WO2018021434A1

WO2018021434A1 - 玉軸受

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Publication number: WO2018021434A1
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Inventors: 恭平松永; 美昭勝野
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Abstract

アンギュラ玉軸受（１０）では、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少なくとも１つの径方向孔（１５）を有し、該径方向孔（１５）の中心線（Ｘ）の軸方向位置は、玉（１３）の自転軸（ｓ）に対して、径方向孔（１５）の中心線（Ｘ）と玉（１３）の表面との交点から玉（１３）の中心（Ｏ）までを結んだ直線がなす劣角をλとしたとき、０°＜λ≦６０°となるように設定される。

Description

玉軸受

　本発明は、玉軸受に関し、より詳細には、外輪給油型の玉軸受に関する。

　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８（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８（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にくい。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、その対応が重要になってきている。

　また、他のオイルエア潤滑方式としては、図９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１０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１０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１０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。

日本国特開２０１３－７９７１１号公報

　ところで、外輪給油型軸受では、転動体と内外輪との接触部近傍に直接潤滑油を供給するため、その供給位置によっては、軸受に機能上の問題が発生する場合がある。例えば、外輪径方向孔の軌道面側開口位置が、外輪溝と玉との間の接触部の接触楕円とオーバーラップした場合、その開口部淵近傍で、外輪溝と玉との間の接触面圧が高まり、軸受に早期焼付きなどの損傷が発生しやすくなる。また、外輪に設けた径方向孔の軌道面側開口部と、外輪溝と玉との間の接触楕円がオーバーラップしていなくても、その接触楕円近傍に一度に潤滑油が供給されてしまうと、軸受発熱大による損傷が発生する可能性がある。

　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、より良い潤滑性能や回転性能を得ることができる玉軸受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、
　該径方向孔の中心線の軸方向位置は、前記玉の自転軸に対して、前記径方向孔の中心線と前記玉の表面との交点から前記玉の中心までを結んだ直線がなす劣角をλとしたとき、０°＜λ≦６０°となるように設定される、玉軸受。
（２）　前記外輪の内周面は、軸方向端面から前記外輪軌道溝に向かって徐々に縮径する傾斜部と、該傾斜部と前記外輪軌道溝までを結ぶ、前記玉軸受の回転軸中心線と平行なストレート部とを有するカウンターボアを有し、
　前記径方向孔の内径側開口部全ては、前記傾斜部内に位置する、（１）に記載の玉軸受。
（３）　前記外輪の内周面は、軸方向端面から前記外輪軌道溝に向かって徐々に縮径する傾斜部と、該傾斜部と前記外輪軌道溝までを結ぶ、前記玉軸受の回転軸中心線と平行なストレート部とを有するカウンターボアを有し、
　前記径方向孔の内径側開口部は、前記傾斜部と前記ストレート部に跨るように位置する、（１）に記載の玉軸受。
（４）　前記外輪の内周面は、軸方向端面から前記外輪軌道溝に向かって徐々に縮径する傾斜部と、該傾斜部と前記外輪軌道溝までを結ぶ、前記玉軸受の回転軸中心線と平行なストレート部とを有するカウンターボアを有し、
　前記径方向孔の内径側開口部全ては、前記ストレート部に位置する、（１）に記載の玉軸受。
（５）　前記外輪の内周面は、軸方向端面から前記外輪軌道溝に向かって徐々に縮径する傾斜部と、該傾斜部と前記外輪軌道溝までを結ぶ、前記玉軸受の回転軸中心線と平行なストレート部とを有するカウンターボアを有し、
　前記径方向孔の内径側開口部は、前記ストレート部と前記外輪軌道溝に跨るように位置する、（１）に記載の玉軸受。
（６）　前記外輪の内周面は、軸方向端面から前記外輪軌道溝に向かって徐々に縮径する傾斜部と、該傾斜部と前記外輪軌道溝までを結ぶ、前記玉軸受の回転軸中心線と平行なストレート部とを有するカウンターボアを有し、
　前記径方向孔の内径側開口部全ては、前記外輪軌道溝に位置する、（１）に記載の玉軸受。
（７）　前記外輪の内周面は、軸方向端面から前記外輪軌道溝まで徐々に縮径する傾斜部を備えたカウンターボアを有し、
　前記径方向孔の内径側開口部全てが、前記カウンターボアに位置する、（１）に記載の玉軸受。
（８）　前記外輪の内周面は、軸方向端面から前記外輪軌道溝まで徐々に縮径する傾斜部を備えたカウンターボアを有し、
　前記径方向孔の内径側開口部は、前記カウンターボアと前記外輪軌道溝に跨るように位置する、（１）に記載の玉軸受。
（９）　前記外輪の内周面は、軸方向端面から前記外輪軌道溝まで徐々に縮径する傾斜部を備えたカウンターボアを有し、
　前記径方向孔の内径側開口部全てが、前記外輪軌道溝に位置する、（１）に記載の玉軸受。
（１０）　該径方向孔の中心線の軸方向位置は、３０°≦λ≦６０°となるように設定される、（１）～（９）のいずれかに記載の玉軸受。
（１１）　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）～（１０）のいずれかに記載の玉軸受。
（１２）　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、（１１）に記載の玉軸受。
（１３）　前記径方向孔の直径が０．５～１．５ｍｍである、（１）～（１２）のいずれかに記載の玉軸受。
（１４）　工作機械主軸用軸受であることを特徴とする（１）～（１３）のいずれかに記載の玉軸受。

　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、該径方向孔の中心線の軸方向位置は、玉の自転軸に対して、径方向孔の中心線と玉の表面との交点から玉の中心までを結んだ直線がなす劣角をλとしたとき、０°＜λ≦６０°となるように設定されるので、高速用途において、より安定した潤滑性能や回転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、径方向孔の軌道溝側開口部の軸方向位置が、点Ｎにある玉軸受の断面図であり、（ｂ）は、径方向孔の軌道溝側開口部の軸方向位置が、点Ｃにある玉軸受の断面図であり、（ｃ）は、径方向孔の軌道溝側開口部の軸方向位置が、点Ｄにある玉軸受の断面図である。（ａ）は、径方向孔の軌道溝側開口部の軸方向位置が、λ＝１°である玉軸受の断面図であり、（ｂ）は、該軸方向位置が、λ＝３１°である玉軸受の断面図であり、（ｃ）は、該軸方向位置が、λ＝６０°である玉軸受の断面図である。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、径方向孔の内径側開口部全てが、傾斜部内に位置する場合の玉軸受の断面図であり、（ｂ）は、径方向孔の内径側開口部が、傾斜部とストレート部に跨るように位置する場合の玉軸受の断面図であり、（ｃ）は、径方向孔の内径側開口部全てが、ストレート部に位置する場合の玉軸受の断面図である。（ａ）は、径方向孔の内径側開口部は、ストレート部と外輪軌道溝に跨るように位置する場合の玉軸受の断面図であり、（ｂ）は、径方向孔の内径側開口部全てが、外輪軌道溝に位置する場合の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について、図面に基づいて詳細に説明する。

（第１実施形態）
　図１に示すように、本実施形態に係る玉軸受１０は、高速の工作機械主軸用に適用され、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、軸方向端面から外輪軌道溝１２ａまで徐々に縮径する傾斜部を備えたカウンターボア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。
　なお、高速の工作機械主軸で使用される用途では、接触角αは、１５～３０°に設定されている。また、軸受回転時の遠心力による回転側リングの膨張や内外輪温度差による内部ラジアル隙間減少の悪影響を抑制するため、接触角αは、１８°＜α≦２５°に設定されることがより好ましい。

　この玉軸受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の中心線Ｘの軸方向位置は、以下のように設定される。
　ここで、図１中、自転軸ｓとは、軸受回転中に、玉１３が外輪軌道溝１２ａや内輪軌道溝１１ａ上を転がり運動する際の回転軸であり、接触角αを表す直線に対してほぼ９０°の角度を有する。また、Ｎで表されている点は、玉１３の自転運動の極となる点である。さらに、図中の点Ａ、点Ｂはそれぞれ、玉１３の自転軸ｓとなす角度λが６０°、３０°の直線と玉１３の表面との交点である。この角度λは、玉１３の自転軸ｓに対して、径方向孔１５の中心線Ｘと玉１３の表面との交点から玉１３の中心までを結んだ直線がなす時計方向の角度を、正の角度として定義したものであり、自転軸ｓと該直線との劣角である。なお、本明細書では、径方向孔１５の中心線Ｘとは、その延長線を含むものとする。

　即ち、本実施形態では、径方向孔１５の中心線Ｘの軸方向位置は、０°＜λ≦６０°（図１中、Ｔ１で表される範囲）、より好ましくは３０°≦λ≦６０°（図１中、Ｔ２で表される範囲）となるように設定される。
　つまり、径方向孔１５の中心線Ｘの軌道溝側開口部の軸方向位置は、λが０°を越える、即ち、径方向孔１５の中心線Ｘの軸方向位置を図１の点Ｎよりも外輪溝底側に設定することによって、潤滑油を給油した際に玉１３の表面に付着した潤滑油が、玉１３の公転による遠心力および玉１３の自転による遠心力によって、外輪軌道溝１２ａ内や内輪軌道溝１１ａ内に運ばれる。特に、軸受回転中の玉１３の自転による遠心力と、潤滑油の玉１３の表面への付着力によって、玉１３の表面の、図１の点Ｎよりも溝底側に付着した潤滑油が、赤道側（図１中の接触角αを表す直線側）、すなわち、外輪軌道溝１２ａ内や内輪軌道溝１１ａ内に運ばれていく。

　図２は、玉１３の表面における潤滑油付着性の考え方の模式図を示す。図２（ｂ）の点Ｃ、図２（ｃ）の点Ｄは、それぞれ、玉１３の表面における点Ｎよりも反溝底側、溝底側のある任意の点を表す。また、Ｌ１、Ｌ２、Ｌ３はそれぞれ、玉１３の表面を表す円における、点Ｎ、点Ｃ、点Ｄを通る接線である。接線Ｌ１、Ｌ２、Ｌ３と径方向（径方向断面と平行）に延びる直線（外輪１２に設けた径方向孔１５の中心線Ｘに相当）とがなす角度をそれぞれ、θ１、θ２、θ３とする。

　径方向孔１５の中心線Ｘが点Ｎを越えて反溝底側へ行くと、図２（ｂ）中のθの値が大きくなり、θの値が小さい場合に比べて、潤滑油の玉１３への付着性が低下する。つまり、θが大きくなる程、供給された潤滑油が玉１３の表面をかするように接触してしまい、周囲に発散してしまう。さらに、潤滑油が保持器１４などの玉１３以外のところに付着する可能性も高まるため、径方向孔１５から供給した潤滑油が、玉１３と、内輪１１や外輪１２との接触部に運ばれにくくなるため、潤滑の信頼性が低下する懸念がある。また、径方向孔１５の中心線Ｘが点Ｎと交わる位置に径方向孔１５を設けた場合、径方向孔１５から供給した潤滑油が点Ｎに付着し、上述の玉１３の自転に伴い発生する遠心力による潤滑油運搬効果が小さくなってしまい、潤滑性の低下へつながる懸念がある。したがって、外輪１２に設けられた径方向孔１５の中心線Ｘが図１および図２の点Ｎよりも溝底側にくるように径方向孔１５を設けることによって、より安定した潤滑性や回転性能を得ることができる。

　一方、径方向孔１５の中心線Ｘが図１のλ＞６０°の範囲にくると、もしくは溝底を越えて接触角側へくると、玉１３と外輪１２との接触部に近い領域に潤滑油が供給されることになる。玉１３と内外輪１１，１２との接触部や接触部近傍に、潤滑油が、通常のオイルミスト潤滑による供給量程度でも一気に供給されると、その潤滑油と玉１３との間の抵抗が大きくなり、大きな発熱を引き起こす可能性がある。この発熱大により、玉１３と外輪１２との接触部および接触部近傍の軸受部品および潤滑油温度が上昇し、潤滑油の油膜形成性能が低下することによって、焼付きなどの損傷が発生する懸念がある。

　この課題発生を抑制するためには、玉１３と内外輪１１，１２との接触部および接触部近傍に微量の潤滑油を少しずつ供給することが望ましく、図１の０°＜λ≦６０°、より好ましくは３０°≦λ≦６０°の範囲に、径方向孔１５の中心線Ｘがくるように径方向孔１５を設けることで、上述の玉１３の自転に伴い発生する遠心力による潤滑油運搬効果によって、それを達成することができる。３０°≦λ≦６０°の範囲がより好ましい理由としては、点Ｎやその近傍（０°＜λ＜３０°）では、玉１３の表面の周速が小さく、上述の潤滑油運搬効果も小さくなることが挙げられる。λを３０°（図１のＢ点）以上とすることで、潤滑油が付着する部分、すなわち自転軸ｓにおける回転半径が玉径の１／２以上となり、適切な潤滑油運搬効果が得られる。より大きな潤滑油運搬効果を得るためには、３０°≦λ≦６０°範囲に径方向孔１５の中心線Ｘがくることが望ましい。

　また、径方向孔１５の中心線Ｘが図１のλ＞６０°の範囲に来てしまうと、０°＜λ≦６０°内の場合と比較して、供給された潤滑油が付着する玉１３の表面の自転周速度が大きくなりすぎてしまう。自転周速度が大きい部分に潤滑油が供給されてしまうと、自転周速度が小さい部分に供給される場合と比較すると、潤滑油が玉１３の表面に付着した際の、玉１３と潤滑油の間の抵抗が大きくなってしまう。そのため、λ＞６０°の範囲に潤滑油が供給されてしまうと、０°＜λ≦６０°内に潤滑油が供給された場合と比較して、軸受発熱が大きくなってしまう。したがって、径方向孔１５の中心線Ｘが図１の０°＜λ≦６０°内、より好ましくは３０°≦λ≦６０°内にくるように径方向孔１５を設けることで、より安定した回転性能を得ることができる。

　特に、高速の工作機械主軸で使用される軸受（接触角α＝１５～３０°）の軸受は接触角が小さく、玉１３と外輪１２との接触部が外輪溝底に近くなってしまうので、接触角３０°を上限として設定しつつ、上述のλ＞６０°の範囲に油穴の中心線Ｘがくると、径方向孔１５と、外輪１２と玉１３間の接触楕円がオーバーラップし、径方向孔１５の淵部近傍と玉１３との間の接触面圧大を引き起こす可能性がある。したがって、本実施形態の玉軸受１０が主に使用される高速用途においては、０°＜λ≦６０°内、より好ましくは３０°≦λ≦６０°内に径方向孔１５の中心線Ｘがくるように、径方向孔１５を設けることで、より安定した回転性能を得ることができる。
　なお、本実施形態では、接触角αが１５～３０°に設定されているので、径方向孔１５の中心線Ｘの軌道溝側開口部の軸方向位置は、外輪溝底よりも反接触角側（カウンタボア側）の範囲内に形成される。

　なお、接触角αが３０°以下に設定される理由は以下の通りである。
　本実施形態のようにオイルエア潤滑などが採用される高速の工作機械用主軸用途などでは、接触角αとして３０°を超えるような設定がなされると、内外輪１１，１２の回転軸と玉１３の自転軸との乖離が大きくなり、玉１３と内輪軌道溝１１ａ及び玉１３と外輪軌道溝１２ａの各接触部のスピン滑り、ジャイロ滑りなどの滑りが顕著になるとともに、玉１３の公転による遠心力も非常に大きくなる。
　このため、軸受の内部荷重（＝軸受運転中の予圧荷重）が増加し、上記接触部の面圧も増大する。その結果、軸受の高速回転時における焼付限界の主因となる指標である限界ＰＶ値を超えてしまう。
　従って、本用途においては、接触角αを３０°以下とすることで、上述のような不具合を回避することが出来る。

　ここで、表１に示す、高速の工作機械主軸で要求される主軸運転条件において、接触角の異なる複数の仕様の軸受について解析を行った。その結果を表２に示す。

　主軸運転条件は、ｄｍｎ値（ｄｍｎ値は、転動体のピッチ円直径（ｍｍ）と軸受の回転数（ｍｉｎ^－１）との積）が１３０万以上（最近の高速主軸の標準的な使用条件）であり、回転による遠心力が非常に高く、加えて、上述のように接触角が大きくなるにつれて軸受の内部滑り（スピン滑り・ジャイロ滑りなど）が大きくなる。
　したがって、高速回転時における運転中の内部予圧を下げ、かつ、転がり接触部のＰＶ値を下げるためには、接触角を大きく設定するに従い、軸受の主軸組込み後の予圧荷重（静止時＝回転数０の状態）をより小さくする必要がある（表中（１））。

　つまり、仕様検討の結果、表２に示すように、接触角が３０°以下では、主軸組込後予圧荷重を付加しても主軸としての機能は満足できる設定となるが、接触角が３０°を越えると、予圧荷重を付加することはできず、主軸組込後、内部すきまが０よりプラスすきま（いわゆるガタの状態）の設定とならざるを得ない。したがって、運転中の主軸の剛性が確保できず、振動が発生し易くなると共に、工作機械主軸の場合、回転精度も悪化し加工精度不良が生じる。

　また、予圧が与えられていない軸受の状態にあっては、軸受にガタがあるため、主軸の急加速運転や急減速運転時に、転がり接触部における公転滑り（スキッディング；回転輪から転動体に駆動力が伝達されず、両者間の接触部で極めて大きな滑りが生じる現象）が発生しやすくなり、本現象による異常昇温から摩耗や焼付きに至る可能性がある。
　以上の試算結果からもわかるように、軸受の接触角は３０°以下とならざるを得ず、本条件下とした場合、０°＜λ≦６０°の効果が有効に発揮できる。

　図３は、本実施形態の径方向孔１５の中心線Ｘの軸方向位置が、０°＜λ≦６０°の範囲となるように設定される例を示しており、図３（ａ）は、λ＝１°のとき、図３（ｂ）は、λ＝３１°のとき、図３（ｃ）は、λ＝６０°のとき、のそれぞれの径方向孔１５を示している。

　図３（ａ）は、径方向孔１５の外輪内径側開口部全てが、カウンターボア１２ｂに位置し、外輪軌道溝１２ａの外側にあるため、軌道溝加工時に油孔開口部に配慮する必要が無く（油孔開口部と軌道溝との交差部のバリなど)、加工性が良い。さらには、玉１３と油孔開口部との接触、または、玉１３と外輪軌道溝１２ａとの接触楕円と油孔開口部が重なることがないため、組立作業性や取扱性が良い。
　即ち、油孔開口部が外輪軌道溝１２ａの外側にあるため、玉表面にキズが入る可能性や、その玉表面のキズによって、軸受の音響性能低下や早期損傷などが発生する可能性がない。

　図３（ｂ）は、径方向孔１５の外輪内径側開口部が、カウンターボア１２ｂと軌道溝１２ａ内に跨って形成されている。通常の組立作業や軸受使用方法では、玉１３と外輪軌道溝１２ａ内のカウンターボア近傍部は接触することが無いため、上記と同様の理由で、組立作業性や取扱性が良い。また、油孔開口部の一部が軌道溝１２ａ内にあり、玉１３と内・外輪１１、１２との接触部に近いため、油の供給性が良い。

　図３（ｃ）は、径方向孔１５の外輪内径側開口部全てが、外輪軌道溝１２ａ内にあり、かつ軌道溝内のカウンターボア側(溝底に対して接触角と反対側)にある。そのため、軸受回転時に油孔開口部と玉１３と外輪軌道溝１２ａとの接触楕円がオーバーラップすることはなく、オーバーラップすることによって発生する接触面圧過大などが発生せず、軸受の早期損傷などが発生する可能性は低い。また、油の供給性もよく、軸受の良好な回転性能を実現することができる。
　なお、図３（ｃ）のように、油孔開口部が外輪軌道溝１２ａ内にある場合には、軸受組立時や軸受を主軸に組み込む際の作業方法を留意することで、上述した、油孔開口部と軌道溝との交差部のバリや、玉表面にキズが入る可能性が解消できる。

　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、本実施形態の玉軸受１０によれば、外輪１２の径方向孔１５の中心線Ｘの軸方向位置は、玉１３の自転軸ｓに対して、径方向孔１５の中心線Ｘと玉１３の表面との交点から玉１３の中心Ｏまでを結んだ直線がなす劣角をλとしたとき、０°＜λ≦６０°となるように設定されるので、高速用途で使用される玉軸受において、より安定した潤滑性や回転性能を得ることができる。

　また、本実施形態では、図４に示す変形例のように、玉軸受１０の外輪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を配置してもよい。これにより、潤滑油供給時に、外輪１２の外周面と外輪１２が内嵌するハウジングの内周面との間で発生する可能性のある潤滑油漏れを防止することができる。

（第２実施形態）
　次に、本発明の第２実施形態に係る玉軸受について、図５～図７を参照して詳細に説明する。なお、第１実施形態と同一または同等部分については、同一符号を付して説明を省略或いは簡略化する。

　本実施形態のアンギュラ玉軸受１０ａは、外輪１２の内周面のカウンターボア側の形状において、第１実施形態のものと異なる。即ち、本実施形態では、カウンターボア１２ｂは、軸方向端面から軌道溝１２ａ側に向かって徐々に縮径する傾斜部（円錐面）１２ｂ１と、傾斜部１２ｂ１と軌道溝１２ａまでを結ぶ、玉軸受の回転軸中心線Ｌ（図１０参照）と平行なストレート部（円筒面）１２ｂ２と、を有している。

　アンギュラ玉軸受１０ａは、組込後に軸受が分解するのを防ぐために、外輪１２または内輪１１に、図５に示すかかり代Δｒという部分を設けている。そのため、アンギュラ玉軸受１０ａを組み立てる際は、外輪１２を加熱し、かかり代Δｒの分だけ外輪１２を膨張させて組立てを行う。この組立時の外輪加熱温度や時間を一定にし、組立製造ラインの管理をしやすくするため、また、組立て後の軸受分解を防止するために、このかかり代Δｒの寸法は、最終仕上研削加工により、数十μｍオーダーで管理することが望ましい。

　このように、かかり代Δｒを規定するストレート部１２ｂ２を設ける本実施形態の場合、カウンターボア１２ｂが傾斜部のみからなり、カウンターボア１２ｂと外輪軌道溝１２ａとの間にエッジが設けられる場合と比べて、かかり代Δｒの寸法管理の容易化（研削加工時、寸法精度が得やすく、かつ、ストレート部が存在するので、かかり代径寸法Ｄが測定しやすい）や軸受組立時の玉キズ発生の抑制が可能となる。

　この実施形態においても、外輪１２の径方向孔１５の中心線Ｘの軸方向位置は、玉１３の自転軸ｓに対して、径方向孔１５の中心線Ｘと玉１３の表面との交点Ｎから玉１３の中心Ｏまでを結んだ直線がなす劣角をλとしたとき、０°＜λ≦６０°、好ましくは３０°≦λ≦６０°となるように設定されればよい。これにより、高速用途で使用される玉軸受において、より安定した潤滑性や回転性能を得ることができる。
　具体的には、本実施形態では、径方向孔１５の中心線Ｘの軸方向位置は、図６（ａ）～図７（ｂ）に示すいずれかの位置に設計されればよい。

　図６（ａ）は、径方向孔１５の外輪内径側開口部全てが、カウンターボア１２ｂの傾斜部１２ｂ１内に位置している。

　このような位置に径方向孔１５を設けることで、軌道溝加工時に油孔開口部のバリ等を考慮しなくてよく、外輪軌道溝１２ａの加工性が良い。また、軸受を主軸へ組み込む際や使用時に、玉１３と外輪軌道溝１２ａとの接触楕円と油孔開口部がオーバーラップすることがないため、玉キズの発生や、接触面圧の異常な増大を抑制することができる。

　図６（ｂ）は、径方向孔１５の外輪内径側開口部が、傾斜部１２ｂ１とストレート部１２ｂ２に跨るように位置している。これにより、図６（ａ）の玉軸受の効果に加えて、より軸受内部側へ油を供給できるため、軸受のより良い回転性能が得られる。

　図６（ｃ）は、径方向孔１５の外輪内径側開口部全てが、ストレート部１２ｂ２に位置している。これにより、図６（ａ）及び（ｂ）の玉軸受の効果に加えて、開口部の一部が傾斜していないので、供給した油の直進性が確保でき、より確実に油を供給できる。

　詳しくは、図６（ａ）及び（ｂ）の玉軸受では、径方向孔１５の外輪内径側開口部がカウンターボアの傾斜部１２ｂ１に沿って形成され、油の供給方向(玉軸受の回転軸中心線Ｌと直交する方向)に対して、開口部の径方向から見た断面が傾いている。このような場合、開口部の軸方向端面側の方がストレート部側よりも空間が広いため、軸方向端面側での圧力が弱まり、カウンターボアの傾斜部側に油と共に供給されるエアが流れ、それに伴い、油も傾斜部側へ流れてしまう可能性がある。これに対し、図６（ｃ）に示す玉軸受では、径方向孔１５の外輪内径側開口部全てをストレート部１２ｂ２に設けることで、開口部の径方向から見た断面が油の供給方向に対して平行であるため、上述した油の直進性が確保できる。

　図７（ａ）は、径方向孔１５の外輪内径側開口部が、ストレート部１２ｂ２と外輪軌道溝１２ａに跨るように位置する。このような径方向孔１５を設けることによって、径方向孔１５の開口部の一部が外輪軌道溝１２ａとオーバーラップしているため、油の供給性が向上する。

　図７（ｂ）は、径方向孔１５の外輪内径側開口部全てが、外輪軌道溝１２ａに位置する。このように径方向孔１５を設けることによって、玉１３と外輪軌道溝１２ａとの間の狭いすきまに油が直接供給される。そのため、特に潤滑油量がより多く必要とされる高速運転時の油膜切れを抑制することができるため、安定した高速性を得ることができる。

　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、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、カウンターボア１２ｂと外輪軌道溝１２ａとの交点部、或いは、カウンターボア１２ｂ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。

　本出願は、２０１６年７月２９日出願の日本特許出願２０１６－１５０５０１に基づくものであり、その内容はここに参照として取り込まれる。

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

Claims

　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、
　該径方向孔の中心線の軸方向位置は、前記玉の自転軸に対して、前記径方向孔の中心線と前記玉の表面との交点から前記玉の中心までを結んだ直線がなす劣角をλとしたとき、０°＜λ≦６０°となるように設定される、玉軸受。
　前記外輪の内周面は、軸方向端面から前記外輪軌道溝に向かって徐々に縮径する傾斜部と、該傾斜部と前記外輪軌道溝までを結ぶ、前記玉軸受の回転軸中心線と平行なストレート部とを有するカウンターボアを有し、
　前記径方向孔の内径側開口部全ては、前記傾斜部内に位置する、請求項１に記載の玉軸受。
　前記外輪の内周面は、軸方向端面から前記外輪軌道溝に向かって徐々に縮径する傾斜部と、該傾斜部と前記外輪軌道溝までを結ぶ、前記玉軸受の回転軸中心線と平行なストレート部とを有するカウンターボアを有し、
　前記径方向孔の内径側開口部は、前記傾斜部と前記ストレート部に跨るように位置する、請求項１に記載の玉軸受。
　前記外輪の内周面は、軸方向端面から前記外輪軌道溝に向かって徐々に縮径する傾斜部と、該傾斜部と前記外輪軌道溝までを結ぶ、前記玉軸受の回転軸中心線と平行なストレート部とを有するカウンターボアを有し、
　前記径方向孔の内径側開口部全ては、前記ストレート部に位置する、請求項１に記載の玉軸受。
　前記外輪の内周面は、軸方向端面から前記外輪軌道溝に向かって徐々に縮径する傾斜部と、該傾斜部と前記外輪軌道溝までを結ぶ、前記玉軸受の回転軸中心線と平行なストレート部とを有するカウンターボアを有し、
　前記径方向孔の内径側開口部は、前記ストレート部と前記外輪軌道溝に跨るように位置する、請求項１に記載の玉軸受。
　前記外輪の内周面は、軸方向端面から前記外輪軌道溝に向かって徐々に縮径する傾斜部と、該傾斜部と前記外輪軌道溝までを結ぶ、前記玉軸受の回転軸中心線と平行なストレート部とを有するカウンターボアを有し、
　前記径方向孔の内径側開口部全ては、前記外輪軌道溝に位置する、請求項１に記載の玉軸受。
　前記外輪の内周面は、軸方向端面から前記外輪軌道溝まで徐々に縮径する傾斜部を備えたカウンターボアを有し、
　前記径方向孔の内径側開口部全てが、前記カウンターボアに位置する、請求項１に記載の玉軸受。
　前記外輪の内周面は、軸方向端面から前記外輪軌道溝まで徐々に縮径する傾斜部を備えたカウンターボアを有し、
　前記径方向孔の内径側開口部は、前記カウンターボアと前記外輪軌道溝に跨るように位置する、請求項１に記載の玉軸受。
　前記外輪の内周面は、軸方向端面から前記外輪軌道溝まで徐々に縮径する傾斜部を備えたカウンターボアを有し、
　前記径方向孔の内径側開口部全てが、前記外輪軌道溝に位置する、請求項１に記載の玉軸受。
　該径方向孔の中心線の軸方向位置は、３０°≦λ≦６０°となるように設定される、請求項１～９のいずれか１項に記載の玉軸受。
　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１～１０のいずれか１項に記載の玉軸受。
　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１１に記載の玉軸受。
　前記径方向孔の直径が０．５～１．５ｍｍである、請求項１～１２のいずれか１項に記載の玉軸受。
　工作機械主軸用軸受であることを特徴とする請求項１～１３のいずれか１項に記載の玉軸受。