられる、玉軸受。
（４） 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、該外輪軌道溝の軸方向一方側にカウンターボア、及び、該外輪軌道溝の軸方向他方側に溝肩を有する外輪と、前記内輪軌道溝と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、を備え、潤滑油によって潤滑される玉軸受であって、
前記外輪は、その外周面から内周面まで径方向に亘って貫通する少なくとも１つの径方向孔を有し、
前記径方向孔の内径側開口部の軸方向位置は、前記溝肩内に設けられるとともに、前記径方向孔の内径側開口部の少なくとも一部が前記玉と軸方向にオーバーラップしている、玉軸受。
（５） 前記外輪の外周面には、前記径方向孔と連通する凹状溝が周方向に沿って形成されている、（１）〜（４）のいずれかに記載の玉軸受。
（６） 前記外輪の外周面には、上記凹状溝を挟む軸方向両側に環状溝が周方向に沿って形成され、前記各環状溝には、それぞれ環状のシール部材が配置される（５）に記載の玉軸受。
（７） 前記径方向孔の直径が０．５〜１．５ｍｍである、（１）〜（６）のいずれかに記載の玉軸受。
（８） 前記玉の接触角が２５〜６０°の範囲にある、（１）〜（７）のいずれかに記載の玉軸受。
（９） （１）〜（８）のいずれかに記載の玉軸受と、前記玉軸受の側方に配置される円筒ころ軸受と、前記玉軸受の前記外輪及び前記円筒ころ軸受の外輪が内嵌されるハウジングと、を備える主軸装置であって、
前記玉軸受の外輪の外周面と、前記玉軸受の外輪が内嵌する前記外輪が内嵌するハウジングの内周面との間の径方向すきまΔが半径法で、Δ＝０．０１〜１ｍｍである、主軸装置。
（１０） （９）に記載の主軸装置を備える、工作機械。
本発明の玉軸受によれば、外輪は、その外周面から内周面まで径方向に亘って貫通する少なくとも１つの径方向孔を有し、径方向孔の内径側開口部の軸方向位置は、外輪の溝底と、玉と前記外輪との接触点の間で、且つ、玉と外輪軌道溝との間の接触楕円から離間しているので、低速かつ初期予圧荷重大の条件で使用される玉軸受においてより良い潤滑性能を得ることができる。
また、本発明の玉軸受によれば、外輪は、その外周面から内周面まで径方向に亘って貫通する少なくとも１つの径方向孔を有し、径方向孔の内径側開口部の軸方向位置は、玉と外輪との接触点に対して外輪の溝底と反対側の外輪軌道溝内であって、玉と外輪軌道溝との間の接触楕円から離間しているので、高速領域で使用される玉軸受においてより良い潤滑性能を得ることができる。
さらに、本発明の玉軸受によれば、外輪は、その外周面から内周面まで径方向に亘って貫通する少なくとも１つの径方向孔を有し、径方向孔の内径側開口部の軸方向位置は、玉と外輪軌道溝との間の接触楕円から離間するとともに、玉と外輪との接触点に対して外輪の溝底と反対側の外輪軌道溝と溝肩とに跨って設けられるので、高速領域で使用される玉軸受においてより良い潤滑性能を得ることができる。
また、本発明の玉軸受によれば、外輪は、その外周面から内周面まで径方向に亘って貫通する少なくとも１つの径方向孔を有し、径方向孔の内径側開口部の軸方向位置は、溝肩内に設けられるとともに、径方向孔の内径側開口部の少なくとも一部が玉と軸方向にオーバーラップしているので、高速領域で使用される玉軸受においてより良い潤滑性能を得ることができる。
本発明の第１実施形態に係る玉軸受の断面図である。 （ａ）は、図１の玉軸受において、予圧が負荷される前の接触角を示す玉軸受の断面図であり、（ｂ）は、初期予圧荷重が負荷された後の接触角を示す玉軸受の断面図である。 （ａ）は、第１実施形態の玉軸受が適用される主軸装置の断面図であり、（ｂ）は、（ａ）のＩＩＩ部拡大図である。 第１実施形態の変形例に係る玉軸受の断面図である。 本発明の第２実施形態に係る玉軸受の断面図である。 （ａ）は、軸受静止中の転動体の荷重状態を示し、（ｂ）は、軸受静止中における力のつりあいを示し、（ｃ）は、軸受回転中の転動体の荷重状態を示し、（ｄ）は、軸受回転中における力のつりあいを示す。 （ａ）は、図５の玉軸受において、初期予圧荷重が負荷される前の接触角を示す玉軸受の断面図であり、（ｂ）は、初期予圧荷重が負荷された後の接触角を示す玉軸受の断面図である。 本発明の第２実施形態の変形例に係る玉軸受の断面図である。 本発明の第２実施形態の他の変形例に係る玉軸受の断面図である。 （ａ）及び（ｂ）は、ノズルこまを用いた従来のオイルエア潤滑を示す断面図である。 外輪給油仕様のオイルエア潤滑の玉軸受の断面図である。 上半分が外輪給油仕様のオイルエア潤滑のスピンドル、及び下半分がノズルこまを用いたオイルエア潤滑のスピンドルの各断面図である。
以下、本発明の各実施形態に係る玉軸受、主軸装置及び工作機械について、図面に基づいて詳細に説明する。
（第１実施形態）
第１実施形態に係るスラストアンギュラ玉軸受１０は、旋盤主軸に組み込まれ、一般的に低速(ｄｍｎ６０万以下程度)の領域で使用される。また、このスラストアンギュラ玉軸受１０は、加工中に発生する大きな外部アキシアル荷重を負荷するため、１０００〜６０００Ｎ程度の大きな初期予圧荷重を負荷した状態で使用される。
図１に示すように、スラストアンギュラ玉軸受１０は、外周面に円弧状の内輪軌道溝１１ａを有する内輪１１と、内周面に円弧状の外輪軌道溝１２ａを有する外輪１２と、保持器１４に保持され、所定の接触角αをもって内輪軌道溝１１ａと外輪軌道溝１２ａとの間に転動自在に配置された複数の玉１３と、を備える。外輪１２の軸方向一方側の内周面には、カウンターボア１２ｂが設けられている一方、軸方向他方側の内周面には、溝肩１２ｃが形成されている。
接触角αは、アキシアル剛性を高めるため、２５〜６０°、好ましくは、３０〜６０°と大きく設定される。
このスラストアンギュラ玉軸受１０は、外輪給油型軸受であり、外輪１２は、その外周面から内周面まで径方向に亘って貫通する径方向孔１５を有する。また、外輪１２の外周面には、径方向孔１５と連通する凹状溝１６が周方向に沿って形成される。これにより、アンギュラ玉軸受１０では、図示しないハウジングの給油路から供給された油粒及び潤滑エアが、外輪１２の凹状溝１６及び径方向孔１５を介して、直接、玉１３に供給され、オイルエア潤滑が行われる。
なお、周状の凹状溝は、外輪１２に設ける代わりに、ハウジングの内周面において、径方向孔１５と連通する給油路開口の位置に形成されてもよい。
また、本実施形態では、径方向孔１５の内径側開口部の軸方向位置は、外輪１２の溝底（溝底位置Ａ）と、玉１３と外輪１２との接触点（接触位置Ｂ）との間で、且つ、玉１３と外輪軌道溝１２ａとの間の接触楕円Ｅから離間した位置となるように設定される。
ここで、図２（ａ）に示すように、スラストアンギュラ玉軸受１０は接触角αが大きいため、外輪１２の溝底位置Ａから外輪１２と玉１３との接触位置Ｂまでの軸方向距離Ｌ１が長く、反対に、外輪１２と玉１３の接触位置Ｂから溝肩開始位置Ｃまでの軸方向距離Ｌ２が短い。
さらに、このスラストアンギュラ玉軸受１０は、上述のように、大きな初期予圧荷重が負荷されるため、図２（ｂ）に示すように、接触角は、初期予圧荷重が負荷される前の角度αからα’に変化（大きくなる）し、外輪１２と玉１３の接触位置もＢ’へ移動する。したがって、玉軸受１０が主軸に組み込まれた状態では、外輪１２の溝底位置Ａから外輪１２と玉１３との接触位置Ｂ’までの軸方向距離Ｌ１’は、図２（ａ）のＬ１と比較してより長くなり、外輪１２と玉１３との接触位置Ｂ’から外輪溝肩開始位置Ｃまでの軸方向距離Ｌ２’は図２（ａ）のＬ２と比較してより短くなる。
また、軸受回転時の潤滑性の点から、径方向孔１５の軸方向位置は、外輪１２の溝底位置Ａから接触角側(＝反カウンタボア側)に設けられることが好ましい。これは、軸受回転中に、外輪１２と玉１３との接触位置Ｂに、より確実に潤滑油を供給するためである。
さらに、内外輪１１、１２と玉１３との接触位置での接触面圧の増加を抑制する観点から、径方向孔１５の内径側開口部が、軸方向において、玉１３と外輪軌道溝１２ａとの間の接触楕円Ｅとオーバーラップしないように設定される。この接触楕円Ｅとは、初期予圧荷重によってのみ発生する接触楕円、より好ましくは、被加工物加工時に発生する外部荷重を含めた軸受内部荷重によって発生する接触楕円のことである。
以上の点から、図１に示したように、低速かつ初期予圧荷重大の条件で使用される玉軸受１０においては、外輪１２に設けられた径方向孔１５の内径側開口部の軸方向位置は、外輪１２の溝底位置Ａよりも接触角側、かつ、外輪１２と玉１３の接触位置Ｂよりも溝底側に設定することが望ましい。
また、上述のようなスラストアンギュラ玉軸受１０を用いた主軸装置としては、工作機械用主軸装置、印刷機のロール回転用主軸装置、摩擦攪拌機（ＦＳＷ）用主軸装置、その他、各種産業機械の駆動用主軸装置が挙げられる。
例えば、スラストアンギュラ玉軸受１０を用いた主軸装置３０としては、図３（ａ）に示すように、円筒ころ軸受３１と組み合わせて使用する構成が採用されている。即ち、この主軸装置３０では、前側軸受を本実施形態の一対のスラストアンギュラ玉軸受１０と円筒ころ軸受３１とで構成し、後側軸受を他の円筒ころ軸受４０とする。そして、回転軸５は、これらの軸受１０、３１、４０を介してハウジング１に対して回転自在に支持される。ハウジング１の内周面には、一対のスラストアンギュラ玉軸受１０、円筒ころ軸受３１、及び他の円筒ころ軸受４０の各外輪が内嵌している。
このような構成の場合、図３（ｂ）に示すように、スラストアンギュラ玉軸受１０でラジアル荷重を負荷することのないように、スラストアンギュラ玉軸受１０の外輪１２の外周面と、玉軸受１０の外輪１２が内嵌するハウジング１の内周面との間の径方向すきまΔを半径法で０．０１〜１ｍｍ確保し、両部品が接しないような設計とする。
このような設計の場合、ハウジング１に形成された潤滑油導入孔２のハウジング内径側開口部２ａと、外輪１２に設けられた径方向孔１５の外輪外径側開口部１５ａとの間の径方向距離も広くなり、潤滑油給油時には、ハウジング１の内周面と外輪１２の外周面との間からの油漏れが発生する可能性が高くなる。
このため、図４に示す変形例のように、外輪１２の外周面において、凹状溝１６を挟む軸方向両側に、環状溝１９を周方向に沿って形成し、各環状溝１９に、例えばＯ−リングなどの環状の弾性部材である、シール部材２０を配置することで、この油漏れを防止することができる。
また、グリース潤滑の場合、このような大きな初期予圧荷重および大きな外部荷重が負荷されるような条件においては、玉や内外輪でのせん断による物理的劣化、および軸受発熱大による化学的劣化など、グリースの劣化が促進されるため、潤滑不良による軸受早期損傷が発生する可能性がある。この早期損傷を防止する方策の一つとして、初期グリース封入量を増やすことが挙げられるが、グリース封入量増加による軸受回転時の抵抗増加に伴う、主軸回転トルク大や軸受発熱大等の問題が発生してしまう。したがって、軸受回転時の潤滑性向上、信頼性向上の点から、オイルエア潤滑はグリース潤滑に対して利点を有している。
なお、本実施形態では、径方向孔１５の直径は、潤滑油の供給性および、接触楕円との干渉防止を考慮して、０．５〜１．５ｍｍに設定されている。また、本実施形態では、径方向孔１５は、径方向に亘って一様な直径を有している。
したがって、本実施形態のスラストアンギュラ玉軸受１０によれば、外輪１２に設けられた径方向孔１５の内径側開口部の軸方向位置は、外輪１２の溝底と、玉１３と外輪１２との接触点との間にあるので、低速かつ初期予圧荷重大の条件で使用される際、軸受回転中に、外輪１２と玉１３との接触位置Ｂに、より確実に潤滑油を供給することができ、より良い潤滑性能を得ることができる。
また、径方向孔１５の内径側開口部の軸方向位置が、玉１３と外輪軌道溝１２ａとの間の接触楕円Ｅから離間した位置となるようにすることで、内外輪１１、１２と玉１３との接触位置での接触面圧の増加を抑制することができる。
（第２実施形態）
次に、第２実施形態の玉軸受について、図５を参照して説明する。
第２実施形態の玉軸受１０ａは、マシニングセンタ用主軸のような高速領域で使用される主軸に組み込まれるものを対象としており、接触角αは、第１実施形態と比較して小さく設定され、また、径方向孔１５の内径側開口部の軸方向位置においても、第１実施形態のものと異なる。即ち、本実施形態の径方向孔１５の内径側開口部の軸方向位置は、図５に示すように、玉１３と外輪１２との接触点（接触位置Ｂ）に対して外輪１２の溝底Ａと反対側の外輪軌道溝１２ａ内であって、玉１３と外輪軌道溝１２ａとの間の接触楕円Ｅから離間している。
高速で使用される玉軸受１０ａでは、一般的に、運転中の軸受内部荷重の増加を抑制する目的として、定圧予圧方式（コイルばね、皿ばねなどを利用して、軸受に予圧荷重を負荷する方式であり、軸受回転中もほぼ一定の軸受内部荷重を保つことができる。）が適用される。このような高速領域で使用される玉軸受１０ａは、軸受回転中、第１実施形態の低速、重荷重で使用される場合とは、軸受内部状態の変化が異なる。この高速回転中における軸受内部状態の変化の特徴の一つとして、外輪側接触角の減少が挙げられる。
図６は、高速回転中の軸受の内部状態変化を示し、図６中、Ｘ軸、Ｙ軸はそれぞれ、軸受の軸方向、軸受の径方向を示している。また、図６（ａ）は軸受静止中の玉の荷重状態、図６（ｃ）は軸受回転中の玉の荷重状態を表しており、Ｑｉ、Ｑｅはそれぞれ内輪側から受ける転動体荷重、外輪側から受ける転動体荷重を、Ｃｆは軸受回転によって発生する遠心力を表している。このように、軸受が高速回転すると、図６（ｃ）に示すように、玉には大きな遠心力が作用する。この遠心力の作用に伴い、軸受内外輪より作用している転動体荷重の方向と大きさが変化し、外輪側転動体荷重に着目すると、遠心力の作用により、その方向、すなわち外輪側接触角が減少する。特に、定圧予圧方式の場合は、その予圧方式の特性のため、軸受の軸方向荷重の大きさが不変となり、上述の転動体荷重の方向と大きさの変化がより顕著になる。
図７は、高速で使用されるアンギュラ玉軸受の径方向断面図を示す。図７（ｂ）に示すように、軸受回転中は、外輪側接触角が減少するため、外輪１２の溝底位置Ａから外輪１２と玉１３との接触位置Ｂまでの軸方向距離が、軸受静止中のＬ１からＬ１”へと短くなる。反対に、外輪１２と玉１３との接触位置Ｂから外輪溝肩開始位置Ｃまでの軸方向距離は、Ｌ２からＬ２”へと長くなる。
このため、軸受回転時の潤滑性の点から、外輪１２の径方向孔１５の軸方向位置は、玉１３と外輪１２との接触点に対して外輪１２の溝底位置Ａと反対側の外輪軌道溝１２ａ内に設けられることが好ましい。さらに、内外輪１１，１２と玉１３との接触位置Ｂでの接触面圧の増加を抑制する点から鑑みると、外輪１２に設けられた径方向孔１５の内径側開口部が、軸方向において、外輪１２と玉１３との間の接触楕円Ｅとオーバーラップしないように設定される。
以上の点から、高速領域で使用される玉軸受１０ａにおいては、外輪１２に設けられた径方向孔１５の内径側開口部の軸方向位置は、玉１３と外輪１２との接触点に対して外輪１２の溝底Ａと反対側の外輪軌道溝１２ａ内であって、玉１３と外輪軌道溝１２ａとの間の接触楕円から離間している。
なお、径方向孔１５の内径側開口部の軸方向位置は、上記実施形態に限定されず、図８に示すように、玉１３と外輪軌道溝１２ａとの間の接触楕円Ｅから離間するとともに、玉１３と外輪１２との接触点に対して外輪１２の溝底Ａと反対側の外輪軌道溝１２ａと溝肩１２ｃとに跨って設けられてもよい。
或いは、図９に示すように、径方向孔１５の内径側開口部の軸方向位置は、溝肩１２ｃ内に設けられるとともに、径方向孔１５の内径側開口部の少なくとも一部が玉１３と軸方向にオーバーラップしている。即ち、径方向孔１５の内径側開口部の全てが、玉１３と軸方向にオーバーラップするように、溝肩１２ｃ内に設けられてもよく、或いは、径方向孔１５の内径側開口部の一部が、玉１３と軸方向のオーバーラップする（即ち、図９において、玉１３の軸方向端部における接線Ｌ３と交差する）ように、溝肩１２ｃ内に設けられてもよい。
いずれの変形例においても、上記実施形態と同様に、軸受回転時の潤滑性向上、及び、接触面圧の増加抑制の効果を抑制することができる。
なお、工作機械主軸用として多く採用されている転がり軸受の潤滑方法としては、グリース潤滑、オイルエア潤滑、オイルミスト潤滑などが挙げられる。
近年、工作機械主軸の高速化が進んでおり、ｄｍＮ８０万以上の領域においてグリース潤滑を採用した場合、軸受の早期損傷などの問題が発生する。このため、本実施形態を採用することで、ｄｍＮ８０万以上の領域で使用した場合にも、上記問題の発生を抑制することができる。
また、従来のオイルエア潤滑とスチール玉仕様軸受との組合せでは、ｄｍＮ１１０万以上の領域において早期焼付きが発生しやすい。この早期焼付きの原因の一つとして、玉１３と内外輪１１，１２との接触部における発熱大による潤滑性の低下が挙げられ、従来のオイルエア潤滑よりも信頼性の高い（確実に玉に潤滑油を供給することができる）外輪給油方式を採用することで、この早期焼付きを抑制することができる。つまり、本実施形態はｄｍＮ１１０万以上で、より効果がある。
さらに、それよりも高速領域ではセラミック玉仕様軸受と従来のオイルエア潤滑方式が採用されているが、ｄｍＮ１５０万以上の領域では、軸受の高速回転に伴い発生するエアカーテンによって、給油用ノズルからの油粒の供給が阻害され、その結果、軸受内部へ確実に潤滑油が供給されずに焼付きにいたることがある。外輪給油方式であれば、油粒を直接、玉１３に供給することができるため、このエアカーテンによる潤滑不良およびそれを原因とした軸受損傷を抑制することができる。つまり、ｄｍＮ１５０万以上の領域では、セラミック玉と本実施形態の併用により、軸受仕様のもつ高速性と本実施形態の潤滑油供給作用により、安定した高速回転性能が得られる。
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、径方向孔は、外輪の外周面から内周面まで径方向に亘って貫通するものであればよく、本実施形態の半径方向(径方向断平面と平行)に沿って形成されるもの以外に、軸方向又は周方向に傾斜させても構わない。
また、上記実施形態では、外輪１２は、１本の径方向孔を有するとしているが、これに限らず、複数本の径方向孔を有してもよい。
なお、外輪の径方向孔への潤滑油の補給方法は、オイルエア潤滑以外にオイルミスト潤滑を採用してもよい。場合によってはオイルジェット潤滑も可能である。しかしながら、グリースを軸受の周辺部や主軸外部の潤滑剤補給装置を用いて外輪１２の径方向孔１５から給脂するグリース補給法の場合、径方向孔１５が外輪軌道溝１２ａ内、溝肩１２ｃの内周面と外輪軌道溝１２ａとの交点部、或いは、溝肩１２ｃの内周面内の外輪軌道溝近傍側に開口するように形成されると、増ちょう剤が含まれる半固体であるグリースが外輪軌道溝１２ａ内に供給されてしまう。
この場合、グリースが外輪軌道溝１２ａ内に噛み込まれるので、攪拌抵抗により、トルクの増大や異常発熱等の問題が生じる。特に、これらの問題は、本実施形態のような高速回転において生じ易い。従って、増ちょう剤を含まない潤滑油を供給する油潤滑方法が本発明において望ましい。
更に、本発明の玉軸受は、工作機械用主軸装置に適用されるものに限定されるものでなく、一般産業機械や、モータなどの高速回転する装置の玉軸受としても適用することができる。
１０ アンギュラ玉軸受（玉軸受）
１１ 内輪
１１ａ 内輪軌道溝
１２ 外輪
１２ａ 外輪軌道溝
１２ｂ カウンターボア
１２ｃ 溝肩
１３ 玉
１４ 保持器
１５ 径方向孔
１６ 凹状溝
Ｅ 接触楕円

Claims (7)

  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、該外輪軌道溝の軸方向一方側にカウンターボア、及び、該外輪軌道溝の軸方向他方側に溝肩を有する外輪と、前記内輪軌道溝と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、を備え、潤滑油によって潤滑される玉軸受であって、
    前記外輪は、その外周面から内周面まで径方向に亘って貫通する少なくとも１つの径方向孔を有し、
    前記径方向孔の内径側開口部の軸方向位置は、前記玉と前記外輪軌道溝との間の接触楕円から離間するとともに、前記玉と前記外輪との接触点に対して前記外輪の溝底と反対側の前記外輪軌道溝と前記溝肩とに跨って設けられる、玉軸受。
  2. 前記外輪の外周面には、前記径方向孔と連通する凹状溝が周方向に沿って形成されている、請求項１に記載の玉軸受。
  3. 前記外輪の外周面には、上記凹状溝を挟む軸方向両側に環状溝が周方向に沿って形成され、前記各環状溝には、それぞれ環状のシール部材が配置される、請求項２に記載の玉軸受。
  4. 前記径方向孔の直径が０．５〜１．５ｍｍである、請求項１〜３のいずれか１項に記載の玉軸受。
  5. 前記玉の接触角が２５〜６０°の範囲にある、請求項１〜４のいずれか１項に記載の玉軸受。
  6. 請求項１〜５のいずれか１項に記載の玉軸受と、前記玉軸受の側方に配置される円筒ころ軸受と、前記玉軸受の前記外輪及び前記円筒ころ軸受の外輪が内嵌されるハウジングと、を備えた主軸装置であって、
    前記玉軸受の外輪の外周面と、前記玉軸受の外輪が内嵌する前記ハウジングの内周面との間の径方向すきまΔが、半径法で、Δ＝０．０１〜１ｍｍである、主軸装置。
  7. 請求項６に記載の主軸装置を備える、工作機械。
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