(57)【要約】【課題】セラミックス等の特殊で高価な材料を用いたり転動体を小径化したりせずに、標準仕様の軸受の選択と組み合わせでうなり音の発生防止を図ることのできる電動機を提供する。【解決手段】固定子鉄心１と、回転子鉄心３を外周に固着した電動機回転軸４と、電動機回転軸４の先端部外周に固着した負荷側軸受５を介して固定子鉄心３先端部を支持する負荷側ブラケット６と、電動機回転軸４の後端部外周に固着した反負荷側軸受７を介して固定子鉄心１の後端部を支持する反負荷側ブラケット８とを有する電動機において、負荷側軸受５と反負荷側軸受７を、定常回転時に負荷側軸受５の外輪を転動体が転がる際に発生する振動周波数をｆ１、反負荷側軸受７の外輪を転動体が転がる際に発生する振動周波数をｆ２としたときに、両振動周波数ｆ１とｆ２の差が、連続音として聞こえる周波数の下限、例えば３Ｈｚ以上となるような組み合わせとした電動機。【選択図】　　　　　図１
2004120839.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
積層鉄心からなる固定子鉄心と、
前記固定子鉄心と磁気的空隙を介して設けられた積層鉄心からなる回転子鉄心を外周に固着した電動機回転軸と、
前記電動機回転軸の先端部外周に固着した負荷側軸受を介して前記固定子鉄心先端部を支持する負荷側ブラケットと、
前記電動機回転軸の後端部外周に固着した反負荷側軸受を介して固定子鉄心の後端部を支持する反負荷側ブラケットとを有する電動機において、
前記負荷側軸受と前記反負荷側軸受を、定常回転時に前記負荷側軸受の外輪を転動体が転がる際に発生する振動周波数をｆ１、前記反負荷側軸受の外輪を転動体が転がる際に発生する振動周波数をｆ２としたときに、両振動周波数ｆ１とｆ２の差が、連続音として聞こえる周波数の下限以上となるような組み合わせとしたことを特徴とする電動機。
【請求項２】
電動機の定常回転速度が８０００ｍｉｎ−１を超える回転速度領域で、前記振動周波数ｆ１とｆ２の差が、３Ｈｚを超える関係となるような負荷側軸受と反負荷側軸受の組み合わせにしたことを特徴とする請求項１記載の電動機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば工作機械主軸の駆動などに用いられる電動機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
工作機械主軸の駆動などに用いられる電動機の一般的な構成を、図１の側断面図に示す。
図１において、１は固定子鉄心、２は固定子コイル、３は回転子鉄心、４は回転軸、５は負荷側軸受、６は負荷側ブラケット、７は反負荷側軸受、８は反負荷側ブラケットである。
回転軸４に固定された回転子鉄心３の外周に対向して、積層鉄心からなる固定子鉄心１が設けられている。固定子鉄心１は固定子コイル２を備え、回転軸４は固定子鉄心１の先端部を支持する負荷側ブラケット６および反負荷側ブラケット８と、回転軸４に固着された負荷側軸受５、および反負荷側軸受７により回転自在に支持されている。
軸受として一般的に用いられている深溝玉軸受の構造を図２に示す。図中１０は内輪、１１は転動体、１２は外輪、１３は保持器である。
軸受５、７は、反負荷側ブラケット８と反負荷側軸受７間に設置されたばね９により予圧が与えられ、回転軸４の回転に伴い内部の転動体１１が内輪１０および外輪１２の転動面上を自転するとともに公転する。
【０００３】
このとき、転動体１１の数やピッチ径、接触角及び回転速度等により、内輪１０、外輪１２、保持器１３等で軸受固有の振動周波数が発生し、前記各振動周波数に微小な差がある場合、うなりの周波数成分となるが、従来、一般的に使用される例えば８０００ｍｉｎ−１や１５００ｍｉｎ−１程度の中・低速の回転速度範囲では振動周波数のエネルギーレベルが低いため人間の聴覚に捕捉されにくく、余り問題とされることはなかった。従って、従来は主に負荷荷重と回転速度等から寿命を検討し、選定を行っていた。
従来の電動機における騒音問題としては、電気的な磁気音、例えば駆動電源に含まれる高調波により発生する騒音が問題になることがある。この場合は、例えば特許文献１に見られるように、固定子コイルの周りに磁性材料からなるカバーを設け、このカバーに漏れ磁束を通すようにして電流波形の高調波によるリップルを滑らかにして騒音を低減させる等の騒音防止対策がなされていた。
このように、従来においては、回転速度範囲が前記程度である場合には、軸受固有の振動周波数によるうなり音は余り問題とされることはなかった。
【０００４】
【特許文献１】
特開平１０−２１０７０３号公報（第２頁、図１）
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、例えば近年の工作機械主軸の高速・高出力化に伴い、主軸駆動用電動機も高速・高出力化し、高出力ながら回転速度が１００００ｍｉｎ−１を超える電動機も出てきている。このような高速電動機の場合、負荷側軸受と反負荷側軸受が発生する振動周波数のエネルギーレベルは、回転速度上昇に伴い高くなり、特に遠心力増大の影響で、転動体の外輪通過により発生する振動周波数の影響が大きくなり、これらの合成振動のレベルが人間の聴覚に捕捉される程度まで拡大された結果、うなり音の発生を引き起こし問題となることがあった。
例えば、量産効果によるコスト削減を狙って同一仕様の軸受を組み合わせる場合があるが、この場合、電動機を回転軸垂直方向でかつ負荷側を下向きに取り付けて使用する場合、負荷側軸受にはばね荷重に加え回転子鉄心と回転軸の荷重が加わるので、負荷側軸受の接触角は、ばね荷重のみの反負荷側軸受の接触角とは異なることになる。その結果、負荷側軸受と反負荷側軸受から発生する振動周波数に微小な差が生じ、うなり音発生の原因となることもあった。
【０００６】
以下に負荷側、反負荷側を図２に示す深溝玉軸受の組み合わせとした場合のうなり音の発生例を示す。なお、深溝玉軸受以外の構造の軸受についても、同様のうなり音の発生が見られる。
外輪通過により発生する振動周波数は以下の式で定義される。
ｆ＝（１−Ｄｗ＊ｃｏｓα／Ｄｐｗ）＊Ｚ＊ｆｒ／２
ここで、ｆ：外輪通過による発生振動周波数
Ｄｗ：玉径
α：接触角
Ｄｐｗ：ピッチ径
Ｚ：玉数
ｆｒ：回転周波数｛（回転速度ｍｉｎ−１）／６０ｓｅｃ｝
従って、例えば軸受の使用条件が以下の場合、発生振動周波数は、負荷側が６００．００５Ｈｚ、反負荷側が５９９．３２６Ｈｚとなり、その差は０．６７９Ｈｚとなり、周期１．４７３ｓｅｃ、つまり約１．５秒に１回のうなり音が発生することになる。
【０００７】
なお、使用条件は次の通りである。
負荷側軸受
Ｄｗ：９．５２５ｍｍ、α：１５°、Ｄｐｗ：４６ｍｍ、Ｚ：９個、ｆｒ：１６６．６７Ｈｚ
反負荷側軸受
Ｄｗ：９．５２５ｍｍ、α：１４°、Ｄｐｗ：４６ｍｍ、Ｚ：９個、ｆｒ：１６６．６７Ｈｚ
【０００８】
そこで、振動周波数のエネルギーレベルを下げるため転動体の軽量化、例えばセラミックス等の軽量材料の採用や転動体の小径化等の対策を行うことがあるが、セラミックス等の材料は非常に高価で特殊仕様になるため、コスト増大と長納期化の問題があり、また転動体を小径化すると許容荷重が低下するという問題がある。
本発明は、セラミックス等の特殊で高価な材料を用いたり転動体を小径化したりせずに、標準仕様の軸受の選択と組み合わせでうなり音の発生防止を図ることのできる電動機を提供することにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
前記課題を解決するため、本発明は、積層鉄心からなる固定子鉄心と、前記固定子鉄心と磁気的空隙を介して設けられた積層鉄心からなる回転子鉄心を外周に固着した電動機回転軸と、前記電動機回転軸の先端部外周に固着した負荷側軸受を介して前記固定子鉄心先端部を支持する負荷側ブラケットと、前記電動機回転軸の後端部外周に固着した反負荷側軸受を介して固定子鉄心の後端部を支持する反負荷側ブラケットとを有する電動機において、前記負荷側軸受と前記反負荷側軸受を、前記負荷側軸受の外輪を転動体が転がる際に発生する振動周波数をｆ１、前記反負荷側軸受の外輪を転動体が転がる際に発生する振動周波数をｆ２としたときに、両振動周波数ｆ１とｆ２の差が、連続音として聞こえる周波数の下限以上となるような組み合わせとしたものである。
【００１０】
本発明においては、電動機を運転したときに、負荷側軸受は振動周波数ｆ１を発生し、反負荷側軸受は振動周波数ｆ２を発生させる。これは一般に軸受駆動音として認識され、問題となることは少ない。しかし、電動機としてはそれらの振動周波数ｆ１、ｆ２の両方の振動数を機内に発生させることになるため、前記振動周波数ｆ１、ｆ２の差が連続音として聞こえる周波数の下限、例えば３Ｈｚ以上となるようにする。３Ｈｚより小さいとき、例えば１Ｈｚのときは周期１秒の合成振動が発生しうなり音として認識され問題となる。うなり音として認識されるのは経験的に周期０．３秒程度までで、それより短い周期では連続音として認識され、うなり音として認識されることは少ない。
うなり音の大きさは、回転速度が８０００ｍｉｎ−１を超える高速電動機の場合に顕著になるため、この高速回転速度領域で、前記振動周波数ｆ１とｆ２の差が３Ｈｚを超える関係となるように負荷側軸受と反負荷側軸受を組み合わせることで、本発明の効果が有効に現れる。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態について説明する。
図１は本発明が適用される電動機の一般的な構造の例を示す断面図である。
この構造については、従来例の説明の際に述べたので、重複説明は省略する。
本発明の実施の形態の特徴は以下のとおりである。
すなわち、負荷側軸受５と反負荷側軸受７は、負荷側軸受５の外輪１２を転動体１１が転がる際に発生する振動周波数をｆ１とし、反負荷側軸受の外輪１２を転動体１１が転がる際に発生する振動周波数をｆ２としたときに、８０００ｍｉｎ−１を超える回転速度領域において、｜ｆ１−ｆ２｜＞３Ｈｚの関係を有するようにしたものである。
【００１２】
振動周波数ｆ１、ｆ２は以下の式で定義される。
ｆ１＝（１−Ｄｗ１＊ｃｏｓα１／Ｄｐｗ１）＊Ｚ１＊ｆｒ１／２
ここで、ｆ１：外輪通過による発生振動周波数
Ｄｗ１：玉径
α１：接触角
Ｄｐｗ１：ピッチ径
Ｚ１：玉数
ｆｒ１：回転周波数｛（回転速度ｍｉｎ−１）／６０｝
【００１３】
ｆ２＝（１−Ｄｗ２＊ｃｏｓα２／Ｄｐｗ２）＊Ｚ２＊ｆｒ２／２
ここで、ｆ２：外輪通過による発生振動周波数
Ｄｗ２：玉径
α２：接触角
Ｄｐｗ２：ピッチ径
Ｚ２：玉数
ｆｒ２：回転周波数｛（回転速度ｍｉｎ−１）／６０｝
【００１４】
このような構成において、電動機を運転させたときに負荷側軸受５は振動周波数ｆ１を発生し、反負荷側軸受７は振動周波数ｆ２を発生させる。これらは各々単独では、数百Ｈｚ、例えば深溝玉軸受６２０６では回転速度が１００００ｍｉｎ−１の時に約６００Ｈｚの振動周波数を発生させるが、これは一般に軸受駆動音として認識され、問題となることは少ない。
しかし、電動機としてはそれらの振動周波数ｆ１、ｆ２の両方の振動数を機内に発生させることになるため、ｆ１、ｆ２の合成振動に影響される。つまり、ｆ１、ｆ２の差の絶対値が３Ｈｚより小さいとき、例えば１Ｈｚのときは周期１秒の合成振動が発生しうなり音として認識され問題となる。うなり音として認識されるのは経験的に周期０．３秒程度までで、それ以下の周期ではうなり音として認識されることは少ない。
【００１５】
本発明の実施の形態では、上記構成において、負荷側軸受５の振動周波数ｆ１と反負荷側軸受７の振動周波数ｆ２の差の絶対値を３Ｈｚより大きくなるように組み合わせているため、前記ｆ１、ｆ２の合成振動の周期がより小さくなり、うなり音として認識されない。つまり、うなり音の発生防止が可能となる。
また、この方法によれば軸受の材質はセラミックス等の非常に特殊で高価な材料ではなく一般的な軸受鋼の採用が可能になるためコストアップや長納期の問題もなく、さらに転動体の小径化も必要ないため、軸受の標準仕様のものからの選択と組み合わせが可能になり許容荷重不足の問題も解消できる。
【００１６】
【発明の効果】
以上述べたように、本発明によれば、負荷側軸受と反負荷側軸受を、負荷側軸受の外輪を転動体が転がる際に発生する振動周波数をｆ１、反負荷側軸受の外輪を転動体が転がる際に発生する振動周波数をｆ２としたときに、両振動周波数ｆ１とｆ２の差が、連続音として聞こえる周波数の下限以上となるような組み合わせとしたことにより、従来のようにセラミックス等の非常に特殊で高価な材料や転動体を小径化したものに比べ、軸受鋼等の一般的な材料や標準的なサイズの転動体が採用でき、コストの低減が可能で、長納期、許容荷重不足の問題が解消でき、軸受の標準仕様のものからの選択と組み合わせでうなり音の発生を防止することができる。
また、電動機の定常回転速度が８０００ｍｉｎ−１を超える回転速度領域で、前記振動周波数ｆ１とｆ２の差が、３Ｈｚを超える関係となるような負荷側軸受と反負荷側軸受の組み合わせにしたことにより、うなり音の大きさが顕著になる前記の高速回転速度領域でのうなり音の発生を効果的に防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明が適用される電動機の一般的な構造の例を示す側断面図である。
【図２】軸受の一例としての深溝玉軸受の構造を示す一部切欠正面図である。
【符号の説明】
１　固定子鉄心
２　固定子コイル
３　回転子鉄心
４　回転軸
５　負荷側軸受
６　負荷側ブラケット
７　反負荷側軸受
８　反負荷側ブラケット
９　ばね
１０　内輪
１１　転動体
１２　外輪
１３　保持器
【図１】
2004120839.tif 000003
【図２】
2004120839.tif 000004