JP5092383B2 - 工作機械の主軸本体旋回部用玉軸受 - Google Patents
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Description
(1)高精度(高回転精度)
(2)高剛性
(3)低トルク、低発熱
特に、最近では、数値制御機能を有する工作機械(いわゆる、NC工作機械)が殆どを占めており、一台の工作機械で種々の加工条件をこなせるNC旋盤やNCフライス盤、マシニングセンタなどのNC工作機械の外に、NC旋盤にマシニングセンタの機能を付加した複合型NC工作機械も出現している。マシニングセンタや複合型NC工作機械のような多機能工作機械は、単能型の工作機械に比べて機械構成要素も多く、しかも一台の機械が必要とする床スペースや高さ方向のスペースが大きい。そのため、軸受などの構成要素には上述した(1)ないし(3)の機能を満たすことに加え、省スペース化がさらに要求される。
(1)クロスローラ軸受(図31参照)
クロスローラ軸受は、図31に示すように、内輪1と外輪2との間に円筒形の多数のころ3が転動自在に配設された構成を有しており、一つの軸受でラジアル荷重と両方向のアキシャル荷重、モーメント荷重を受けられ、また、省スペース化が可能である。
(2)4点接触玉軸受(図32参照)
4点接触玉軸受は、図32に示すように、内輪4と外輪5との間に多数の玉6が転動自在に配設された構成を有しており、一つの軸受でラジアル荷重と両方向のアキシャル荷重、モーメント荷重を受けられ、また省スペース化が可能である。
(3)2列組合せ玉軸受(図33参照)
2列組合せ玉軸受は、図33に示すように、内輪7と外輪8との間に複数の玉9が転動可能に配設されたアンギュラ玉軸受等を2列に組合せた構成を有する。2列組合せ玉軸受の場合、それぞれの単列軸受において、玉9と内外輪7,8の軌道溝間は2点接触であるので、低トルク化は図れるものの、単列軸受の2倍の軸方向スペースが必要となり、コンパクト化の点でクロスローラ軸受や4点接触玉軸受に劣る。
(4)2列組合せ円すいころ軸受(図36参照)
2列組合せ円すいころ軸受は、図36に示すように、内輪21と外輪22との間に保持器23を介して複数の円すい形のころ24が転動可能に配設された円すいころ軸受20を内輪間座25及び外輪間座26を介して2列に組合せて構成されている。円すいころ軸受は、クロスローラ軸受と同様に転動体がころであり、軌道溝に対してころ24の転がり接触面が線接触しており、また、ころ24の端部と内輪21のつば部27が滑り接触しているのでトルクが大きくなり、更に、単列軸受の2倍の軸方向スペースが必要である。また、工作機械の主軸旋回部用では、高精度化と高剛性化を図るために、軸受に予圧をかけることが多いが、この場合、トルクがさらに大きくなる。
しかしながら、前述したように、支持軸受として、クロスローラ軸受、4点接触玉軸受、2列組合せ玉軸受、2列組合せ円すいころ軸受等を適用した場合には、種々の不具合を生じることになり、上記(1)〜(3)の機能を保持又は向上させつつ、最近の複合化傾向の工作機械に対応した主軸旋回部用玉軸受を構成することができないという未解決の課題がある。
請求項1に係る発明は、例えば図3を参照して、外輪101の転動溝101aと内輪102の転動溝102aとの間に多数の玉103が転動自在に配設された単列の玉軸受100において、軸方向断面幅Bと半径方向断面高さH(=(外輪外径D−内輪内径d)/2)が断面寸法比(B/H)を(B/H)<0.63としている。
すなわち、図27及び図28は、それぞれ標準的に使用されている極薄肉玉軸受(軸受内径:Φ203.2mm,軸受外径:φ254mm,軸受幅:25.4mm,前記断面寸法比(B/H)=1)を基準とし、軸受外径及び軸受幅を変えずに、軸受内径を変化させた場合(即ち、(B/H)の値を変化させた場合)の内外輪リングの半径方向の変形特性(図25参照:内輪を例示)及び半径方向の断面2次モーメントI(図26参照):I=bh3 /12)を比較した結果を示している。
したがって、本発明では、従来の極薄肉軸受で問題となる内外輪製作時の旋盤加工や研磨加工時の加工力による軸受変形を防止することができ、真円度や偏肉等の軸受精度を向上させることができる。
つまり、従来使用されている極薄肉玉軸受に比較して、省スペース化と同時に高精度化を両立させることが可能である。
ここで、測定軸受の主要寸法は、
本発明品:
内輪内径 :Φ170
外輪外径 :Φ215
単体幅 :13.5mm
転動体ピッチ円直径:Φ192.5
接触角35°
(B/H=0.60)
クロスローラ軸受:
内輪内径 :130
外輪外径 :230
組立幅 :30mm
転動体ピッチ円直径:Φ189.7
である。
また、上記の実験に加えて、本発明品及びクロスローラ軸受を軸及びハウジングに組込んだ後、モータ(ベルト駆動)により低速で回転させたが、本発明品は、回転ムラもなくスムーズに回転したが、クロスローラ軸受の場合はトルク変動による回転ムラが実際に確認された。
したがって、これらの玉軸受における断面寸法比(B/H)の最大値1.17の約1/2倍、すなわち0.63未満に設定することで、従来の標準単列玉軸受で最も幅狭の玉軸受より幅狭で、且つ従来の標準単列玉軸受の軸方向スペース以内に、請求項1に係る玉軸受を2列組み合わせて配置することができる。
なお、単列玉軸受は、1列では、予圧を掛けたりモーメント荷重を負荷することは困難であるが、2列以上の多列組合せとすることで、ラジアル荷重・アキシヤル荷重及びモーメント荷重を負荷することが可能となる。
さらに、幅寸法が従来の標準単列玉軸受の約半分となることで、玉径も従来の玉軸受の半分程度となるが、逆に1列あたりの玉数が増加し、軸受剛性は従来の玉軸受に対して増加する。また、工作機械の主軸旋回部に用いる場合においては、揺動回転条件であるので、玉径を小さくしたことにより軸受の負荷容量が低下しても転がり疲れ寿命時間が実用上で問題となることはない。
なお、本発明に係る幅狭玉軸受の適正な玉径は、シール等の装着有無により変化するが、剛性を増加させるため、極端に玉径を小さくすると、玉と内外輪の軌道溝との接触部間の面圧が増加し、耐圧痕性が低下するため、おおむね、軸受幅(B)又は(B2/2)の30%〜90%が望ましい。
さらに、荷重の方向や大きさに合わせて、必要に応じて、組合せた各単列軸受の接触角、或いは複列軸受の場合は各列間の接触角を変えても構わない。
図1は、本発明に係る工作機械の主軸旋回装置を例えば5軸加工マシニングセンタに適用した場合の第1の実施形態(請求項1又は3に対応)を示す要部を断面とした側面図である。
図中、30は工作機械の主軸旋回装置であって、マシニングセンタの固定部に固定された基台31と、この基台31に回転自在に支持された旋回台座32と、この旋回台座32に装着された主軸本体33とを備えている。
ここで、旋回台座32は、基台31の左端面と対向して左端に平坦な取付面36を形成した円板部37と、この円板部37の右端から突出して主軸本体旋回部用玉軸受35の内輪を保持する段部38及びウォームホイール39を嵌合保持する段部40を形成し、中央部の右端から左方に重量を軽減するための凹部41を形成した突出部42とを有する。
一方、主軸本体旋回部用玉軸受35の外輪は、基台31の収容凹部34に形成した段部45に嵌合され、基台31の左端面側に配設された外輪押え46を例えば旋回台座32の円板部37に形成した透孔(図示せず)を通じて挿入したボルト47によってボルト締めすることにより、基台31に固定されている。
さらに、主軸本体33は、エンドミルやドリル等の治工具(図示せず)を取付ける工具取付面51を下方として工具を回転させる回転駆動源を内装した主軸52と、この主軸52の側面に一体に形成された旋回台座32の円板部37の取付面36にボルト締めされた取付板部53とを有する。
今、例えば、図1に示すように、主軸本体33が工具取付面51を垂直下方0°に位置決めした状態で、主軸52の工具取付面51にエンドミルやドリル等の治工具を取付けて、内蔵する回転駆動源によって高速回転駆動させた状態で、治工具と被削材(ワーク)とを相対移動させることにより、立形マシニングセンタとして切削加工を行うことができる。
このように、主軸旋回装置30の主軸旋回部に本発明による主軸本体旋回部用玉軸受35を適用することにより、後述するように、主軸本体旋回部用玉軸受35がラジアル荷重と両方向のアキシアル荷重、モーメント荷重を受けられるのは勿論のこと、高精度化(高回転精度化)、高剛性化、低トルク化及び低発熱化を図ることができると共に、更なる省スペース化を図ることができるので、主軸旋回装置30自体も省スペース化を図ることができる。
また、第1の実施形態においては、基台31に形成した収容凹部34内に旋回台座32を回転自在に支持する場合について説明したが、これに限定されるものではなく、基台31の外側に旋回台座32を本発明による主軸本体旋回部用玉軸受35を介して回転自在に支持するようにしてもよい。
さらにまた、主軸旋回装置30としては、上記構成に限定されるものではなく、主軸本体33を主軸本体旋回部用玉軸受を介して支持するようにした構成であれば任意の構成を採用することができる。
主軸本体旋回部用玉軸受35には、(a)主軸旋回装置30の旋回台座32上に設置された主軸本体33を高精度(振れ精度)で回転させること、(b)主軸本体33を低トルクでスムーズに揺動回転させること、(c)ワーク加工時の荷重に対する主軸本体全体の変位を少なくする(高剛性)ことが要求される。また、主軸本体旋回部用玉軸受35には、主軸関連部品の重量によるモーメント荷重や旋回加減速時に発生するイナーシャ荷重に加え、加工条件に応じて発生するラジアル荷重、アキシアル荷重及びモーメント荷重が単独で作用したり、或いはこれらの荷重が複合的に作用したりする。
7940Aのアンギュラ玉軸受は、内輪内径d:Φ200mm、外輪外径D:Φ280mm、軸方向断面幅(軸受単体幅)Bが38mmであるので、断面寸法比(B/H)=0.95である。したがって、本実施形態のアンギュラ玉軸受100では、断面寸法比(B/H)=0.475(内輪内径及び外輪外径はそのままで、軸方向断面幅(軸受単体幅)Bを19mmとした)としている。これにより、ラジアル荷重と両方向のアキシアル荷重、モーメント荷重を受けられるのは勿論のこと、高精度化(高回転精度化)、高剛性化、低トルク化及び低発熱化を図ることができると共に、軸方向寸法で1/2の省スペース化を図ることができる。
なお、本実施形態では、玉103のピッチ円直径は次式(1)の通りとしているが、軸受1列あたりの玉数を増やしてさらにモーメント剛性を増加させたい場合は、次式(2)を採用して、玉103のピッチ円直径を外輪側にずらして図5に示す構造としてもよいし、必要に応じて次式(3)を採用して逆に玉103のピッチ円直径を内輪102側にずらしてもよい(図示せず)。
玉のピッチ円直径=(内輪内径+外輪外径)/2 …(1)
玉のピッチ円直径>(内輪内径+外輪外径)/2 …(2)
玉のピッチ円直径<(内輪内径+外輪外径)/2 …(3)
また、必要に応じて、図6に示すように、組み合わされる左右の玉軸受の玉ピッチ円直径を同―値とせずともよいし、組み合わされる左右の玉軸受における玉103の径を同一値としなくてもよい。加えて、組み合わせる2個の玉軸受の断面寸法比(B/H)は同一でなく、例えば玉径の小さい方を(B/H)=0.35、玉径の大きい方を(B/H)=0.60としても構わない。さらに、玉103の軸方向ピッチも軸方向中心でなくともよく、シールや保持器の装着有無やモーメントの作用点間距離の確保等のために玉103の軸方向ピッチを軸方向にずらしてもよい。
軸方向の一方の端部に環状シール体104を装着したアンギュラ玉軸受100を2列組み合わせて機械等に取付けた後(シール取り付け面を外側に向けて組み合わせる)は、軸受使用中に外部からの異物やごみ等の侵入及び封入グリースの外部への洩れを防止することが可能である。環状シール体104は、この実施の形態では、外輪101のシール溝104aに押し込んで挿入する非接触型(内輪102と非接触)で金属芯金105の補強タイプのゴムシール(例えばニトリルゴム・アクリルゴムやフッ素ゴム)106とし、組み合わせ端面と反対側のみ環状シール体104を装着して省スペース化を図っている。
軸方向の両端部に環状シール体104を装着したアンギュラ玉軸受100を機械等に取付けた後は、軸受使用中に外部からの異物やごみ等の侵入を防止すると共に、軸受取扱い時や軸やハウジングヘの組込み時においても、異物やごみ等の侵入及び封入グリースの外部への洩れを防止することが可能となる。組合せについては、2列でモーメント剛性を増加させるためには、モーメントの作用点距離が大きくとれる背面組合せ(図4等で接触角がハの字の向きとなっている)を採用するのが望ましい。
また、本実施形態では、アンギュラ玉軸受としているが、深溝玉軸受等その他の玉軸受としてもよい。環状シール体は、図7及び図8で示した非接触型ではなく、接触型の金属芯金補強タイプのゴムシール(ゴム材質は、例えばニトリルゴム・アクリルゴムやフッ素ゴム)でもよいし、外輪101のシール溝に加締め加工する金属シールド板でもかまわない。また、環状シール体を内輪102側のシール溝に押し込んで挿入したり、又は加締め加工で取付けるようにしたりしてもよい(外輪と接触又は非接触する構造)。
図12は、軸方向の一方の端部(組合せ側端面と反対側の端部)に環状シール体104を装着し、且つ玉103を転動可能に保持する保持器110を備えたアンギュラ玉軸受100を2列背面組み合わせたものである。
保持器付きの軸受は、回転が1方向の連続回転や大きなモーメント荷重が加わる条件等、各玉の接触角の変化による公転速度のばらつきが発生しやすい条件等で、総玉軸受を使用した場合の玉間の接触や玉つまりが生じやすい用途で低トルク、低発熱等の点で、より良い効果を発揮する。
保持器の形状は、本実施形態に限定されず、各玉103間に配置するセパレータタイプの保持器の他、何れの方式でもよい。また、材料も合成樹脂材ではなく、金属材料でもかまわない。
このような構造を採用することで、保持器と内外輪との熱膨張係数差及び保持器の寸法精度や真円度のばらつき(特に、軸受サイズが大きい実施形態のような場合)により、転動体ピッチ円径と保持器のピッチ円径がずれた場合でも、片持ち形状であることによる半径方向の柔軟性と、各切断面間のすき間による円周方向の弾力的変形(円周方向の柔軟性)を兼ね備えることとなるため、玉103とポケット部113間の突っ張り力を緩衝して、保持器の損傷や摩耗を防止すると共に、玉103とポケット部113内面とのすべり接触抵抗によるトルクむらや発熱をより軽減することができる。
この変形例では、図1に示す単列の総玉のアンギュラ玉軸受で構成される単列玉軸受100の片側に環状シール体120を設けると共に、多数の玉103を円周方向に位置決めする保持器130を配設している。
環状シール体120は逆L字状に形成した金属芯金125で補強した補強タイプのゴムシール(例えばニトリルゴム・アクリルゴムやフッ素ゴム)126で構成されている。ゴムシール126は、外周部に外輪101と嵌合する嵌合部126aが形成され、内周部に内輪102と接触するリップ部126bが形成されている。
そして、環状シール体120側の円環状部132bには内輪102の円筒外周面102bとシール収容溝122との交点に形成される交点エッジ部123と対向する内周面に交点エッジ部123との接触を回避する断面半円形の凹状溝部133が円周方向に形成されている。
しかしながら、本実施例のように幅狭の玉軸受100の場合には、円環状部132bの幅が非常に薄くなり、十分な強度を確保することができないという問題がある。
さらに、本発明による玉軸受100は、構造上、軸受の玉ピッチ円径に対して、玉径が非常に小さくなるので、それに対応して、保持器130の円環状部132bの断面も小さくなり、保持器130の半径方向強度(円環状部132bの半径方向強度)も小さくなる。これに加え、本発明による玉軸受100の用途はその使用条件から、軸受回転時に、大きなモーメント荷重が付加され易く、軸受が傾き易い。そのため、各玉103の接触角の変化により、各玉103の公転速度がバラツキ、玉103とポケット部131との間の突っ張り力による保持器130の変形も大きくなるため、さらにエッジ当りし易くなり、接触部の面圧も増加して摩耗が進行し易い。
また、上記変形例では、円環状部132bに形成する凹状溝133を断面半円形状に形成した場合について説明したが、これに限定されるものではなく、断面四角形状、断面三角形状、断面楕円状等の交点エッジ部123との接触を回避できる形状であれば任意の形状とすることができる。
さらにまた、上記変形例では、保持器130の案内面を内輪102の外周面とした場合について説明したが、これに限定されるものではなく、外輪101の内周面を案内面とするようにしてもよい。
この複列総玉アンギュラ玉軸受200は、外輪201の複列軌道溝201a,201bと内輪202の複列軌道溝202a,202bとの間に多数の玉203が転動自在に配設され、軸方向断面幅B2と半径方向断面高さH2(=(外輪外径D2−内輪内径d2)/2)との断面寸法比(B2/H2)が(B2/H2)<1.2とされており、玉ピッチ円直径が半径方向断面高さの中央に設定されている。この理由は、前述した課題を解決する手段の項で図30を参照して詳細に説明したので、ここでの記載は割愛する。
7940Aは、内輪内径d:Φ200mm、外輪外径D:Φ280mm、軸方向断面幅(軸受単体幅):Bが38mmであるので、断面寸法比(B/H)=0.95である。したがって、本実施形態のアンギュラ玉軸受200では、断面寸法比(B2/H2)=0.95(内輪外径及び外輪外径はそのままで、軸方向断面幅(軸受単体幅):B2を38mmとした)としている。これにより、ラジアル荷重と両方向のアキシアル荷重、モーメント荷重を受けられるのは勿論のこと、高精度化(高回転精度化)、高剛性化、低トルク化及び低発熱化を図ることができると共に、軸方向寸法で1/2の省スペース化を図ることができる。
なお、図22は、モーメント剛性を上げるため、複列総玉アンギュラ玉軸受200で玉ピッチ円直径を外径側にずらした例であり、図23は、複列総玉アンギュラ玉軸受200で各列の玉径や玉ピッチ円直径を変えた例であり、図24は、軸方向の両端部に環状シール体104を装着した複列総玉アンギュラ玉軸受200で、モーメント剛性を上げるため、玉ピッチ円直径を外径側にずらした例である。
31 基台
32 旋回台座
33 主軸本体
35 主軸本体旋回部用玉軸受
39 ウォームホイール
48 ウォーム
61 ステータ
62 ロータ
63 ダイレクトモータ
100 単列玉軸受
101 外輪
101a 外輪軌道溝
102 内輪
102a 内輪軌道溝
103 玉
120 環状シール体
121,122 シール収容溝
123 交点エッジ部
130 保持器
131 ポケット部
132a,132b 円環状部
133 凹状溝部
200 複列玉軸受
201 外輪
201a,201b 外輪軌道溝
202 内輪
202a,202b 内輪軌道溝
203 玉
Claims (3)
- 基台と、該基台に対して旋回自在とされ工具を回転させる主軸が取り付けられた主軸本体と、該主軸本体を駆動させる駆動源とを有し、前記主軸の回転軸と前記主軸本体の旋回軸とが異なる工作機械において、前記基台と前記主軸本体との間に設けられ、外輪の軌道溝と内輪の軌道溝との間に多数の玉が転動自在に配設された工作機械の主軸本体旋回部用玉軸受であって、
前記玉軸受は少なくとも2個の単列の玉軸受を有し、
該単列の玉軸受の軸方向断面幅Bと半径方向断面高さHとの断面寸法比(B/H)が(B/H)<0.63であり、
前記玉軸受は、前記基台に対して前記外輪及び前記内輪の何れか一方が締め付け固定され、前記主軸本体に対し前記外輪及び前記内輪の他方が締め付け固定されることで予圧が付与されている
ことを特徴とする工作機械の主軸本体旋回部用玉軸受。 - 基台と、該基台に対して旋回自在とされ工具を回転させる主軸が取り付けられた主軸本体と、該主軸本体を駆動させる駆動源とを有し、前記主軸の回転軸と前記主軸本体の旋回軸とが異なる工作機械において、前記基台と前記主軸本体との間に設けられ、外輪の軌道溝と内輪の軌道溝との間に多数の玉が転動自在に配設された工作機械の主軸本体旋回部用玉軸受であって、
前記玉軸受は複列の玉軸受を有し、
該複列の玉軸受の軸方向断面幅B2と半径方向断面高さH2との断面寸法比(B2/H2)が(B2/H2)<1.2であり、
前記玉軸受は、前記基台に対して前記外輪及び前記内輪の何れか一方が締め付け固定され、前記主軸本体に対し前記外輪及び前記内輪の他方が締め付け固定されることで予圧が付与されている
ことを特徴とする工作機械の主軸本体旋回部用玉軸受。 - 前記玉軸受の軸線方向に関し、前記主軸本体と前記駆動源が当該玉軸受の両側に位置するように前記玉軸受が配置されていることを特徴とする請求項1又は2に記載の工作機械の主軸本体旋回部用玉軸受。
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