(57)【要約】【課題】大きな荷重が負荷される軸受の耐衝撃性を向上することができる組合せ玉軸受及び工作機械用主軸装置を提供する。【解決手段】前側軸受４０，５０，６０，７０のうち、外側列軸受４０，７０の玉４３，７３の玉径ｄ１，ｄ４は、内側列軸受５０，６０の玉５３，６３の玉径ｄ２，ｄ３よりも大きく設計されている。外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径ＰＣＤ１，ＰＣＤ４は、内側列軸受５０，６０の玉ピッチ円径ＰＣＤ２，ＰＣＤ３よりも大きく設計されている。外側列軸受４０，７０の接触角α１，α４は、内側列軸受５０，６０の接触角α２，α３よりも大きく設計されている。【選択図】図２
2016084936.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
３列以上のアンギュラ玉軸受を軸方向に配列してなる組合せ玉軸受において、
軸方向外側に配置される前記アンギュラ玉軸受の少なくとも一方の玉径が、軸方向内側に配置される前記アンギュラ玉軸受の玉径よりも大きいことを特徴とする組合せ玉軸受。
【請求項２】
前記軸方向外側に配置される前記アンギュラ玉軸受の接触角は、前記軸方向内側に配置される前記アンギュラ玉軸受の接触角よりも大きいことを特徴とする請求項１に記載の組合せ玉軸受。
【請求項３】
前記軸方向外側に配置される前記アンギュラ玉軸受の玉ピッチ円径が前記軸方向内側に配置される前記アンギュラ玉軸受の玉ピッチ円径よりも大きいことを特徴とする請求項１または２に記載の組合せ玉軸受。
【請求項４】
請求項１〜３のいずれか１項に記載の組合せ玉軸受を備えることを特徴とする工作機械用主軸装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、組合せ玉軸受及び工作機械用主軸装置に関し、より詳細には、高速回転可能な組合せ玉軸受及び工作機械用主軸装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
近年、工作機械によって加工される被加工ワークの形状が複雑化してきている。このため、このワーク形状の複雑化に伴い、段替え回数を減らし加工効率を向上させるため、工作機械自体の構造も複雑化してきている。工作機械の構造の複雑化の一つとして、５軸加工機などの多軸加工機が挙げられる。
【０００３】
また、近年の工作機械の多くは数値制御（Numerical Control：ＮＣ）により加工を行
っており、被加工ワーク形状の複雑化（例えば、自動車のボディ金型・人工関節など、３次元の立体曲面輪郭加工）、工作機械構造の複雑化に伴い、数値制御のための加工プログラムも複雑化してきている。そのため、ＮＣ工作機械の加工プログラム作成時にミスが生じやすくなり、その結果、機械誤作動により、主軸回転部位（工具や工具保持ホルダ部位など）を加工物やベッド・テーブルなどの周辺部材に接触干渉・衝突させるトラブル（以下、「主軸の衝突」と称する。）が起こりやすくなる。この主軸の衝突により、工作機械主軸に組み込まれている転がり軸受の玉と軌道面との接触部で圧痕が形成され、その状態で主軸を使用すると、様々な不具合が発生する。例えば、転がり軸受の玉がこの圧痕を踏むことで発生する振動によって加工精度が悪くなったり、異音が発生したりする。さらには、その圧痕を起点とした軌道面の剥離が発生し、転がり軸受の焼付きに発展する可能性もある。また、工作機械の製作時にも作業者のミスや不慮の事故による主軸の衝突が起こる可能性がある。
【０００４】
例えば、工作機械などに使用される複列転がり軸受としては、各列の玉径を変え、玉径を大きくすることで、軸受剛性をアップし、軸受動負荷容量を大きくして、長寿命とすることが知られている（例えば、特許文献１参照。）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開２００４−２８６１１６号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
ところで、工作機械用主軸装置では、主軸剛性を高めるため、３列以上のアンギュラ玉軸受を軸方向に配列してなる組合せ玉軸受が使用される場合がある。このような組合せ玉軸受においても、主軸の衝突により、主軸工具先端に荷重が負荷されると、軸方向最工具側列軸受で最も荷重を受けるため、転がり軸受の玉と軌道面との接触部で圧痕が形成されやすい。
また、アンギュラ玉軸受では、軸方向から大きな荷重が作用すると玉と軌道面との接触楕円の位置がずれ、玉が軌道輪の溝肩に乗り上げて、玉を傷つけてしまう可能性もある。  特許文献１に記載の複列転がり軸受では、組合せ玉軸受について開示されておらず、耐衝撃性を考慮したものではない。
【０００７】
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、大きな荷重が負荷される軸受の耐衝撃性を向上することができる組合せ玉軸受及び工作機械用主軸装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明の上記目的は、下記の構成により達成される。
（１）  ３列以上のアンギュラ玉軸受を軸方向に配列してなる組合せ玉軸受において、
軸方向外側に配置される前記アンギュラ玉軸受の少なくとも一方の玉径が、軸方向内側に配置される前記アンギュラ玉軸受の玉径よりも大きいことを特徴とする組合せ玉軸受。（２）  前記軸方向外側に配置される前記アンギュラ玉軸受の接触角は、前記軸方向内側に配置される前記アンギュラ玉軸受の接触角よりも大きいことを特徴とする（１）に記載の組合せ玉軸受。
（３）  前記軸方向外側に配置される前記アンギュラ玉軸受の玉ピッチ円径が前記軸方向内側に配置される前記アンギュラ玉軸受の玉ピッチ円径よりも大きいことを特徴とする（１）または（２）に記載の組合せ玉軸受。
（４）  （１）〜（３）のいずれかに記載の組合せ玉軸受を備えることを特徴とする工作機械用主軸装置。
【発明の効果】
【０００９】
本発明の組合せ玉軸受によれば、軸方向外側に配置されるアンギュラ玉軸受（以下、「外側列軸受」とも称す。）の少なくとも一方の玉径が、軸方向内側に配置されるアンギュラ玉軸受（以下、「内側列軸受」とも称す。）の玉径よりも大きいので、玉径を大きくした外側列軸受の限界荷重（玉と軌道面との接触部に圧痕が発生する最小の荷重)が大きくなり、大きな荷重が外側列軸受に付加された場合の圧痕の発生を抑制することができ、耐衝撃性を向上することができる。
その結果、主軸装置に適用された場合に、主軸工具先端に荷重が負荷された際、最も荷重を負担する軸方向最工具側列軸受、すなわち、玉径を大きくした外側列軸受の圧痕発生リスクを下げることができ、軸方向最工具側列軸受の耐衝撃性を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１０】
【図１】本発明の組合せ玉軸受が前側軸受として適用された主軸装置を示す断面図である。
【図２】本発明の一実施形態に係る組合せ玉軸受の断面図である。
【図３】本発明の第１の変形例に係る組合せ玉軸受の断面図である。
【図４】本発明の第２の変形例に係る組合せ玉軸受の断面図である。
【図５】本発明の第３の変形例に係る組合せ玉軸受の断面図である。
【図６】本発明の第４の変形例に係る組合せ玉軸受の断面図である。
【図７】本発明の第５の変形例に係る組合せ玉軸受の断面図である。
【図８】本発明の第６の変形例に係る組合せ玉軸受の断面図である。
【図９】４列背面組合せアンギュラ玉軸受が搭載された一般的な工作機械主軸の略図である。
【発明を実施するための形態】
【００１１】
以下、本発明の一実施形態に係る組合せ玉軸受について図面に基づいて詳細に説明する。
【００１２】
図１は、本実施形態の組合せ玉軸受が適用された主軸装置２０を示す。主軸装置２０は、モータビルトイン方式であり、その軸方向中心部には、中空状の回転軸２２が設けられ、回転軸２２の軸芯には、ドローバ２３が摺動自在に挿嵌されている。ドローバ２３には、工具Ｔが取り付けられた工具ホルダ２４が設けられており、ドローバ２３が皿ばね２７の力によって反工具側方向（図の右方向）に付勢されることで、工具ホルダ２４は、回転軸２２のテーパ面２８と嵌合する。この結果、回転軸２２には、工具Ｔがドローバ２３、工具ホルダ２４と共に一体に取り付けられる。
【００１３】
また、回転軸２２は、その工具側を支承する組合せ玉軸受である前側軸受４０，５０，６０，７０と、反工具側を支承する図示しない後側軸受とによって、ハウジングＨに回転自在に支持されている。
【００１４】
前側軸受４０，５０，６０，７０と後側軸受間における回転軸２２の外周面には、ロータ３０が外嵌されている。また、ロータ３０の周囲に配置されるステータ３２は、ステータ３２に焼き嵌めされた冷却ジャケット３３をハウジングＨを構成する外筒２９に内嵌することで、外筒２９に固定される。従って、ロータ３０とステータ３２はモータを構成し、ステータ３２に電力を供給することでロータ３０に回転力を発生させ、回転軸２２を回転させる。
【００１５】
図２にも併せて示すように、前側軸受４０，５０，６０，７０は、外輪４１，５１，６１，７１と、内輪４２，５２，６２，７２と、接触角α１，α２，α３，α４を持って配置される転動体としての玉４３，５３，６３，７３と、玉４３，５３，６３，７３を円周方向が略等間隔で保持する保持器４４，５４，６４，７４と、をそれぞれ有するアンギュラ玉軸受である。これら前側軸受４０，５０，６０，７０は、工具側から数えて１列目・２列目の軸方向外側の前側軸受４０，５０と、３列目・４列目の軸方向内側の前側軸受６０，７０が背面組み合わせとなるように配置された状態で、定位置予圧が付与されている。また、本実施形態では、各前側軸受４０，５０，６０，７０の外径、内径、軸方向幅が、それぞれ等しく設計されている。
【００１６】
前側軸受４０，５０，６０，７０の外輪４１，５１，６１，７１は、外筒２９に固定された前側軸受ハウジング３１に内嵌されており、且つ前側軸受ハウジング３１にボルト締結された前側軸受外輪押え３８によって複数の外輪間座３５を介して前側軸受ハウジング３１に対し軸方向に固定されている。また、前側軸受４０，５０，６０，７０の内輪４２，５２，６２，７２は、回転軸２２に外嵌されており、且つ回転軸２２に締結されたナット３９によって複数の内輪間座３６を介して回転軸２２に対し軸方向に固定されている。
【００１７】
各外輪４１，５１，６１，７１の内周面には、図２に示すように、軌道面４１ａ，５１ａ，６１ａ，７１ａに対して軸方向一方側にカウンタボア４１ｂ，５１ｂ，６１ｂ，７１ｂが形成されている。各外輪４１，５１，６１，７１は、これらカウンタボア４１ｂ，５１ｂ，６１ｂ，７１ｂが組合せ玉軸受の中間位置に対して軸方向外側（即ち、前側軸受４０，５０は工具側、前側軸受６０，７０は反工具側）を向くように、配置されている。
また、各保持器４４，５４，６４，７４は、任意な構成としてもよいが、本実施形態では、円筒状のポケットを有し、外輪４１，５１，６１，７１の軌道面４１ａ，５１ａ，６１ａ，７１ａに対して軸方向他方側の内周面に案内されている。
なお、図２は、外輪間座３５及び内輪間座３６を省略して示しているが、本発明の組合せ玉軸受は、間座を有する構成、間座を有しない構成のいずれの場合も含むものとする。
【００１８】
また、前側軸受ハウジング３１の外周面と、前側軸受ハウジング３１に外嵌されるカバー３４との間には、冷却油が循環する循環経路１１が形成されており、この循環経路１１に温度コントロールされた冷却油を循環させることで各前側軸受４０，５０，６０，７０を冷却する。モータの発熱を伴うモータビルトイン方式の主軸装置２０では、主軸精度の向上を図るために熱変位を抑えることが重要であり、上記循環経路１１によって、高速回転時の軸受４０，５０，６０，７０の発熱やステータ３２の発熱による主軸の温度上昇を抑えることができる。
【００１９】
ここで、本実施形態では、図２に示すように、前側軸受４０，５０，６０，７０のうち、工具側から１列目、４列目の外側列軸受４０，７０の玉４３，７３の玉径ｄ１，ｄ４が、工具側から２列目、３列目の内側列軸受５０，６０の玉５３，６３の玉径ｄ２，ｄ３よりも大きく設計されている。
【００２０】
また、外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径ＰＣＤ１，ＰＣＤ４は、内側列軸受５０，６０の玉ピッチ円径ＰＣＤ２，ＰＣＤ３よりも大きく設計されている。
【００２１】
さらに、外側列軸受４０，７０の接触角α１，α４は、内側列軸受５０，６０の接触角α２，α３よりも大きく設計されている。
【００２２】
このように、外側列軸受４０，７０の玉径ｄ１，ｄ４を大きくすることで、その軸受の限界荷重(玉と軌道面との接触部に圧痕が発生する最低の荷重)が大きくなる。その結果、主軸工具先端に荷重が負荷された際、最も荷重を負担する軸方向最工具側列軸受、すなわち１列目の外側列軸受４０の圧痕発生リスクが下がる。
【００２３】
また、一般に、工作機械用主軸装置２０を高速回転で使用する場合、玉４３，５３，６３，７３と内外輪４２，５２，６２，７２，４１，５１，６１，７１間の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、油膜切れによる焼付きが発生する可能性がある。そのため、軸受の転がり摩擦による発熱を抑えることは非常に重要である。しかしながら、１列目、４列目の外側列軸受４０，７０は、内側列軸受５０，６０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すことが容易であり、軸受の転がり摩擦による発熱で焼付く可能性は低い。したがって、外側列軸受４０，７０の玉径ｄ１，ｄ４を大きくして、外側列軸受４０，７０の転がり摩擦による発熱がある程度増大したとしても、問題なく使用することができる。
【００２４】
一方、２列目、３列目の内側列軸受５０，６０は、１列目、４列目の外側列軸受４０，７０の発熱と昇温に阻まれているため、熱伝達性が悪くなり、軸受自身の転がり摩擦による発熱分を外部に逃がすことが困難である。特に、本実施形態のようなモータビルトイン方式の主軸装置２０の場合、ロータ３０の発熱が回転軸２２の内部を伝わり前側軸受４０，５０，６０，７０にも伝達されるので、より厳しい条件となる。
【００２５】
さらに、前側軸受ハウジング３１に形成された冷却油の循環経路１１の冷却によって、前側軸受の外輪４１，５１，６１，７１は温度が抑えられるが、冷却部と直接接していない内輪４２，５２，６２，７２の温度上昇は抑えることができず、その結果、軸受の内外輪温度差（内輪温度＞外輪温度）が発生する。
【００２６】
また、この外筒冷却油の循環経路１１の中央部に位置する２列目、３列目の内側列軸受５０，６０は、最も冷却効果が得られるので、１列目、４列目の外側列軸受４０，７０に比べて、さらに内外輪温度差が大きくなる傾向になる。内外輪温度差が発生すると、軸受の内部すきまが小さくなり、内部予圧が増大して転がり接触部のＰＶ値が上昇し、焼付きに進行する。そのため、高速主軸での軸受の焼付き不具合は、２列目、３列目の内側列軸受５０，６０で発生するのがほとんどである。
【００２７】
以上のことから、２列目、３列目の内側列軸受５０，６０の玉径ｄ２，ｄ３を大きくすることは焼付きリスクをさらに高めることにつながるため得策でない。
したがって、外側列軸受４０，７０の玉径ｄ１，ｄ４のみを大きくし、内側列軸受５０，６０の玉径ｄ２，ｄ３を外側列軸受４０，７０の玉径ｄ１，ｄ４よりも小さくすることで、焼付きリスクは従来のまま、耐衝撃性を向上させることができる。
【００２８】
また、接触角を持ったアンギュラ玉軸受が背面組合せで配置される前側軸受４０，５０，６０，７０において、外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径ＰＣＤ１，ＰＣＤ４を内側列軸受の玉ピッチ円径ＰＣＤ２，ＰＣＤ３より大きくすることで、モーメント長を長くでき、組合せ軸受および主軸装置２０のモーメント剛性を高めることができる。
【００２９】
玉ピッチ円径を大きくすることの弊害として、軸受回転時のｄｍｎ値が大きくなり、軸受の転がり摩擦による発熱が大きくなることが挙げられる。しかしながら、外側列軸受４０，７０においては、上述したように、軸受の発熱がある程度増大したとしても、問題なく使用することができる。一方、内側列軸受５０，６０においては、上述の理由で発熱量が大きくなることは避けなければならない。したがって、内側列軸受５０，６０の玉ピッチ円径ＰＣＤ２，ＰＣＤ３を外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径ＰＣＤ１，ＰＣＤ４よりも小さくし、内側列軸受５０，６０の発熱量を下げなければならない。
【００３０】
さらに、外側列軸受４０，７０の接触角α１，α４を、内側列軸受５０，６０の接触角α２，α３より大きくすることで、組合せ玉軸受および主軸装置２０のモーメント長を長くすることによるモーメント剛性向上に加え、アキシアル剛性を高めることができる。
ここで、主軸系のラジアル剛性は、軸受の剛性以外に回転軸２２の曲げ剛性が影響するが、アキシアル剛性に関しては、軸受の剛性でほぼ決定される。一般に軸受の接触角を大きくすると、スピン滑りやジャイロ滑りなど接触角を持つアンギュラ玉軸受において生じるすべりが大きくなり、軸受の発熱量が増大する。上述したように、外側列軸受４０，７０は、接触角増加による発熱量増大をある程度許容することができるが、内側列軸受５０，６０は、発熱量の増加を許容できない。したがって、内側列軸受５０，６０の接触角α２，α３を外側列軸受４０，７０の接触角α１，α４よりも小さくし、発熱量を下げなければならない。
【００３１】
なお、本実施形態では、外側列軸受４０，７０を内側列軸受５０，６０に比べて、玉径大、玉ピッチ円径大、接触角大としているため、軸受のｄｍｎ値が高くなると、主軸の発熱が従来仕様に対して増加する傾向になるが、通常回転使用レベルであれば、焼付きの問題は生じない。ただし、ｄｍｎ値が５０万以上、望ましくは、８０万以上の使用回転数領域を想定した場合、外側列軸受４０，７０のみ、鉄より比重の小さいセラミック玉(Ｓｉ３Ｎ４など)を採用することで、玉の遠心力による内部荷重増加が抑制され、発熱を抑制
することができる。
また、工作機械用主軸装置２０の加工効率を高めるための一つの方策として、工具の一刃あたりの送り量を増やしたり、加工の切り込み量を多くしたりする、いわゆる重切削が挙げられる。本実施形態では、上述のモーメント剛性とアキシアル剛性の向上効果によって、これまでよりも重切削が可能となる。
【００３２】
なお、外側列軸受４０，７０の玉４３，７３の遠心力大による内部荷重の増加、及び、内側列軸受５０，６０の負荷容量の減少を鑑みると両者の最適なバランス確保の点から、以下の条件を満たすことが望ましい。
【００３３】
玉径比        ：  １．０＜外側列軸受玉径／内側列軸受玉径＜４．６
玉ピッチ円径比：  １．０≦外側列軸受玉ピッチ円径/内側列軸受玉ピッチ円径＜１．５
【００３４】
以上説明したように、本実施形態の組合せ玉軸受によれば、前側軸受４０，５０，６０，７０のうち、工具側から１列目、４列目の外側列軸受４０，７０の玉４３，７３の玉径ｄ１，ｄ４が、工具側から２列目、３列目の内側列軸受５０，６０の玉５３，６３の玉径ｄ２，ｄ３よりも大きく設計されているので、外側列軸受４０，７０の圧痕発生リスクを下げることができ、軸方向最工具側列軸受の耐衝撃性を向上させることができる。
【００３５】
また、外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径ＰＣＤ１，ＰＣＤ４は、内側列軸受５０，６０の玉ピッチ円径ＰＣＤ２，ＰＣＤ３よりも大きく設計されているので、モーメント長を長くして、組合せ玉軸受のモーメント剛性を高めることができる。
【００３６】
さらに、外側列軸受４０，７０の接触角α１，α４は、内側列軸受５０，６０の接触角α２，α３よりも大きく設計されているので、組合せ玉軸受のモーメント剛性及びアキシアル剛性を高めることができる。
【００３７】
なお、本発明は上述した実施形態に限定されるものでなく、適宜、変形、改良等が可能である。
【００３８】
上記実施形態では、外側列軸受４０，７０を内側列軸受５０，６０に比べて、玉径大、玉ピッチ円径大、接触角大としているが、本発明は、少なくとも外側列軸受４０，７０の玉径ｄ１，ｄ４が内側列軸受５０，６０の玉径ｄ２，ｄ３よりも大きければよい。
【００３９】
即ち、図３に示す第１の変形例の組合せ玉軸受では、外側列軸受４０，７０の玉径ｄ１，ｄ４が内側列軸受５０，６０の玉径ｄ２，ｄ３よりも大きく設定される一方、前側軸受４０，５０，６０，７０の玉ピッチ円径ＰＣＤ１，ＰＣＤ２，ＰＣＤ３，ＰＣＤ４は、同一（ＰＣＤ１＝ＰＣＤ２＝ＰＣＤ３＝ＰＣＤ４）とし、且つ、各接触角α１，α２，α３，α４も、同一（α１＝α２＝α３＝α４）としている。
【００４０】
また、図４に示す第２の変形例の組合せ玉軸受では、外側列軸受４０，７０の玉径ｄ１，ｄ４が内側列軸受５０，６０の玉径ｄ２，ｄ３よりも大きく設定され、外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径ＰＣＤ１，ＰＣＤ４は、内側列軸受５０，６０の玉ピッチ円径ＰＣＤ２，ＰＣＤ３よりも大きく設定される一方、前側軸受４０，５０，６０，７０の各接触角α１，α２，α３，α４は、同一（α１＝α２＝α３＝α４）としている。
【００４１】
また、図２〜図４の組合せ玉軸受では、４列の多列アンギュラ玉軸受について説明したが、本発明の組合せ玉軸受は、少なくとも３列以上であればよく、図５に示す第３の変形例のように、６列の多列アンギュラ玉軸受であってもよいし、図６に示す第４の変形例のように、３列の多列アンギュラ玉軸受であってもよい。
【００４２】
具体的に、図５に示す６列の多列アンギュラ玉軸受では、外側列軸受４０，７０と内側列軸受５０，６０との間に、外輪８１，９１、内輪８２，９２、玉８３，９３、保持器８４，９４をそれぞれ有する中間列のアンギュラ玉軸受８０，９０がそれぞれ配置される。この場合、各軸受の玉径は、外側列軸受４０，７０の玉径＞中間列軸受８０，９０の玉径＞内側列軸受５０，６０の玉径となる（ｄ１，ｄ４＞ｄ５，ｄ６＞ｄ２，ｄ３）。また、各軸受の玉ピッチ円径は、外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径＞中間列軸受８０，９０の玉ピッチ円径＞内側列軸受５０，６０の玉ピッチ円径となる（ＰＣＤ１，ＰＣＤ４＞ＰＣＤ５，ＰＣＤ６＞ＰＣＤ２，ＰＣＤ３）。さらに、各軸受の接触角は、外側列軸受４０，７０の接触角＞中間列軸受８０，９０の接触角＞内側列軸受５０，６０の接触角となる（α１，α４＞α５，α６＞α２，α３）。
【００４３】
また、図６に示すように、外側列軸受４０，７０の間に１列の内側列軸受５０のみとした３列の多列アンギュラ玉軸受の場合、各軸受の玉径は、外側列軸受４０，７０の玉径＞内側列軸受５０の玉径となるようにすればよい（ｄ１，ｄ４＞ｄ２）。また、各軸受の玉ピッチ円径は、外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径＞内側列軸受５０の玉ピッチ円径となるようにすればよい（ＰＣＤ１，ＰＣＤ４＞ＰＣＤ２）。さらに、各軸受の接触角は、外側列軸受４０，７０の接触角＞内側列軸受５０の接触角となるようにすればよい（α１，α４＞α２）。
【００４４】
但し、偶数列の組合せ軸受の場合、軸方向外側から数えて同じ位置の軸受は、接触角を等しくすることが望ましい。例えば、図２に示す４列の組合せ軸受の場合、工具側から１列目と４列目の外側軸受４０，７０の接触角α１、α４、及び２列目と３列目の内側軸受５０，６０の接触角α２、α３を等しくすると、定位置予圧を付加した場合、個々の軸受の予圧による付加荷重Ｆａ１，Ｆａ２，Ｆａ３，Ｆａ４は、Ｆａ１＝Ｆａ４、Ｆａ２＝Ｆａ３、且つ、Ｆａ１＋Ｆａ２＝Ｆａ３＋Ｆａ４となる。従って、１列目と４列目、及び２列目と３列目は、それぞれ同じ予圧荷重となるので、予圧バランスをとることができる。
【００４５】
ここで、例えば、１列目：２０°、２列目：１６°、３列目：１６°、４列目：１８°のように接触角を違えると、３列目と４列目の軸受６０，７０の予圧による接触面圧（特に３列目）が、１列目と２列目の軸受４０，５０に比べ大きくなってしまうので、焼付きに対してはやや不利となる。しかし、逆に２列目の軸受５０の内外輪温度差が３列目の軸受６０より大きい場合など、２列目の軸受５０の焼付きを３列目の軸受６０より、あえて生じ難くする必要があれば、上記のように１列目と４列目の軸受４０，７０の接触角を変えてもよい。
【００４６】
また、奇数列の組合せ軸受の場合、背面組合せした際に軸方向中間部に位置する軸受と接触角が半径方向に対して反対方向に向く軸受は、軸方向外側から数えて同じ位置の軸受と比べて、接触角を大きくすることが好ましい。
【００４７】
例えば、図６に示す３列組合せ軸受の場合、工具側から１列目、２列目の軸受４０，５０の接触角α１、α２と、３列目の軸受７０の接触角α４とは、半径方向に対して反対方向に向くことになり、各列の軸受の予圧による付加荷重Ｆａ１，Ｆａ２，Ｆａ３は、Ｆａ１＋Ｆａ２＝Ｆａ３、且つ、Ｆａ３＞Ｆａ１＞Ｆａ２となり、３列目の軸受７０は、１列目と２列目の軸受４０，５０の予圧荷重を付加するので、予圧による接触面圧が高くなる。このため、３列目の軸受７０の接触角α４を、１列目の軸受４０の接触角α１より大きくすることで（α１＜α４、かつ、α１＞α２）、３列目の軸受７０の予圧荷重による接触面圧の上昇を抑えることができる。
【００４８】
また、上記実施形態では、アンギュラ玉軸受４０，５０，６０，７０の組立てに必要不可欠なカウンタボア４１ｂ，５１ｂ，６１ｂ，７１ｂは、各外輪４１，５１，６１，７１の内周面に形成されている。一方、図７及び図８に示す第５及び第６変形例では、内側列軸受５０，６０におけるカウンタボア５１ｂ、６１ｂは、外輪５１，６１の内周面に形成したままとし、外側列軸受４０、７０におけるカウンタボア４２ｂ、７２ｂが、内輪４２，７２に設けられている。
【００４９】
即ち、図７に示す第５の変形例では、図２に示す実施形態と同様に、外側列軸受４０，７０を内側列軸受５０，６０に比べて、玉径大、玉ピッチ円径大、接触角大としている。このように、外側列軸受４０，７０の玉径ｄ１，ｄ４を内側列軸受５０，６０の玉径ｄ２，ｄ３よりも大きくし、外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径ＰＣＤ１，ＰＣＤ４を内側列軸受５０，６０の玉ピッチ円径ＰＣＤ２，ＰＣＤ３よりも大きくすることで、耐荷重性・耐圧痕性の向上や、モーメント剛性の向上などが図られている。
【００５０】
また、第５の変形例では、玉径及び玉ピッチ円径の影響で肉厚が薄くなる外側列軸受４０，７０の外輪４１、７１にカウンタボアが形成されないので、ハウジング肩部や外輪押さえ面と当接する外輪４１，７１の軸方向端面に適切な平面幅を確保することができる。これにより、適切な面接触による平面固定が行われ、接触剛性の維持、及び、回転中の振動等による外輪クリープなどの不具合発生を抑制することができる。
また、外輪４１，７１を軸方向に固定する際に、外輪押さえの固定力によって外輪が歪変形することも抑制され、主軸組込み時の軸受の精度悪化を抑えることができる。
さらには、外輪４１、７１は、径方向肉厚を維持でき、かつ、軌道みぞ底中心に対して左右の肉厚が等しくなるので、リングの熱処理時（仕上研磨の前工程）の変形を抑制することができる。
【００５１】
一方、外側列軸受４０，７０の内輪４２，７２は、玉ピッチ円径ＰＣＤ１，ＰＣＤ４が大きくなっているので、カウンタボア４２ｂ、７２ｂを形成しても内輪軌道面４２ａ，７２ａの軸方向両側で肉厚を確保することができる。したがって、第５の変形例では、外側列軸受４０，７０の内輪４２、７２にカウンタボア４２ｂ、７２ｂを形成することで、外側列軸受４０，７０の内外輪の肉厚バランスのとれた構成とすることができる。
なお、カウンタボア４２ｂ、７２ｂは、組合せ玉軸受の中間位置に対して軸方向内側（即ち、前側軸受４０は反工具側、前側軸受７０は工具側）を向くように、配置されている。
【００５２】
また、図８に示す第６の変形例のような６列の多列アンギュラ玉軸受においても、図５に示す第３の変形例と同様、外側列軸受４０，７０を内側列軸受５０，６０、中間列軸受８０，９０に比べて、玉径大、玉ピッチ円径大、接触角大としている。このため、第５の変形例と同様に、外側列軸受４０，７０の内輪４２、７２にカウンタボア４２ｂ、７２ｂを形成することで、外側列軸受４０，７０の内外輪の肉厚バランスのとれた構成とすることができ、第５の変形例と同様の効果を奏することができる。
なお、第６の変形例では、内側列軸受５０，６０、及び中間列軸受８０，９０のカウンタボア５１ｂ、６１ｂ、８１ｂ、９１ｂは、外輪５１，６１，８１，９１に形成されている。
【００５３】
また、玉径に関して、本実施形態では、外側列軸受４０，７０の両方の玉径を内側列軸受５０，６０の玉径よりも大きくしているが、主軸工具先端での主軸の衝突を考慮すれば、軸方向最工具側となる外側列軸受４０のみの玉径を内側列軸受５０，６０の玉径より大きくしてもよい。
ただし、軸方向最反工具側となる外側列軸受７０は、工具交換において工具のチャックを解除する際、ドローバ２３による後方からの荷重を最も負荷するので、本実施形態のように、外側列軸受４０，７０の両方の玉径を内側列軸受５０，６０の玉径よりも大きくすることが好ましい。
【００５４】
また、潤滑条件も、グリース潤滑に限定されるものでなく、オイルエア潤滑、オイルミスト潤滑、アンダーレース潤滑、ジェット潤滑などいずれの潤滑法を適用してもよい。
また、軸受の組合せ方法としては、背面組合せのほかに、正面組合せ（接触角が逆ハの字方向の組合せ）としてもよい。
さらに、本発明の組合せ玉軸受は、工作機械用主軸装置に限らず、衝突荷重などの、大きな荷重が軸受に負荷される他の装置に適用されてもよい。
【００５５】
なお、本実施形態では、１列目、４列目、及び２列目、３列目は、それぞれ同じ仕様を採用しているが、必要に応じて異ならせても良い。
【実施例】
【００５６】
ここで、外側列軸受４０，７０と内側列軸受５０，６０の玉径、玉ピッチ円径、接触角が同じ従来品と、外側列軸受４０，７０と内側列軸受５０，６０の玉径、玉ピッチ円径、接触角を変えた考案品Ａ〜Ｅとを用いて、以下の４つの試験を行った。図７は、４列背面組合せアンギュラ玉軸受が搭載された一般的な工作機械用主軸装置２０の略図を示す。図７は、外側列軸受４０，７０と内側列軸受５０，６０の玉径、玉ピッチ円径、接触角が同じ従来品を示している。
また、軸受配列は軸方向工具側（図中左側）から１列目、２列目、３列目、４列目としており、考案品Ａ〜Ｅは、１列目と４列目および２列目と３列目は同じ仕様の軸受であり、４列組合せにおいて、左右対称の構造としている。従来品と考案品Ａ〜Ｅで、各軸受共通の軸受寸法を以下に示す。
【００５７】
・軸受寸法
・内径  φ７０ｍｍ
・外径  φ１２５ｍｍ
・幅    ２４ｍｍ
【００５８】
＜限界ラジアル荷重＞
まず、図７に矢印で示すように、軸先端にラジアル荷重が負荷されたと想定して、以下のような計算条件で、限界ラジアル荷重の比較を行った。表１は、限界ラジアル荷重の比較結果を示す。
【００５９】
・計算条件
・予圧荷重  ９５０Ｎ
【００６０】
【表１】
2016084936.tif 000003
【００６１】
表１の結果から、従来品の限界ラジアル荷重を１００とした場合、軸方向最工具側列軸受である１列目軸受の玉径を大とした考案品Ａ〜Ｅは、限界ラジアル荷重が向上することがわかる。この結果より、主軸にラジアル荷重が負荷された場合、最も大きな荷重を負担する１列目軸受の玉径を大きくすることで、従来品にくらべ１列目軸受の限界荷重が増加するので、結果として、ラジアル方向の耐衝撃性が向上することがわかる。
【００６２】
＜アキシアル荷重分担率＞
次に、上記従来品及び考案品Ｃ〜Ｅを用いて、以下のような計算条件で、アキシアル荷重分担率について比較を行った。
【００６３】
・計算条件
・予圧荷重    ９５０Ｎ
・外部アキシアル荷重    ３０００Ｎ
【００６４】
表２は、アキシアル荷重分担率の比較結果を示す。これは主軸系にアキシアル荷重が負荷されたとき、負荷側である１列目、２列目軸受４０，５０において、アキシアル荷重の分担率がどのように変化するかの計算結果である。
【００６５】
【表２】
2016084936.tif 000004
【００６６】
表２の結果より、接触角が大きい１列目の外側列軸受４０のほうが、荷重分担率が増える作用があることがわかる。また、考案品Ｃ〜Ｅでは、接触角が大きくより大きい荷重を負荷している１列目の外側列軸受４０は、２列目の内側列軸受５０よりも玉径が大きく、限界の負荷荷重も大きい。したがって、従来品よりも２列目の軸受５０の荷重が軽減されるので、より大きなアキシアル荷重を負荷することができるため、アキシアル方向の耐衝撃性が向上することがわかる。
【００６７】
さらに、例えば高速回転中にアキシアル方向の外部荷重を負荷した場合、内側列軸受である２列目の軸受５０の負荷荷重を小さくでき、内側列軸受５０が焼付きなどの損傷を受けづらくなることがわかる。
【００６８】
このとき、外側列軸受４０，７０の接触角を大きくしすぎると、また、内側列軸受４０，６０との接触角差を大きくしすぎると、外側列軸受４０，７０の発熱量大および負荷荷重大となり、外側列軸受４０，７０の焼付きリスクが高くなってしまう。したがって、それぞれの列の接触角は好ましくは、最小（内側列軸受）で１０°以上、最大（外側列軸受）で３０°以下が、より好ましくは、最小（内側列軸受）１５°以上、最大（外側列軸受）で２５°以下が良い。主軸の軸受配列や組合せ列数・ビルトインモータの容量・外筒冷却の効率など、主軸の高速特性（焼付きの発生頻度やリスク）に合わせて、適正な接触角を選べばよい。
【００６９】
＜モーメント剛性＞
次に、上記従来品及び考案品Ｃ〜Ｅを用いて、以下のような計算条件で、モーメント剛性の比較を行った。表３は、モーメント剛性を比較した結果を示す。
【００７０】
・計算条件
・予圧荷重  ９５０Ｎ
・傾き角度  ３０秒（組合せ軸受としての傾き角）
【００７１】
【表３】
2016084936.tif 000005
【００７２】
表３の結果から、外側列軸受４０，７０の玉ピッチ円径を大きくすることで、組合せ軸受のモーメント剛性の向上を図れることがわかる。考案品Ｄ、Ｅの場合、従来品に比べて約５％のモーメント剛性の向上が期待できる。主軸のラジアル方向の曲げ剛性は、軸受剛性以外にも軸自身の曲げ剛性との組合せで決定される。軸受のモーメント剛性の向上により、軸自身の曲がりも少なくなるので実際の主軸の曲げ剛性としては、本計算結果以上にその効果が期待できる。
【００７３】
＜アキシアル剛性＞
次に、上記従来品及び考案品Ｃ〜Ｅを用いて、以下のような計算条件で、アキシアル剛性の比較を行った。表４は、アキシアル剛性の比較結果を示す。
【００７４】
・計算条件
・予圧荷重    ９５０Ｎ
・アキシアル変位    ５．０μｍ
【００７５】
【表４】
2016084936.tif 000006
【００７６】
表４の結果から、外側列軸受４０，７０の接触角を大きくすることで、組合せ軸受のアキシアル剛性の向上が図れることがわかる。考案品Ｄ、Ｅでは従来品と比較して１０％以上のアキシアル剛性の向上が期待できる。主軸のアキシアル方向の剛性は、主軸に搭載されている組合せ軸受のアキシアル剛性でほぼ決まるため、表４の結果より、主軸系のアキシアル剛性も向上することがわかる。
【符号の説明】
【００７７】
２０  主軸装置
２２  回転軸
３０  ロータ
３２  ステータ
４０，５０，６０，７０，８０，９０  前側軸受（アンギュラ玉軸受）
α１、α２、α３、α４、α５、α６  接触角
ＰＣＤ１，ＰＣＤ２，ＰＣＤ３，ＰＣＤ４、ＰＣＤ５，ＰＣＤ６  玉ピッチ円径
ｄ１、ｄ２、ｄ３、ｄ４、ｄ５、ｄ６  玉径
Ｈ  ハウジング
【図１】
2016084936.tif 000007
【図２】
2016084936.tif 000008
【図３】
2016084936.tif 000009
【図４】
2016084936.tif 000010
【図５】
2016084936.tif 000011
【図６】
2016084936.tif 000012
【図７】
2016084936.tif 000013
【図８】
2016084936.tif 000014
【図９】
2016084936.tif 000015