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WO2007129441A1 - 多列転がり軸受装置 - Google Patents

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WO2007129441A1
WO2007129441A1 PCT/JP2007/000373 JP2007000373W WO2007129441A1 WO 2007129441 A1 WO2007129441 A1 WO 2007129441A1 JP 2007000373 W JP2007000373 W JP 2007000373W WO 2007129441 A1 WO2007129441 A1 WO 2007129441A1
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WO
WIPO (PCT)
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spacer
oil
inner ring
bearing
outer ring
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2007/000373
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Takashi Kawai
Mineo Koyama
Masatsugu Mori
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
NTN Corp
Original Assignee
NTN Corp
NTN Toyo Bearing Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Priority claimed from JP2006127389A external-priority patent/JP2007298128A/ja
Priority claimed from JP2006337202A external-priority patent/JP5183059B2/ja
Application filed by NTN Corp, NTN Toyo Bearing Co Ltd filed Critical NTN Corp
Priority to DE112007001043T priority Critical patent/DE112007001043T5/de
Publication of WO2007129441A1 publication Critical patent/WO2007129441A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C2322/00—Apparatus used in shaping articles
    • F16C2322/39—General buildup of machine tools, e.g. spindles, slides, actuators

Definitions

  • the present invention relates to a multi-row rolling bearing device that is configured by arranging a plurality of rolling bearings, and is used for supporting a spindle of a machine tool, etc. It relates to the lubrication of rotating bearings.
  • Machine tool spindles are becoming increasingly faster in order to increase machining efficiency. As the spindle speed increases, the torque and heat generation of the spindle bearing increase. To address this, jet lubrication and air-oil lubrication are often used to lubricate main shaft bearings.
  • Jet lubrication involves injecting a large amount of oil into a bearing to simultaneously lubricate the bearing and cool the bearing, but this lubrication method increases the stirring resistance of the lubricant when the bearing is operated at high speed. As a result (approximately proportional to the square of the speed), the power loss of the bearing increases, and there is a disadvantage that a large capacity drive motor is required.
  • air oil lubrication is a method in which lubricating oil is mixed with the carrier air and the oil is injected from the nozzle into the bearing.
  • a measure to reduce the agitation resistance of the oil in the bearing There has been proposed a method in which a small amount of oil is attached and oil is supplied to the raceway using centrifugal force and surface tension (for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2 0 0 1 _ 0 1 2 4 8 1). Open 2 0 0 2 _ 5 4 6 4 3).
  • Lubrication devices that perform conventional air-oil lubrication have almost no bearing cooling effect, and there is a problem of heat generation of the bearing in applications of ultra-high speed rotation.
  • the present applicant has proposed Japanese Patent Laid-Open No. 2 0 06-1 1 8 5 2 5 as a lubricating device effective in solving such a cooling problem and rotating at an ultra high speed. If the proposed example is a multi-row rolling bearing device that is used in combination with the back of the fixed position preload, for example, on the spindle front side (fixed side), it is as shown in Fig. 13.
  • the outer ring spacer is a bearing lubrication spacer 58, and this shaft Lubricant is discharged from the nozzle 5 9 of the spacer 5 8 to the circumferential groove 5 7 on the width surface of the bearing inner ring 5 3, and the lubricating oil is discharged from the inner ring 5 3 by centrifugal force and surface tension. It leads to the raceway surface 5 3 a of the inner ring 5 3 along the inclined surface portion 5 3 b of the radial surface. Further, a flange-like portion 61 is provided on the slope portion 53b through a gap, and the lubricating oil flowing from the gap to the raceway surface 53a is guided.
  • the lubricating oil discharge path 62 is configured using an annular lid member 60 having a U-shaped cross section fitted to the inner diameter surface of each bearing lubrication spacer 58. That is, the lubricating oil discharge path 62 has a large diameter excluding the formation part of the nozzle 59 in the half part on the protruding side of the flange 61 in the axial direction, that is, the half part near the bearing 52 in the axial direction.
  • the stepped surface 58a and the axial flange 61 1 the half of the opposite side of the protruding side, that is, the half of the side away from the axial bearing 52, has a large diameter over the entire circumference.
  • Oil drain space 6 4 surrounded by the inner wall surface of the annular lid member 60 having a U-shaped cross-section to be fitted to the surface 5 8 b and the outer diameter surface of the inner ring spacer 6 7 in contact with the end surface of the inner ring 53 And an oil drain passage 6 3 that communicates the oil drain space 64 with the outside.
  • the oil drainage path 63 extends across the annular lid member 60 from the bearing lubrication spacer 58 at a position spaced circumferentially from the formation portion of the nozzle 59 in the bearing lubrication spacer 58. And are formed so as to penetrate in the radial direction.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Laid-Open No. 2 0 0 1 _ 0 1 2 4 8 1
  • Patent Document 2 Japanese Patent Laid-Open No. 2 0 0 2 _ 5 4 6 4 3
  • Patent Document 3 Japanese Patent Laid-Open No. 2 0 0 6 _ 1 1 8 5 2 5
  • the width of the inner ring spacer 6 7 or the bearing lubrication spacers 5 8 and 5 8 is machined to match the difference in plane between the left and right rolling bearings 5 2 and 52.
  • the internal gap will be adjusted.
  • the bearing lubrication spacer 58 has a shape in which the flange 61 protrudes from one side surface in the axial direction, it is difficult to add the width surface. Therefore, the width of the inner ring spacer 6 7 is machined to adjust the axial internal clearance, but if the internal clearance is made smaller than intended, a new inner ring spacer 6 7 can be manufactured or used for bearing lubrication. The only way to process the width of the spacer 5 8 is.
  • spindle spindles used in machine tools are required to reduce the axial dimension as the machine becomes more compact. Therefore, the axial direction of a bearing lubrication spacer attached to the spindle is required. There is a need for reduced dimensions.
  • the object of the present invention is to secure a drainage path and cool the bearing, and can be applied to high-speed rotation, while reducing man-hours and costs by reducing the number of parts, and shaft
  • Another object of the present invention is to make the spindle spindle and the machine itself compact when applied to support of the spindle of a machine tool.
  • the rolling bearing device of the present invention is a multi-row rolling bearing device in which a plurality of rolling bearings are arranged, and a pair of bearing lubrication spacers are interposed between the outer rings of adjacent rolling bearings.
  • the spacer is a nozzle that discharges lubricating oil to the inner ring of the opposing rolling bearing and a flange that covers the outer circumference of the inner ring that is located on the outer diameter side of this nozzle.
  • An oil discharge space that communicates with each of the spaces from which the lubricating oil discharged from the nozzles in the adjacent rolling bearings is discharged has one of the following configurations (A) and (B): Yes.
  • the oil drainage space is formed between the pair of bearing lubrication spacers and the central outer ring spacer.
  • the oil drainage space is formed between the inner surface of the oil drain recess of these two bearing lubrication spacers and the outer diameter surface of the inner ring spacer.
  • the configuration (A) it is possible to supply the lubricating oil to the inside of the rolling bearing with the lubricating oil discharged from the nozzle of the bearing lubricating spacer.
  • the oil drainage space is formed between the single central outer ring spacer and the pair of bearing lubrication spacers, so that the oil drainage path for the lubricant discharged from the nozzle is secured and the bearing is cooled by the lubricant.
  • one central outer ring spacer is provided between the bearing lubrication spacers on both sides. There is no need to add an annular lid. Therefore, the alignment width of the bearing lubrication spacers can be narrowed, and the axial dimension can be reduced.
  • a single central outer ring spacer and a pair of bearing lubrication spacers sandwiching the central outer ring spacer are interposed between the outer rings of adjacent rolling bearings, so the width of the central outer ring spacer is adjusted.
  • the axial internal clearance can be easily adjusted with just this. Even if the oil drainage space is open to the outside and temporarily accumulates lubricating oil In addition, the lubricating oil may be kept stored.
  • an oil drain space is formed between both bearing lubrication spacers, and therefore, an oil drain path for lubricating oil discharged from the nozzles of the bearing lubrication spacers.
  • the bearing can be cooled with lubricating oil and can be applied to high-speed rotation and ultra-high-speed rotation.
  • a recess for oil drainage that opens to the inner peripheral surface is formed on the side of the contact side of both bearing lubrication spacers, and the inner surface of the oil drainage recess for these bearing lubrication spacers.
  • the space surrounded by the outer diameter surface of the inner ring spacer is used as the oil drainage space, there is no need to add another annular lid member for obtaining the lubricating oil discharge path as in the above-mentioned proposed example.
  • the structure of the oil drainage of the bearing lubrication spacer can be simplified, the number of parts can be reduced, man-hours and costs can be reduced.
  • the width of the spacers can be narrowed, and the axial dimension of the multi-row rolling bearing device can be reduced.
  • oil drainage recesses are formed on both surfaces of the single central outer ring spacer, and the oil drainage space is formed with the oil drainage recesses. You may form between the side surfaces of the said bearing lubrication spacer. With such a simple configuration, it is possible to secure an oil drainage route for the lubricant discharged from the nozzle.
  • the adjacent rolling interposes an inner ring spacer between inner rings of a re-bearing, and the oil drainage space is used for lubricating these bearings.
  • the oil drainage route for the lubricant discharged from the nozzle can be secured with a simple configuration.
  • the central outer ring spacer is preferably a ring having a rectangular cross section.
  • the pair of bearing lubrication spacers are formed on the inner peripheral side of one end and the other end in the axial direction of the central outer ring spacer.
  • the outer ring spacer has an oil drain recess on both sides, and the oil exhaust space is formed between the oil drain recess and the side surface of the bearing lubrication spacer. You may form between.
  • the bearing lubrication spacer and the central outer ring spacer can be made separate, and the rear side of the bearing lubrication spacer (the side facing the annular step) can be adjusted. Therefore, the gap between the outer diameter part of the inner ring and the collar part can be properly managed. By properly managing this gap, the lubricating oil will not flow into the bearing more than necessary. Therefore, it is possible to prevent an increase in the agitation resistance of the lubricating oil and to prevent the power loss of the bearing.
  • the bearing oil discharged from the nozzle of the bearing lubrication spacer allows the lubrication oil to be supplied to the inside of the rolling bearing, and the drainage recesses on both sides of the outer ring spacer
  • An oil drainage space is formed between the bearing lubrication spacer and the side surface of the bearing lubrication spacer, so that a lubricant drainage path is secured and cooling with the lubricant can be performed, making it possible to apply to high-speed rotation and ultra-high-speed rotation. . Since this oil drainage space is formed between the oil drainage recesses on both sides of the outer ring spacer and the side surfaces of the bearing lubrication spacer, it is necessary to add separate annular lid members to each bearing lubrication spacer.
  • the central outer ring spacer is arranged on the inner peripheral side of one end and the other end in the axial direction.
  • the outer diameter portion of the inner ring is provided with an inner ring inclined portion that increases in diameter from the end surface side of the inner ring toward the raceway surface side of the inner ring.
  • a bearing lubrication spacer may be provided on the stepped portion via an adjustment spacer that can adjust the gap between the inner ring inclined portion and the flange portion.
  • the adjustment spacer between the bearing lubrication spacer and the central outer ring spacer is processed and adjusted. can do.
  • the gap between the inner ring inclined portion and the flange portion can be managed appropriately and easily.
  • the multi-row rolling bearing device is a multi-row rolling bearing device that supports a main shaft of a machine tool, and the adjacent rolling bearings interposing the bearing lubrication spacer are fixed positions. It can also be used as a preload and rear combination.
  • FIG. 1 (A) is a cross-sectional view showing a multi-row rolling bearing device according to a first embodiment of the present invention.
  • (B) is an enlarged view of part A in FIG. 1 (A).
  • FIG. 2 is a sectional view showing a spindle device provided with the multi-row rolling bearing device.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view showing a multi-row rolling bearing device according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 is a sectional view showing a spindle device provided with the multi-row rolling bearing device.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view showing a multi-row rolling bearing device according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view of the main part of the multi-row rolling bearing device.
  • FIG. 7 is a sectional view showing a spindle device provided with the multi-row rolling bearing device.
  • FIG. 8 is a cross-sectional view showing a multi-row rolling bearing device including an adjustment spacer according to a fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is a cross-sectional view of a main part of the multi-row rolling bearing device.
  • FIG. 10 is a sectional view showing a spindle device provided with the multi-row rolling bearing device.
  • FIG. 11 (A) is a cross-sectional view showing a multi-row rolling bearing device according to a fifth embodiment of the present invention.
  • (B) is an enlarged view of a portion A in FIG. 11 (A).
  • FIG. 12 is a sectional view showing a spindle device provided with the multi-row rolling bearing device.
  • FIG. 13 is a cross-sectional view of the proposed example.
  • FIG. 1 (A) shows a cross-sectional view of the multi-row rolling bearing device of this embodiment.
  • This multi-row rolling bearing device 1 has a plurality (two in this case) of rolling bearings 2 arranged side by side.
  • Each rolling bearing 2 consists of an anguillare ball bearing, which is a rear combination and is used with fixed position preload.
  • Each rolling bearing 2 has a plurality of rolling elements 5 made of poles interposed between raceway surfaces 3 a and 4 a of the inner ring 3 and the outer ring 4, and each rolling element 5 is held by a cage 6. .
  • a center outer ring spacer 13 and a pair of bearing lubrication spacers 8 and 8 sandwiching the center outer ring spacer 13 are interposed.
  • An inner ring spacer 17 is interposed between the inner rings 3 and 3 of the adjacent rolling bearings 2 and 2.
  • the bearing lubrication spacer 8 discharges cooling oil and supplies a part of it to the rolling bearing 2 facing it.
  • the cage 6 is an outer ring guide type, and its material is preferably phenol resin, PEEK, PPS, polyamide resin, CZC composite, aluminum alloy, Ti alloy (improves strength at high speed).
  • the material of the inner ring 3 is, for example, carburized steel in consideration of the large fitting hoop stress at high speed.
  • the rolling element 5 is preferably made of ceramic from the viewpoint of reducing centrifugal force.
  • a circumferential groove 7 that is recessed in the axial direction is formed on the width surface of the inner ring 3 of each rolling bearing 2 on the side opposite to the load (bearing rear side). Further, the outer diameter surface following the raceway surface 3 a on the side where the circumferential groove 7 of the inner ring 3 is formed is a slope portion 3 b having a larger diameter on the raceway surface 3 a side. That is, the outer diameter surface of the portion where the step surface of the inner ring 3 is provided is the slope portion 3 b.
  • the bearing lubrication spacer 8 is in contact with the width surface of the opposed outer ring 4, so that the rolling bearing 2 This is a ring-shaped outer ring spacer provided adjacent to each other in the axial direction.
  • the bearing lubrication spacer 8 has a nozzle 9 that opens to face the portion where the circumferential groove 7 is provided on the width surface of the inner ring 3, and an oil supply passage 10 that communicates with the nozzle 9.
  • a buttocks 1 1 is provided.
  • the cooling oil supplied to the oil supply passage 10 and discharged from the nozzle 9 is blown to the circumferential groove 7 of the inner ring 3, and a part of it is centrifugal force and surface tension, and the slope from the inner diameter surface of the circumferential groove 7 Flows as lubricating oil along raceway 3a of inner ring 3 along 3b.
  • the flange portion 1 1 extends in the axial direction from one side surface of the bearing lubrication spacer 8 toward the opposing bearing 2, and has a clearance (5 (Fig. 1 (B)) and guides the lubricating oil flowing from the gap (5) to the raceway surface 3a.
  • the flange 11 extends to the inner diameter side of the cage 6.
  • the corner portion where the width surface of the inner ring 3 facing the nozzle 9 and the inclined surface portion 3b intersect with each other is a curved surface portion 3 ba having an arcuate cross section. This is to prevent the lubricating oil from leaving the inner ring 3 due to centrifugal force.
  • each bearing lubrication spacer 8 On the side surface of each bearing lubrication spacer 8 that is in contact with the central outer ring spacer 13 is formed an oil drain recess 8a that opens to the inner peripheral side. Further, the central outer ring spacer 13 has annular oil drain recesses 1 3 a on both surfaces, and the oil drain recesses on the side surfaces of the respective bearing lubrication spacers 8 facing the oil drain recesses 13 a. An oil drainage space 1 4 is formed between 8a and 8a. These oil drain spaces 14 are communicated with spaces 18 in which the lubricating oil discharged from the nozzle 9 in the rolling bearings 2 and 2 on both sides is discharged.
  • a groove-like oil drain passage 15 extending radially from the oil drain recess 13 a toward the outer peripheral side is provided at a portion of the central outer ring spacer 13 that contacts each bearing lubrication spacer 8 on both sides. Each is formed. Further, a groove-like oil drainage path 16 extending in the radial direction is also formed on a part of the side surface of each bearing lubrication spacer 8 that contacts the width surface of the outer ring 4.
  • the bearing lubrication spacer 8 is preferably hardened from the standpoint of preventing scratches and improving handling.
  • the lubricating oil discharge path 1 2 includes an oil drain recess 8 a formed on the side surface of the bearing lubrication spacer 8 and an oil drain recess 1 3 a formed on the side surface of the center outer ring spacer 1 3. And the grooved oil drainage passages 15 and 16 and the like. Note that a plurality of groove-like oil drain passages 15 and 16 may be provided in the circumferential direction.
  • the cooling oil used should have an ISO viscosity of VG 10 or VG 2 or less from the viewpoint of reducing power loss and improving cooling efficiency.
  • the use of water-soluble hydraulic fluid with low viscosity and high thermal conductivity as the cooling oil, and linear expansion coefficient as the material for the bearing lubrication spacer 8 are used. It is desirable to use low stainless steel.
  • the lubricating action of the multi-row rolling bearing device 1 having the above-described configuration will be described.
  • the cooling oil pumped to the oil supply passage 10 of each bearing lubrication spacer 8 is discharged from the nozzle 9 and sprayed to the location where the circumferential groove 7 is formed in the width surface of the inner ring 3 that faces it.
  • a part of the cooling oil sprayed on the circumferential groove 7 is caused by the surface tension and the centrifugal force acting on the cooling oil as the inner ring 2 rotates, so that the inner wall surface on the outer diameter side of the circumferential groove 1 in the inner ring 3
  • the oil flows into the raceway surface 3a of the inner ring 3 along the slope 3b as lubricating oil.
  • the cooling oil discharged from the nozzle 9 force is collected in the circumferential groove 1, and a part of it flows from the slope 3b of the inner ring 3 to the raceway surface 3a.
  • Lubricating oil can be supplied evenly all around. Lubricating oil moves smoothly from the inner wall surface of the circumferential groove 7 to the slope 3 b by properly balancing the surface tension of the lubricating oil, the centrifugal force acting on the lubricating oil, and the inclination angle of the slope 3 b. It is possible to prevent the lubricating oil from being scattered by centrifugal force.
  • the intersecting portion between the width surface of the inner ring 3 and the inclined surface portion 3 b is the curved surface portion 3 ba, the lubricating oil moves to the inclined surface portion 3 b more smoothly.
  • the inclined surface 3b of the inner ring 3 is covered with a gap (the flange 11 of the bearing lubrication spacer 8 through 5), and the lubricating oil flowing from the gap (5 to the raceway surface 3a) Gap (Lubricated oil flowing in 5 does not flow on the slope 3 b due to various conditions such as rotational speed and angle of inclination, but the action of centrifugal force.
  • Gap Low-Chip
  • the lubricating oil that flows in this state falls off the outer diameter side by centrifugal force at the point where it comes out of the tip of the flange 11.
  • the lubricating oil that has flowed down from the tip of the flange portion 11 to the outer diameter side is received by the inner diameter surface of the cage 6 and is rotated. It will be supplied to the moving body 5. For this reason, the gap between the inclined surface portion 3 b of the inner ring 3 and the flange portion 11 of the bearing lubrication spacer 8 (the lubricating oil supplied to 5 is used for lubrication without waste.
  • the flow rate can be adjusted with this gap (5.
  • the flow rate of the lubricating oil flowing through the minute gap (5) can be easily adjusted without adjusting the flow rate from the outside.
  • the remaining lubricating oil excluding the inflow flowing into the minute gap d is composed of the oil drain recess 13 on the side surface of the central outer ring spacer 13 and the oil drain recess on the side surface of the bearing lubrication spacer 8.
  • Lubricating oil space enclosed by a 1 4 grooved oil drainage passage 15 on the side of the central outer ring spacer 1 3, grooved oil drainage passage 1 6 on the side of the bearing lubrication spacer 8, etc. It is discharged to the outside by an oil discharge pump (not shown) through an oil discharge path 1 2.
  • the multi-row rolling bearing device 1 is effectively cooled by the lubricating oil as the cooling oil discharged through such a path.
  • FIG. 2 shows an example of a spindle device provided with the multi-row rolling bearing device 1 of the embodiment shown in FIG.
  • This spindle device 24 is applied to a machine tool, and a chuck of a tool or a workpiece is attached to the end of the main shaft 25 (the end on the left side in the figure).
  • the main shaft 25 is supported by a plurality (two in this case) of multi-row rolling bearing devices 1 separated in the axial direction.
  • the adjacent rolling bearings 2 and 2 with a central outer ring spacer 13 and a pair of bearing lubrication spacers 8 and 8 interposed are combined in the rear surface and fixed as described below. Used with preload.
  • each multi-row rolling bearing device 1 the inner ring 3 of the both rolling bearings 2 is fitted to the outer diameter surface of the main shaft 25, and the outer ring 4 is fitted to the inner diameter surface of the housing 26.
  • a motor 30 for driving the main shaft 25 is disposed at an intermediate position in the axial direction between the two-row rolling bearing devices 1 and 1 in the housing 26.
  • the motor rotor 31 is fixed to the main shaft 25, and the motor stator 3 2 is fixed to the housing 26.
  • the inner and outer rings 3, 4 of the rolling bearing 2 located on the spindle shaft end side in each multi-row rolling bearing device 1 are connected to the main shaft 25 and the housing 26 by the inner ring retainer 2 7 and the outer ring retainer 28. It is fixed in a sandwiched state between the step portions 25 a and 26 a facing in the axial direction.
  • a bearing fixing nut 3 3 that is pressed against the inner ring retainer 27 and that fixes the multi-row rolling bearing device 1 is screwed.
  • the housing 26 has a double structure including an inner peripheral housing 2 6 A and an outer peripheral housing 2 6 B.
  • the inner housing 2 6 A has a lubricating oil supply path 3 4 communicating with the bearing lubrication spacer 8, a lubricating oil supply path 3 4, an exhaust oil recovery path 3 5, and an oiling path 3 6 for cooling the housing. Is provided.
  • Each of the lubricating oil supply paths 3 4 and the exhaust oil recovery path 3 5 extends in the axial direction and penetrates the outer ring retainer 28.
  • the oil collecting path 35 is connected to a lubricating oil discharging path 12 (FIG. 1) of each bearing lubricating spacer 8.
  • the drained oil that has flowed out into the drained oil recovery passage 35 is collected in an oil recovery tank by a drain oil pump and returned to a cooling oil supply device (none of which is shown), and this cooling oil supply device Then, the cooling oil is supplied to the oil supply passage 10 again. Further, the cooling oil is also supplied from the cooling oil supply device to the oil supply path 36, and the housing 26 is cooled. The cooling oil that has cooled the housing 26 is recovered in the oil recovery tank and returned to the cooling oil supply device again.
  • the multi-row rolling bearing device 1 is used for supporting the main shaft 25 of the spindle device 24 of the machine tool, so that the central outer ring spacer 13 and the bearing lubrication spacer 8 are interposed.
  • the matching rolling bearings 2 and 2 are used with fixed position preload and back-to-back alignment, the axial dimension of the bearing lubrication spacer 8 can be reduced, so the spindle device 24 and the machine tool itself Can be made compact.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view showing a second embodiment of the multi-row rolling bearing device of the present invention.
  • this multi-row rolling bearing device 1A is replaced with a pair of bearing lubrication instead of the central outer ring spacer 13 having oil drain recesses 13a and 13a on both surfaces. It uses a ring-shaped central outer ring spacer 13 A with a simple rectangular cross-section sandwiched between the outer periphery of the side spacers 8 and 8.
  • FIG. 4 shows an example of a spindle device including the multi-row rolling bearing device 1 A of the second embodiment shown in FIG.
  • This spindle device 24 A is applied to a machine tool, and a tool or workpiece chuck is attached to the end of a spindle 25.
  • the main shaft 25 is supported by a plurality (two in this case) of multi-row rolling bearing devices 1 A separated in the axial direction.
  • the rolling bearings 2 and 2 adjacent to each other with a central outer ring spacer 13 A and a pair of bearing lubrication spacers 8 and 8 are in a fixed position preload and combined with the rear surface. Used in.
  • the other configuration is the same as that of the spindle device 24 in FIG. Also in the case of this spindle device 24 A, since the axial dimension of the bearing lubrication spacer 8 can be reduced, the spindle device 24 A and the machine tool itself can be made compact.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view showing a multi-row rolling bearing device according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view of the main part of the multi-row rolling bearing device. This will be described with reference to FIG. In the following description, parts corresponding to the matters described in the preceding forms in each form may be denoted by the same reference numerals, and overlapping description may be omitted. When only a part of the configuration is described, the rest of the configuration is the same as the preceding form. [0044]
  • This multi-row rolling bearing device 1B has a plurality (two in this case) of rolling bearings 2 arranged side by side.
  • Each rolling bearing 2 consists of an anguillare ball bearing, which is a rear combination and is used with fixed position preload. Between the outer rings 4 and 4 of the adjacent rolling bearings 2 and 2, an outer ring spacer 3 7 serving as a central outer ring spacer is interposed, and between the inner rings 3 and 3 of the adjacent rolling bearings 2 and 2, An inner ring spacer 17 is interposed.
  • annular stepped portion 38 is formed on the inner peripheral side of one end and the other end in the axial direction of the outer ring spacer 37.
  • the amount of depression h 1 from one axial step of one annular stepped portion 3 8, and the amount of depression h 2 from the other axial end of the other annular stepped portion 3 8 are formed to have substantially the same amount.
  • the diameter dimensions 01 1 and d 2 of the one and the other annular step portions 38 and 38 are also formed to have substantially the same dimensions.
  • the diameter of each annular step portion 3 8 is formed to be larger than the inner diameter of the outer ring of the adjacent rolling bearings 2 and 2. In some cases, the two dents h 1 and h 2 of the annular step portions 3 8 and 3 8 are not substantially the same. In some cases, the diameters d 1 and d 2 of the annular step portions 3 8 and 3 8 are not substantially the same.
  • a pair of bearing-lubricating spacers 8 A and 8 A are fitted into these annular stepped portions 3 8 and 3 8 of the outer ring spacer 37, and are fixed by a plurality of ports 39.
  • Each bearing spacer 8 A has a plurality of port holes 8 A a formed along the axial direction at regular intervals in the circumferential direction (not necessarily at regular intervals).
  • a plurality of internal threads communicating with A a are formed in the outer ring spacer 37.
  • Each port hole 8 A a is provided with port 39 and is screwed into the corresponding female screw. The screwed Porto head is accommodated in the annular step portion 38 and does not interfere with the adjacent bearing 2.
  • the radius of the corner 3 8 R of the annular stepped portion 3 8 is made smaller than, for example, the chamfer dimension of the fitting portion 40 described later, and the annular stepped portion 3 8 and bearing lubrication The mating surface with the spacer 8 A comes into close contact.
  • the present invention is not limited to such a configuration, and a relief process or the like in which the annular step portion 38 and the bearing lubricating spacer 8A do not interfere with each other may be performed at the corner portion of the annular step portion 38.
  • the bearing lubrication spacer 8 A fitted into each annular step 3 8 of the outer ring spacer 3 7 has one axial direction and one axial direction other. Since they have the same symmetrical structure, only one axial direction will be described, and the other axial direction may be given the same reference numerals and explanation thereof may be omitted.
  • One bearing lubrication spacer 8A in the axial direction is formed with the above-mentioned port hole 8Aa, a fitting portion 40 fitted into the annular step portion 38, and a circumferential groove on the end face of the inner ring 3.
  • 7 has a nozzle 9 that opens to face a portion provided with 7, and a first oil supply passage 1 O a that communicates with the nozzle 9, and a flange portion 11 is provided.
  • the first oil supply passage 1 O a extends along a radial direction orthogonal to the axial direction, and is formed to open outward in the radial direction of the fitting portion 40.
  • the outer ring spacer 37 has a second oil supply path 10 Ob that communicates with the first oil supply path 10a and supplies cooling oil.
  • the cooling oil supplied to the second oil supply passage 1 Ob and discharged from the nozzle 9 is blown to the circumferential groove 7 of the inner ring 3, and a part thereof is centrifugal force and surface tension. From the inner diameter surface, flows along the slope portion 3 b as the lubricating oil to the raceway surface 3 a of the inner ring 3.
  • the flange portion 1 1 extends in the axial direction from one side surface of the bearing lubrication spacer 8A toward the opposite bearing 2, and a clearance S (Fig. 1 (B ), And the lubricating oil flowing from the gap S to the raceway surface 3a is guided.
  • the flange portion 11 is located on the outer diameter side of the nozzle 9 and extends to the inner diameter side of the cage 6.
  • an oil drainage recess 8Ab opened on the inner peripheral side is formed on the side surface of the outer ring spacer 37 that faces the annular stepped portion 38. Yes.
  • the outer ring spacer 3 7 has annular oil recesses 3 7 b on both surfaces of the wall portion 3 7 a on the inner diameter side of the annular step portion 38 and near the middle in the width direction of the outer ring spacer 37.
  • An oil drain space 4 1 is formed between these annular oil drain recesses 3 7 b and 3 7 b and oil bearing recesses 8 A b on the side surfaces of the respective bearing lubrication spacers 8 A.
  • the groove-like oil drainage passage 42 is a radially outer space 43 of the fitting portion 40 and communicates with the radially outer space 43 in the same phase as the one circumferential direction. Further, the groove-like oil drainage path 42 is formed in a radially outer space 43 of the fitting portion 40 and an annular space 40 facing the inner diameter side portion of the end face of the outer ring 4 in the fitting portion 40. communicate with a. It is desirable to quench the bearing lubrication spacer 8 A from the viewpoint of preventing scratches and improving handling.
  • the remaining lubricating oil excluding the inflow flowing into the minute gap ⁇ , takes away the heat of the inner ring 3 that generates heat during operation, and discharges the lubricating oil. It is discharged to the outside from the route.
  • This lubricating oil discharge path consists of an annular space 40 0 a of the fitting portion 40, a radially outer space 4 3 of the fitting portion 40, and a drainage recess 8 A b on the side surface of the bearing lubrication spacer 8 A , And an annular oil recess 3 7 b of the outer ring spacer 37.
  • the radially outer space 43 of the fitting portion 40 and the oil drainage recess 8Ab on the side surface of the bearing lubrication spacer 8A may be provided in a plurality distributed in the circumferential direction. .
  • the cooling oil that has been pressure-fed to the second oil supply passage 1 Ob of the outer ring spacer and supplied to the first oil supply passage 10 a of one and the other bearing lubrication spacers 8A and 8A is discharged from the nozzle 9.
  • a part of this sprayed cooling oil is caused by the surface tension and the centrifugal force acting on the cooling oil as the inner ring 2 rotates, from the inner wall surface on the outer diameter side of the circumferential groove 7 in the inner ring 3 to the slope portion 3 b. And flows into the raceway surface 3a of the inner ring 3 as lubricating oil.
  • the cooling oil discharged from the nozzle 9 is collected in the circumferential groove 7, and a part thereof flows from the slope portion 3b of the inner ring 3 to the raceway surface 3a.
  • Lubricating oil can be supplied evenly.
  • Lubricating oil moves smoothly from the inner wall surface of the circumferential groove 7 to the slope 3b by properly balancing the surface tension of the lubricating oil, the centrifugal force acting on the lubricating oil, and the inclination angle of the slope 3b. Can be carried out by the centrifugal force It is possible to avoid the splashing of lubricating oil.
  • the intersection of the width surface of the inner ring 3 and the inclined surface portion 3 b is the curved surface portion 3 ba, the lubricating oil moves to the inclined surface portion 3 b more smoothly.
  • the gap between the slope 3 b of the inner ring 3 and the flange 1 1 (from 5 the lubricating oil flowing to the raceway surface 3 a is guided by the flange 1 1.
  • the gap (the lubricating oil flowing in 5 May flow in a state of being pressed against the inner surface of the flange 11 by the action of centrifugal force, instead of being attached to the inclined surface 3 b due to various conditions such as rotational speed and inclination angle.
  • the lubricating oil that flows in this state drops off to the outer diameter side by centrifugal force at the point where it protrudes from the tip of the flange part 11.
  • the flange part 11 extends to the inner diameter side of the cage 6.
  • the lubricating oil that has flowed down from the tip of the flange 11 to the outer diameter side is received by the inner diameter surface of the cage 6 and supplied to the rolling elements 5. Therefore, the inclined surface portion of the inner ring 3 3 Clearance between bearing b and bearing flange spacer 8 A 1 1 (The lubricating oil supplied to 5 is used for lubrication without waste. The remaining lubricating oil, excluding the inflow that flows into the space S, is discharged to the outside through the lubricating oil discharge path by an unillustrated drain pump, etc. Lubricating as cooling oil discharged through such a path The multi-row rolling bearing device 1 B is effectively cooled by the oil.
  • the outer ring spacer 3 7 is interposed between the outer rings 4, 4 of the adjacent rolling bearings 2, 2.
  • An annular step portion 3 8 is formed on the inner peripheral side of one end and the other end of the outer ring spacer 3 7 in the axial direction, and a pair of bearing lubricating spacers 8 A and 8 A are connected to the annular step portions 3 8 and 3. 8 is inserted in each. Therefore, it is possible to easily adjust the width dimension 3 7 h by polishing the width face of the outer ring spacer 37.
  • the processing method of the width surface of the outer ring spacer 37 is not limited to polishing, and for example, a processing method such as turning or superfinishing may be used as necessary.
  • the bearing lubrication spacer 8 A has a configuration in which the flange 11 protrudes from the one side surface in the axial direction, but the bearing lubrication spacer 8 A is removed from the outer ring spacer 3 7.
  • the width surface of the outer ring spacer 37 can be processed. Yo Accordingly, the width surface of the outer ring spacer 37 can be easily processed without being interfered by the flange 11.
  • the axial internal clearance of the bearings 2 and 2 can be easily adjusted simply by adjusting the width dimension 3 7 h etc. of the outer ring spacer 3 7.
  • the bearing lubrication spacer 8A and the outer ring spacer 3 7 are separated, the back side of the bearing lubrication spacer 8A (the side facing the annular step portion 3 8), or The ring-shaped step 3 8 of the outer ring spacer 3 7 can be processed and adjusted. Accordingly, an inner ring inclined portion 3 b formed on the outer diameter portion of the inner ring 3, and an inner ring inclined portion 3 b that increases in diameter from the end surface side of the inner ring 3 toward the raceway surface side of the inner ring 3, The clearance between the flange portion 1 1 (5 can be properly managed.
  • the adjustment of the axial internal clearance, the inner ring inclined portion 3 b, The clearance between the flange 1 and 1 (5 can be adjusted independently, so the number of man-hours can be reduced compared to the axial internal clearance and the clearance that is adjusted almost simultaneously. Monkey.
  • the gap (5 is too small, and the slope 3b of the inner ring 3 interferes with the flange 1 1 due to the mounting condition when the bearing is installed, expansion of the inner ring 3 due to heat generation, centrifugal force, etc. Can also be prevented.
  • the first and second oil passages 1 O a and 1 Ob may be formed. Also in this case, misalignment of the first and second oil passages 1 O a and 10 b can be reliably prevented. Accordingly, the cooling oil can be smoothly supplied to the first and second oil passages 10 a and 10 b.
  • a bearing lubrication spacer is provided on the annular step portion 3 8 formed on the inner peripheral side of the outer ring spacer 37.
  • the partial end surface 3 7 c of the outer ring spacer 3 7 is formed in the same plane as the step surface portion 3 8 a from one circumferential direction of the step surface portion 3 8 a forming the annular step portion 3 8, that is, flush with the surface. Notches are formed on the surface. Therefore, for example, the partial end surface 37c can be rapidly processed using the stepped surface portion 38a as a processing reference surface, so that the number of processing steps can be reduced.
  • the radial outer space 4 3 of the fitting part 40 and the grooved oil drainage path 42 can be processed simultaneously, for example by milling, so the man-hours for the setup change are reduced. Can be reduced.
  • the weight of the outer ring spacer 37 can be reduced, and the drained oil can be discharged more smoothly from the radially outer space 43 and the like.
  • the outer ring spacer 37 has annular drain recesses 37b on both surfaces of the wall 37a near the middle in the axial direction. Since the annular oil drain recess 3 7 b is formed, the wall portion 3 7 a near the middle in the axial direction of the outer ring spacer 37 can be formed into a thin structure.
  • the outer ring spacer 37 is formed by forming the radially outer space 43 and reducing the weight of the outer ring spacer 37 by forming a thin wall structure 37a near the middle in the axial direction. The handling can be facilitated.
  • a lubricant drain space 4 1 is secured between the recesses 3 7 b for oil drainage on both sides of the outer ring spacer 3 7 and the side surface of the bearing lubrication spacer 8 A for lubrication. It can be cooled with oil and applied to high-speed rotation and ultra-high-speed rotation.
  • This oil drainage space 41 is formed between the oil drainage recesses 3 7 b on both sides of the outer ring spacer 3 7 and the side surface of the bearing lubrication spacer 8 A. Therefore, each bearing lubrication spacer 8 A Therefore, it is not necessary to add a separate annular lid member, and the axial dimension of the bearing lubrication spacer 8A can be reduced.
  • FIG. 7 shows an example of a spindle device 2 4 B provided with the multi-row rolling bearing device 1 B of the third embodiment shown in FIGS. 5 and 6.
  • This spindle device 24 B is applied to a machine tool, and a tool or workpiece chuck is attached to the end of the spindle 25 on the tip side (the end on the left side in the figure).
  • the main shaft 25 is supported by a plurality (two in this case) of multi-row rolling bearing devices 1 B separated in the axial direction.
  • the adjacent rolling bearings 2 and 2 with the outer ring spacer 37 interposed therebetween are used in combination with the back and fixed position preload.
  • the inner ring 3 in each row is fitted to the outer diameter surface of the main shaft 25, and the outer ring 4 is fitted to the inner diameter surface of the housing 26.
  • a motor 30 that drives the main shaft 25 is disposed at an intermediate position in the axial direction between the two-row rolling bearing devices 2 and 2 in the housing 26.
  • the motor rotor 31 is fixed to the main shaft 25, and the motor stator 3 2 is fixed to the housing 26.
  • each multi-row rolling bearing device 1B The inner and outer rings 3 and 4 of the rolling bearing 2 located on the spindle shaft end side in each multi-row rolling bearing device 1B are connected to the main shaft 2 5 and the housing 26 by the inner ring retainer 2 7 and the outer ring retainer 28. It is fixed in a state of being sandwiched between the step portions 25 a and 26 a facing in the axial direction.
  • a bearing fixing nut 33 that presses against the inner ring retainer 27 and fixes the multi-row rolling bearing device 1 B is screwed to one end of the main shaft 25. Set the bearing contact surfaces of the main shaft 2 5 and the steps 2 5 a and 2 6 a of the housing 2 6 and even the inner ring presses 2 7 and the outer ring pressers 2 8 to the predetermined positions. By tightening 3, two rolling bearings 2 are in place. Preloaded.
  • the adjacent rolling bearings 2 and 2 interposing the outer ring spacer 3 7 are back-aligned with a fixed position preload. Since the bearing lubrication spacer 8A is fitted into the annular stepped portion 3 8 of the outer ring spacer 37, the axial dimension of the entire spacer can be reduced. 2 4 and the machine tool itself can be made compact.
  • FIG. 8 is a cross-sectional view showing a multi-row rolling bearing device according to the fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is a cross-sectional view of the main part of the multi-row rolling bearing device.
  • this multi-row rolling bearing device 1 C is provided between the inner ring inclined portion 3 b and the flange portion 11 in the annular step portion 3 8 of the outer ring spacer 37.
  • a minute clearance (Adjustment spacer 4 A that can adjust 5 is provided with a bearing lubrication spacer 8 A. In other words, the adjustment spacer 4 4 is added.
  • a through hole 44a along the axial direction is formed in the seat 44, and the port 39 is inserted into the through hole 44.
  • the screwed Porto head is an annular step 3 8 is housed in the adjacent bearing 2 does not interfere.
  • the adjustment provided between the back surface 8 A c of the bearing lubrication spacer 8 A and the annular step portion 3 8 of the outer ring spacer 3 7. Process and adjust at least one of the one surface part and the other surface part of the spacer 4 4 by polishing or the like.
  • the minute gap S between the inner ring inclined portion 3 b and the flange portion 1 1 can be managed appropriately and easily.
  • the adjustment spacer 4 4 can be processed and adjusted. it can. In this manner, the minute gap (5 can be managed appropriately and easily.
  • the minute gap (adjustment of 5 can be adjusted). It is possible to reduce the assembly man-hours quickly by preparing adjustment spacers 4 with multiple adjustment widths 4 4 to adjust the minute gap (5 can be adjusted). Therefore, the outer ring spacer 3 7 and the bearing lubrication spacer 8 A are highly versatile and compatible. Can be achieved. Therefore, the manufacturing cost of the multi-row rolling bearing device 1 C can be reduced.
  • the other configuration is the same as the re-bearing device 1B in the multi-row rolling shown in FIG. 5 and FIG. 6, and has the same operations and effects.
  • FIG. 10 shows an example of a spindle device 24 C provided with the multi-row rolling bearing device 1 C shown in FIG. 8 and FIG.
  • This spindle device 24 C is applied to a machine tool, and a tool or workpiece chuck is attached to the end of a spindle 25.
  • the main shaft 25 is supported by a plurality (two in this case) of multi-row rolling bearing devices 1 C separated in the axial direction.
  • the adjacent rolling bearings 2 and 2 with the outer ring spacer 37 interposed therebetween are used in a fixed position preload and in combination with the back surface.
  • the other configuration is the same as that of the spindle device 24 B in FIG.
  • FIG. Fig. 11 (A) shows a cross-sectional view of the multi-row rolling bearing device of this embodiment.
  • This multi-row rolling bearing device 1 D is composed of a plurality (two in this case) of rolling bearings 2 arranged side by side.
  • Each rolling bearing 2 consists of an anguillare ball bearing, is combined with the back side, and is used with fixed position preload.
  • Each rolling bearing 2 has a plurality of rolling elements 5 made of poles interposed between raceway surfaces 3 a and 4 a of the inner ring 3 and the outer ring 4.
  • Each rolling element 5 is held by a cage 6.
  • a pair of bearing spacers 8 and 8 are interposed between the outer rings 4 and 4 of the adjacent rolling bearings 2 and 2.
  • An inner ring spacer 17 is interposed between the inner rings 3 and 3.
  • the bearing lubrication spacer 8 discharges cooling oil and supplies a part thereof into the corresponding rolling bearing 2.
  • the cage 6 is an outer ring guide type, and its material is preferably phenol resin, PEEK, PPS, polyamide resin, CZC composite, aluminum alloy, Ti alloy (improvement of strength at high speed).
  • the material of inner ring 3 is a large fit at high speed Considering the mating hoop stress, for example, carburized steel.
  • the rolling element 5 is preferably made of ceramic from the viewpoint of reducing centrifugal force.
  • a circumferential groove 7 that is recessed in the axial direction is formed on the width surface of the inner ring 3 on the anti-load side (bearing rear side) of each rolling bearing 2. Further, the outer diameter surface following the raceway surface 3 a on the side where the circumferential groove 7 of the inner ring 3 is formed is a slope portion 3 b having a larger diameter on the raceway surface 3 a side. That is, the outer diameter surface of the portion where the step surface of the inner ring 3 is provided is the slope portion 3 b.
  • the bearing-lubricating spacer 8 is a ring-shaped outer ring spacer provided adjacent to the rolling bearing 2 in the axial direction by coming into contact with the corresponding width surface of the outer ring 4.
  • This bearing lubrication spacer 8 has a nozzle 9 that opens to face the portion where the circumferential groove 7 is provided on the width surface of the inner ring 3, and an oil supply passage 10 that communicates with the nozzle 9.
  • a state part 1 1 is provided.
  • the cooling oil supplied to the oil supply passage 10 and discharged from the nozzle 9 is blown to the circumferential groove 7 of the inner ring 3, and a part of the cooling oil is inclined from the inner surface of the circumferential groove 7 by centrifugal force and surface tension. It flows as lubricating oil along raceway 3a of inner ring 3 along part 3b.
  • the bowl-shaped portion 1 1 extends in the axial direction from the side surface of the bearing lubrication spacer 8 toward the corresponding bearing 2, and has a clearance S (see FIG. 11 (B)) in the slope portion 3b of the inner ring 3. In this way, the lubricating oil flowing from the gap S to the raceway surface 3a is guided.
  • the hook-like portion 11 extends to the inner diameter side of the cage 6.
  • a corner portion where the width surface of the inner ring 3 facing the nozzle 9 and the slope portion 3 b intersect with each other is a curved surface portion 3 ba having an arcuate cross section. The reason why the curved surface portion 3 ba is used is to prevent the lubricating oil from leaving the inner ring 3 due to centrifugal force from the corner portion.
  • Groove-shaped oil drain passages 8 b extending in the radial direction from the portion 8 a toward the outer peripheral side are formed. Further, a groove-like oil drain passage 16 extending in the radial direction is also formed on a part of the side surface of each bearing lubrication spacer 8 that contacts the width surface of the outer ring 4. It is desirable to quench the bearing lubrication spacer 8 from the viewpoint of preventing scratches and improving handling.
  • the lubricating oil discharge path 12 includes an oil discharge space 14 B formed of a drain oil recess 8 a formed in the double bearing lubrication spacer 8, the grooved oil discharge paths 8 b, 16, etc. Consists of.
  • the groove-like oil drain passages 8b, 16 may be provided in a distributed manner in the circumferential direction.
  • the viscosity of ISO is preferably V G 10 or V G 2 or less from the viewpoint of reducing power loss and improving cooling efficiency.
  • the lubricating action of the multi-row rolling bearing device 1D configured as described above will be described.
  • the cooling oil pumped to the oil supply passage 10 of each bearing lubrication spacer 8 is discharged from the nozzle 9 and sprayed to the location where the circumferential groove 7 is formed in the width surface of the inner ring 3 that is opposed.
  • a part of the cooling oil sprayed on the circumferential groove 7 is caused by the inner surface of the inner ring 3 on the outer diameter side of the circumferential groove 7 due to the surface tension and the centrifugal force acting on the cooling oil as the inner ring 2 rotates.
  • the lubricant flows from the wall surface into the raceway surface 3a of the inner ring 3 along the slope portion 3b.
  • the cooling oil discharged from the nozzle 9 is collected in the circumferential groove 7, and a part thereof flows from the inclined surface portion 3b of the inner ring 3 to the raceway surface 3a, so that the entire circumference of the raceway surface 3a is obtained.
  • Lubricant can be supplied evenly.
  • Lubricating oil moves smoothly from the inner wall surface of the circumferential groove 7 to the slope 3b by appropriately balancing the surface tension of the lubricating oil, the centrifugal force acting on the lubricating oil, and the inclination angle of the slope 3b. It is possible to prevent the lubricating oil from being scattered by centrifugal force.
  • the intersection of the width surface of the inner ring 3 and the slope portion 3 b is the curved surface portion 3 ba, the lubricating oil moves more smoothly to the slope portion 3 b. To be done.
  • the slanted portion 3b of the inner ring 3 is covered with the flange portion 11 of the bearing lubrication spacer 8 through the gap S, and the lubricating oil flowing from the gap S to the raceway surface 3a has a bowl shape. Guided by part 1 1. Gap (Lubricated oil flowing in 5 does not flow on the inclined surface 3 b due to various conditions such as rotational speed and inclination angle. The lubricating oil that flows in this state will flow down to the outer diameter side by centrifugal force at the point where it exits the tip of the bowl-shaped part 10.
  • the hook-shaped part 11 extends to the inner diameter side of the cage 6, the lubricating oil that has flowed down from the tip of the hook-shaped part 11 to the outer diameter side is received by the inner diameter surface of the cage 6, and the rolling element Therefore, the gap between the slope 3 b of the inner ring 3 and the flanged portion 1 1 of the bearing lubrication spacer 8 (the lubricating oil supplied to 5 is lubricated without waste. Will be served.
  • the flow rate can be adjusted by the gap S, so the flow rate of the cooling oil to the oil supply passage 10 is The flow rate of the lubricating oil flowing through the minute gap S can be easily adjusted without adjusting from the outside.
  • the remaining lubricating oil excluding the inflow flowing into the minute gap 5 is a lubricating oil discharge path.
  • each bearing lubrication It is discharged to the outside by a drainage pump (not shown) through the grooved drainage passages 8b, 16 of the spacer 8 for use.
  • the multi-row rolling bearing device 1D is effectively cooled by the lubricating oil as the cooling oil discharged through such a path.
  • oil drainage recesses 8a that open to the inner peripheral surface are formed on the side surfaces of the both bearing lubrication spacers 8 and 8 that are in contact with each other.
  • the space surrounded by the inner surfaces of these oil drain recesses 8a, 8a and the outer diameter surface of the inner ring spacer 17 is referred to as oil drain space 14 B.
  • the lubricating oil discharge path 1 2 is configured to communicate with the space 18 from which the lubricating oil discharged from the nozzle 9 is discharged.
  • FIG. 12 shows an example of a spindle device provided with the multi-row rolling bearing device 1 D of the fifth embodiment shown in FIG.
  • This spindle device 24 D is applied to a machine tool, and a tool or workpiece chuck is attached to the tip of the main shaft 25 (the left end in the figure).
  • the main shaft 25 is supported by a plurality (two in this case) of multi-row rolling bearing devices 1 D separated in the axial direction.
  • the rolling bearings 2 and 2 adjacent to each other with a bearing lubrication spacer 8 interposed therebetween are combined on the back side and used in a fixed position preload as described later.
  • each multi-row rolling bearing device 1 D the inner ring 3 of the double rolling bearing 2 is fitted to the outer diameter surface of the main shaft 25, and the outer ring 4 is fitted to the inner diameter surface of the housing 26.
  • a motor 30 for driving the main shaft 25 is disposed at an intermediate position in the axial direction sandwiched between both the multi-row rolling bearing devices 1 D and 1 D in the housing 26.
  • the motor rotor 3 1 is fixed to the main shaft 25, and the motor stator 3 2 is fixed to the housing 26.
  • each multi-row rolling bearing device 1D The inner and outer rings 3 and 4 of the rolling bearing 2 located on the spindle shaft end side in each multi-row rolling bearing device 1D are connected to the main shaft 2 5 and the housing 26 by the inner ring retainer 2 7 and the outer ring retainer 2 8 respectively. It is fixed in a state of being sandwiched between the step portions 25 a and 26 a facing in the axial direction.
  • a bearing fixing nut 33 that presses against the inner ring retainer 27 and fixes the multi-row rolling bearing device 1 D is screwed to one end of the main shaft 25. Set the bearing contact surfaces of the main shaft 2 5 and the steps 2 5 a and 2 6 a of the housing 2 6 and even the inner ring presses 2 7 and the outer ring pressers 2 8 to the predetermined positions.
  • the housing 26 has a double structure composed of an inner peripheral housing 26 A and an outer peripheral housing 26 B.
  • the inner housing 2 6 A has a lubricating oil supply path 3 4 communicating with the bearing lubrication spacer 8, a lubricating oil supply path 3 4, an exhaust oil recovery path 3 5, and an oiling path 3 6 for cooling the housing. Is provided.
  • Each lubricating oil supply path 34 extends in the axial direction and opens at both end faces of the inner peripheral housing 26 A.
  • the oil recovery path 3 5 extends in the axial direction and penetrates the outer ring retainer 28.
  • a lubricating oil discharge path 12 (FIG. 11) of each bearing lubrication spacer 8 communicates with the oil recovery path 35.
  • the waste oil that has flowed out into the waste oil recovery path 35 is recovered in an oil recovery tank by a drain oil pump, and returned to a cooling oil supply device (none of which is shown).
  • This cooling oil supply device Then, the cooling oil is supplied to the oil supply passage 10 again. Further, the cooling oil is also supplied from the cooling oil supply device to the oil supply path 36, and the housing 26 is cooled.
  • the cooling oil that has cooled the housing 26 is recovered in the oil recovery tank and returned to the cooling oil supply device again.
  • the above-mentioned multi-row rolling bearing device 1D is used to support the spindle 25 of the machine tool 4 4 and the spindle 25 of the D, and the adjacent rolling bearing 8 with the bearing lubrication spacer 8 interposed therebetween is re-bearing 2.
  • 2 can be used at a fixed position and back-to-back, the axial dimension of the bearing lubrication spacer 8 can be reduced, so the spindle device 2 4 D and the machine tool itself can be made compact. It becomes possible.

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Abstract

　本発明の転がり軸受装置は、複数の転がり軸受を並べた多列転がり軸受装置であり、隣合う転がり軸受の外輪間に一対の軸受潤滑用間座を介在させ、前記各軸受潤滑用間座は、対向する転がり軸受の内輪へ潤滑油を吐出するノズルおよびこのノズルよりも外径側に位置して内輪の外周に被さる鍔部を有する。前記隣合う各転がり軸受における前記ノズルから吐出された潤滑油が排出される空間のそれぞれに連通させる排油空間が、前記一対の軸受潤滑用間座と、前記一対の軸受潤滑用間座の間に介在させた単一の中央外輪間座との間（構成（Ａ））、または前記両軸受潤滑用間座の互いの接触側の側面に内周面に開口して形成された排油用凹部の内面と、前記隣合う転がり軸受の内輪間に介在させた内輪間座の外径面との間（構成（Ｂ））で形成されている。

Description

明 細 書
多列転がリ軸受装置
技術分野
[0001 ] この発明は、 複数の転がり軸受を並べて構成され、 工作機械の主軸支持等 に用いられる多列転がり軸受装置に関し、 例えば、 定位置予圧背面組み合わ せで軸受を組み合わせた場合の超高速で回転する軸受の潤滑に関する。 背景技術
[0002] 工作機械主軸では、 加工能率を上げるため、 ますます高速化の傾向にある 。 主軸の高速化に伴い、 主軸軸受ではトルクと発熱量が増加する。 そこで、 これに対処するために、 主軸軸受の潤滑には、 ジェット潤滑やエアオイル潤 滑が多く用いられている。
[0003] ジェット潤滑は、 多量の油を軸受内に噴射し、 軸受の潤滑と軸受の冷却を 同時に行うものであるが、 この潤滑法は、 軸受を高速運転すると潤滑油の攪 拌抵抗が大きくなることから （速度の二乗にほぼ比例） 、 軸受の動力損失が 大きくなり、 大容量の駆動モータが必要になる欠点がある。
[0004] また、 エアオイル潤滑は、 搬送エアに潤滑油を混合して油をノズルより軸 受内に噴射するものであり、 軸受内の油の攪拌抵抗を減じる対策として、 内 輪外径面に少量の油を付着させ、 軌道部まで遠心力と表面張力を利用して給 油するようにしたものが提案されている （例えば特開 2 0 0 1 _ 0 1 2 4 8 1号公報、 特開 2 0 0 2 _ 5 4 6 4 3号公報） 。
[0005] 従来のエアオイル潤滑を行う潤滑装置は、 軸受冷却効果が殆どなく、 超高 速回転の用途では軸受の発熱の問題がある。 このような冷却上の問題を解消 し、 超高速で回転する際に効果的な潤滑装置として、 本出願人は、 特開 2 0 0 6 - 1 1 8 5 2 5号を提案した。 この提案例のものを、 例えば主軸フロン ト側 （固定側） に、 定位置予圧背面組み合わせで使用する多列転がり軸受装 置とすると、 図 1 3のようになる。
[0006] この多列転がり軸受装置は、 外輪間座を軸受潤滑用間座 5 8とし、 この軸 受潤滑用間座 5 8のノズル 5 9から、 軸受内輪 5 3の幅面の円周溝 5 7に潤 滑油を吐出し、 その潤滑油を遠心力と表面張力とで、 内輪 5 3の外径面の斜 面部 5 3 bに沿って内輪 5 3の軌道面 5 3 aへ導くものである。 また、 この 斜面部 5 3 bに隙間を介して被さる鍔状部 6 1を設け、 隙間から軌道面 5 3 aへ流れる潤滑油を案内するように構成している。
[0007] ノズル 5 9から吐出された潤滑油のうち、 前記微小隙間へ流入する流入分 を除く残りの潤滑油は、 運転により発熱している内輪の熱を持ち去り、 潤滑 油排出経路 6 2を経て外部に排出される。 潤滑油排出経路 6 2は、 各軸受潤 滑用間座 5 8の内径面に嵌合させた断面コ字状の環状蓋部材 6 0を用いて構 成される。 すなわち、 潤滑油排出経路 6 2は、 軸方向の鍔部 6 1の突出側の 半部で、 つまり軸方向の軸受 5 2寄りの半部で前記ノズル 5 9の形成部を除 いて大径とされた段差面 5 8 aと、 軸方向の鍔部 6 1突出側と反対側の半部 で、 つまり軸方向の軸受 5 2から離反する側の半部で全周にわたって大径と された段差面 5 8 bに嵌合する断面コ字状の環状蓋部材 6 0の内壁面と、 内 輪 5 3の端面に接する内輪間座 6 7の外径面とで囲まれる排油空間 6 4、 お よびこの排油空間 6 4を外部に連通させる排油路 6 3により構成される。 排 油路 6 3は、 軸受潤滑用間座 5 8における前記ノズル 5 9の形成部から円周 方向に離れた位置に、 軸受潤滑用間座 5 8から前記環状蓋部材 6 0に跨がつ て径方向に貫通して形成される。
特許文献 1 ：特開 2 0 0 1 _ 0 1 2 4 8 1号公報
特許文献 2：特開 2 0 0 2 _ 5 4 6 4 3号公報
特許文献 3：特開 2 0 0 6 _ 1 1 8 5 2 5号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0008] しカヽし、 図 1 3の構成では、 同図のように 2つの転がり軸受 5 2、 5 2を 定位置予圧背面組み合わせで使用する場合、 各転がり軸受 5 2に対応する一 対の軸受潤滑用間座 5 8， 5 8が軸方向に並んで配置されることになる。 こ の場合、 一対の潤滑油排出経路 6 2， 6 2の間に、 背面合わせに隣接する 2 つの環状蓋部材 6 0， 6 0が介在する構造となる。 そのため、 各軸受潤滑用 間座 5 8の軸方向寸法が大きくなるばかりか、 部品点数も多くなり、 これに 伴って加工工数も増え、 コスト高になるという問題がある。
[0009] また、 主軸用軸受では、 高速性と剛性を両立させるため、 数 ju mの範囲で アキシアル内部隙間を調整するが、 上記構成の潤滑装置を組み込んだ転がり 軸受を 1 3のように定位置予圧背面組み合わせで使用する場合、 以下のよう にアキシアル内部隙間の調整が難しいという問題がある。
すなわち、 図 1 3の構成の場合、 左右の転がり軸受 5 2， 5 2の平面差に 合わせて、 内輪間座 6 7または軸受潤滑用間座 5 8， 5 8の幅面を加工する ことでアキシル内部隙間を調整することになる。 しかし、 軸受潤滑用間座 5 8はその一側面から軸方向に鍔部 6 1が突出した形状であるため、 幅面の加 ェが行い難い。 そこで、 内輪間座 6 7の幅面を加工してアキシアル内部隙間 を調整するが、 その内部隙間を狙いよりも小さくし過ぎた場合は、 内輪間座 6 7を新たに製作するか、 軸受潤滑用間座 5 8の幅面を加工するしかない。
[0010] 他方、 工作機械に使用される主軸スピンドルは、 機械のコンパクト化に伴 し、、 軸方向寸法の縮小が求められており、 そのため、 主軸に取付けられる軸 受潤滑用間座の軸方向寸法の縮小が求められている。
[001 1 ] この発明の目的は、 排油経路が確保できて軸受の冷却が可能となり、 高速 回転への適用が可能な構成でありながら、 部品点数の削減による工数削減と コストダウン、 および軸方向寸法の縮小が可能で、 かつアキシアル内部隙間 の調整が容易な多列転がり軸受装置を提供することである。
この発明の他の目的は、 工作機械の主軸の支持に適用した場合に、 主軸ス ピンドルおよび機械自体のコンパクト化を図れるようにすることである。 課題を解決するための手段
[001 2] この発明の転がり軸受装置は、 複数の転がり軸受を並べた多列転がり軸受 装置であり、 隣合う転がり軸受の外輪間に一対の軸受潤滑用間座を介在させ 、 前記各軸受潤滑用間座は、 対向する転がり軸受の内輪へ潤滑油を吐出する ノズルおよびこのノズルよりも外径側に位置して内輪の外周に被さる鍔部を 有する。 前記隣合う各転がり軸受における前記ノズルから吐出された潤滑油 が排出される空間のそれぞれに連通させる排油空間が、 次の構成 （A ) およ び （B ) のうちの 1つを備えている。
構成 （A ) ：前記一対の軸受潤滑用間座の間に単一の中央外輪間座を介在 させ、
前記排油空間は、 前記一対の軸受潤滑用間座と前記中央外輪間座との間で 形成されている。
構成 （B ) ：前記隣合う転がり軸受の内輪間に内輪間座を介在させ、 前記両軸受潤滑用間座の互いの接触側の側面に内周面に開口した排油用凹 部を形成し、
前記排油空間は、 これら両軸受潤滑用間座の前記排油用凹部の内面と前記 内輪間座の外径面との間で形成されている。
前記構成 （A ) によると、 軸受潤滑用間座のノズルから吐出される潤滑油 で、 転がり軸受の内部への潤滑油供給が可能となる。 また、 単一の中央外輪 間座と一対の軸受潤滑用間座との間に排油空間を形成したため、 ノズルから 吐出された潤滑剤の排油経路が確保されて、 潤滑油による軸受の冷却が行え 、 高速回転、 超高速回転への適用が可能となる。 この排油空間を得るにっき 、 両側の軸受潤滑用間座の間に、 一つの中央外輪間座を設けた構成としたた め、 上記提案例のように個々の軸受潤滑用間座に別々の環状蓋部材を付加す る必要がない。 そのため、 軸受潤滑用間座の並び幅を狭くできて軸方向寸法 を縮小することができる。
また、 各軸受潤滑用間座に別の環状蓋部材を付加する必要がないことから 、 構造が簡素化されて、 部品点数を削減でき、 工数削減およびコスト低減が 可能となる。
また、 隣合う転がり軸受の外輪間に、 単一の中央外輪間座と、 この中央外 輪間座を挟む一対の軸受潤滑用間座を介在させるので、 中央外輪間座の幅面 寸法を調整するだけで、 アキシアル内部隙間を容易に調整することができる 。 上記排油空間は外部に開放されて潤滑油を一次的に溜めるものであっても 、 また潤滑油を溜めたままとするものであっても良い。
[0014] 前記構成 （B ) も、 前記構成 （A ) と同様に、 両軸受潤滑用間座間に排油 空間を形成したため、 軸受潤滑用間座のノズルから吐出される潤滑油の排油 経路が確保されて、 潤滑油による軸受の冷却が行え、 高速回転、 超高速回転 への適用が可能となる。 この排油経路を得るにっき、 両軸受潤滑用間座の互 いの接触側の側面に内周面に開口した排油用凹部を形成し、 これら軸受潤滑 用間座の排油用凹部の内面と内輪間座の外径面とで囲まれた空間を排油空間 としたため、 上記提案例等のような潤滑油排出経路を得るための別の環状蓋 部材を付加する必要がない。 そのため、 軸受潤滑用間座の排油の構造が簡素 化できて、 部品点数が削減でき、 工数削減、 コストダウンが可能となる。 ま た、 間座の並び幅が狭くできて、 多列転がり軸受装置の軸方向寸法の縮小が 可能となる。
[0015] 前記排油空間が前記構成 （A ) を備えている場合、 前記単一の中央外輪間 座の両面に排油用凹部を形成し、 前記排油空間を、 この排油用凹部と前記軸 受潤滑用間座の側面との間で形成してもよい。 このような簡単な構成で、 ノ ズルから吐出された潤滑剤の排油経路を確保することができる。
[001 6] また、 前記排油空間が前記構成 （A ) を備えている場合、 前記隣合う転が リ軸受の内輪間に内輪間座を介在させ、 前記排油空間を、 これら軸受潤滑用 間座の鍔部突出側と反対側の側面と、 前記中央外輪間座の内径面と、 前記内 輪間座の外径面との間で形成してもよい。 この場合も、 簡単な構成で、 ノズ ルから吐出された潤滑剤の排油経路を確保することができる。 前記中央外輪 間座は、 好ましくは、 矩形断面を有するリング状である。
[001 7] 前記排油空間が前記構成 （A ) を備えている場合、 前記一対の軸受潤滑用 間座は、 前記中央外輪間座の軸方向一端および他端の内周側に形成された環 状段部に、 それぞれ嵌入されて設けられ、 前記外輪間座は両面に排油用凹部 を有し、 前記排油空間を、 前記排油用凹部と前記軸受潤滑用間座の側面との 間で形成してもよい。
[0018] この場合、 軸受潤滑用間座と中央外輪間座とを別体にしたうえで、 中央外 輪間座の軸方向一端および他端の端面 （幅面） を加工 （研磨等） して、 その 幅面寸法を容易に調整することが可能となる。 その後、 中央外輪間座の環状 段部に、 軸受潤滑用間座を嵌入する。 つまり、 軸受潤滑用間座は、 その一側 面から軸方向に鍔部が突出する形成になるが、 この軸受潤滑用間座を中央外 輪間座から取り外した状態で、 この中央外輪間座の幅面を加工することがで きる。 よって、 鍔部に干渉されることなく、 中央外輪間座の幅面の加工を容 易に行うことができる。 したがって、 中央外輪間座の幅面寸法を調整するだ けで、 アキシアル内部隙間を容易に調整することができる。 また、 軸受潤滑 用間座と中央外輪間座とを別体にしたうえで、 軸受潤滑用間座の背面側 （環 状段部に臨む側） を加工調整することができる。 したがって、 内輪の外径部 と鍔部との間の隙間を適正に管理することができる。 この隙間を適正に管理 することで、 必要以上に潤滑油が軸受内部に流入することがなくなる。 よつ て、 潤滑油の攪拌抵抗を増大させることを防止し、 軸受の動力損失を未然に 防止することができる。 それ故、 大容量の駆動モータ等が不要となり、 製造 コストの低減を図ることが可能となる。 前記隙間が小さ過ぎることに起因し て、 軸受組込み時の取り付け状態や、 発熱、 遠心力等による内輪の膨張によ り、 内輪の外径部と鍔部とが干渉することを、 防止することもできる。
[0019] また、 この場合も、 軸受潤滑用間座のノズルから吐出される軸受油で、 転 がり軸受の内部への潤滑油供給が可能となり、 また外輪間座の両面の排油用 凹部と軸受潤滑用間座の側面との間で、 排油空間を形成したため、 潤滑剤の 排油経路が確保されて、 潤滑油による冷却が行え、 高速回転、 超高速回転へ の適用が可能となる。 この排油空間は、 外輪間座の両面の排油用凹部と軸受 潤滑用間座の側面との間に形成したため、 個々の軸受潤滑用間座に別々の環 状蓋部材を付加する必要がなく、 軸受潤滑用間座の並ぶ軸方向寸法を縮小す ることができる。 また、 各軸受潤滑用間座毎に別の環状蓋部材を付加する必 要がないことから、 構成が簡単で、 部品点数を削減でき、 工数削減およびコ スト低減が可能となる。
[0020] 上述のように、 前記中央外輪間座の軸方向一端および他端の内周側に前記 環状段部を形成した場合、 前記内輪の外径部に、 この内輪の端面側から該内 輪の軌道面側に向かう程大径となる内輪傾斜部が設けられ、 前記中央外輪間 座の環状段部に、 この内輪傾斜部と鍔部との間の隙間を調整し得る調整間座 を介して軸受潤滑用間座を設けても良い。
この構成によると、 中央外輪間座等およびセッ卜される複数の転がり軸受 の仕上がり寸法を確認してから、 軸受潤滑用間座と中央外輪間座との間にあ る調整間座を加工調整することができる。 これによつて、 内輪傾斜部と鍔部 との間の隙間を適切にかつ容易に管理することができる。
[0021 ] この発明において、 前記多列転がり軸受装置は、 工作機械の主軸を支持す る多列転がり軸受装置であって、 前記軸受潤滑用間座を介在させる隣合う転 がり軸受は、 定位置予圧でかつ背面組み合わせで使用されるものとしても良 い。
この構成の場合、 軸受潤滑用間座の軸方向寸法を縮小することができるこ とから、 主軸および工作機械自体のコンパクト化が可能となる。
図面の簡単な説明
[0022] [図 1 ] ( A ) は、 この発明の第 1実施形態にかかる多列転がり軸受装置を示す 断面図である。 （B ) は、 図 1 ( A ) における A部の拡大図である。
[図 2]同多列転がり軸受装置を備えたスピンドル装置を示す断面図である。
[図 3]この発明の第 2実施形態にかかる多列転がり軸受装置を示す断面図であ る。
[図 4]同多列転がり軸受装置を備えたスピンドル装置を示す断面図である。
[図 5]この発明の第 3実施形態にかかる多列転がり軸受装置を示す断面図であ る。
[図 6]同多列転がり軸受装置の要部の断面図である。
[図 7]同多列転がり軸受装置を備えたスピンドル装置を示す断面図である。
[図 8]この発明の第 4実施形態にかかる、 調整間座を備えた多列転がり軸受装 置を示す断面図である。
[図 9]同多列転がり軸受装置の要部の断面図である。 [図 10]同多列転がり軸受装置を備えたスピンドル装置を示す断面図である。
[図 1 1 ] ( A ) は、 この発明の第 5実施形態にかかる多列転がり軸受装置を示 す断面図である。 （B ) は、 図 1 1 ( A ) における A部の拡大図である。
[図 12]同多列転がり軸受装置を備えたスピンドル装置を示す断面図である。
[図 13]提案例の断面図である。
発明を実施するための最良の形態
[0023] この発明の第 1の実施形態を図 1 と共に説明する。 図 1 ( A ) はこの実施 形態の多列転がり軸受装置の断面図を示す。 この多列転がり軸受装置 1は、 複数 （ここでは 2つ） の転がり軸受 2を並べたものである。 各転がり軸受 2 はアンギユラ玉軸受からなり、 背面組み合わせとされ、 かつ定位置予圧で使 用される。 各転がり軸受 2は、 内輪 3と外輪 4の軌道面 3 a， 4 a間にポー ルからなる複数の転動体 5を介在させたものであり、 各転動体 5は保持器 6 で保持される。 隣合う転がり軸受 2， 2の外輪 4， 4間には、 中央外輪間座 1 3と、 この中央外輪間座 1 3を挟む一対の軸受潤滑用間座 8， 8が介在さ せられる。 また、 隣合う転がり軸受 2， 2の内輪 3， 3間には内輪間座 1 7 が介在させられる。 軸受潤滑用間座 8は、 冷却油を吐出して、 その一部を対 向する転がり軸受 2内に供給するものである。
[0024] 保持器 6は外輪案内タイプであり、 その素材はフエノール樹脂， P E E K ， P P S、 ポリアミ ド樹脂、 C Z Cコンポジット， アルミ合金， T i合金 （ 高速時の強度向上） などが望ましい。 内輪 3の素材は、 高速時の大きな嵌め 合いフープ応力を考慮して、 例えば浸炭鋼とされている。 転動体 5は、 遠心 力低減の観点からセラミック製が望ましい。
[0025] 各転がり軸受 2における内輪 3の反負荷側 （軸受背面側） の幅面には軸方 向に凹陥する円周溝 7が形成されている。 また、 内輪 3の前記円周溝 7が形 成される側の軌道面 3 aに続く外径面は、 軌道面 3 a側が大径となる斜面部 3 bとされている。 すなわち、 内輪 3のステップ面を設ける部分の外径面が 上記斜面部 3 bとされる。
[0026] 軸受潤滑用間座 8は対向する外輪 4の幅面に接することで、 転がり軸受 2 に軸方向に隣接して設けられるリング状の外輪間座である。 この軸受潤滑用 間座 8は、 内輪 3の幅面の前記円周溝 7の設けられた箇所に対向して開口す るノズル 9、 およびこのノズル 9に連通する給油路 1 0を有し、 かつ鍔部 1 1が設けられている。 給油路 1 0に供給されノズル 9から吐出される冷却油 は、 内輪 3の円周溝 7に吹き付けられ、 その一部が遠心力と表面張力とで、 円周溝 7の内径面から斜面部 3 bに沿って内輪 3の軌道面 3 aに潤滑油とし て流れる。
[0027] 鍔部 1 1は、 軸受潤滑用間座 8の一側面から、 対向する軸受 2に向けてそ れぞれ軸方向に延び、 前記内輪 3の斜面部 3 bに隙間 (5 (図 1 ( B ) ) を介 して被さって、 この隙間 (5から前記軌道面 3 aへ流れる潤滑油を案内する。 鍔部 1 1は、 保持器 6の内径側まで延びるものとされている。 前記ノズル 9 が対向する内輪 3の幅面と前記斜面部 3 bとが交差する角部は、 断面円弧状 の曲面部 3 b aとされている。 曲面部 3 b aとしたのは、 この角部から潤滑 油が遠心力で内輪 3から離れることを防止するためである。
[0028] 各軸受潤滑用間座 8の中央外輪間座 1 3に接触する側の側面には、 内周側 に開口した排油用凹部 8 aがそれぞれ形成されている。 また、 中央外輪間座 1 3は両面に環状の排油用凹部 1 3 aを有し、 これらの排油用凹部 1 3 aと 対向する各軸受潤滑用間座 8の側面の排油用凹部 8 aとの間で排油空間 1 4 がそれぞれ形成される。 これらの排油空間 1 4は、 両側の転がり軸受 2， 2 における前記ノズル 9から吐出された潤滑油が排出される空間 1 8にそれぞ れ連通させてある。 中央外輪間座 1 3の両面の各軸受潤滑用間座 8に接触す る部分には、 前記排油用凹部 1 3 aから外周側に向けて径方向に延びる溝状 排油路 1 5がそれぞれ形成されている。 さらに、 各軸受潤滑用間座 8の外輪 4の幅面に接する側面の一部にも、 径方向に延びる溝状排油路 1 6がそれぞ れ形成されている。 なお、 軸受潤滑用間座 8は、 打傷の発生防止や取扱性向 上の見地から、 焼入処理することが望ましい。
[0029] 前記ノズル 9から吐出された潤滑油のうち、 前記微小隙間 δへ流入する流 入分を除く残りの潤滑油は、 運転により発熱している内輪の熱を持ち去り、 潤滑油排出経路 1 2から外部に排出される。 この潤滑油排出経路 1 2は、 前 記軸受潤滑用間座 8の側面に形成された排油用凹部 8 aと、 中央外輪間座 1 3の側面に形成された排油用凹部 1 3 aとからなる排油空間 1 4や、 前記溝 状排油路 1 5， 1 6等で構成される。 なお、 溝状排油路 1 5， 1 6は、 円周 方向に複数分配して設けても良い。 使用する冷却油としては、 動力損失の低 減および冷却効率の向上の観点から、 I S Oの粘度が V G 1 0， V G 2以下 が望ましい。 また、 動力損失の更なる低減および冷却効率の向上には、 冷却 油として粘度が小さく熱伝導率が大きい水溶性作動油の使用と、 前記軸受潤 滑用間座 8の材料として線膨張係数が低いステンレスを使用することが望ま しい。
[0030] 上記構成の多列転がり軸受装置 1の潤滑作用を説明する。 各軸受潤滑用間 座 8の給油路 1 0に圧送された冷却油は、 ノズル 9から吐出されて対向する 内輪 3の幅面の円周溝 7の形成箇所に吹き付けられる。 円周溝 7に吹き付け られた冷却油の一部は、 その表面張力と内輪 2の回転に伴い冷却油に作用す る遠心力とにより、 内輪 3における円周溝 1の外径側の内壁面から斜面部 3 bに沿って内輪 3の軌道面 3 aに潤滑油として流入する。 このように、 ノズ ル 9力、ら吐出された冷却油が円周溝 1に集油され、 その一部が内輪 3の斜面 部 3 bから軌道面 3 aに流れるので、 軌道面 3 aの全周に均等に潤滑油を供 給できる。 円周溝 7の内壁面から斜面部 3 bへの潤滑油の移動は、 潤滑油の 表面張力、 潤滑油に作用する遠心力、 および斜面部 3 bの傾斜角度を適正に バランスさせることにより円滑に行わせることができ、 遠心力で潤滑油が飛 散するのを回避できる。 ここでは、 内輪 3の幅面と斜面部 3 bとの交差部が 曲面部 3 b aとされているので、 斜面部 3 bへの潤滑油の移動がより円滑に 行われる。
[0031 ] 内輪 3の斜面部 3 bには、 隙間 (5を介して軸受潤滑用間座 8の鍔部 1 1が 被さっており、 この隙間 (5から軌道面 3 aに流れる潤滑油が鍔部 1 1によつ て案内される。 隙間 (5内を流れる潤滑油は、 回転速度や傾斜角度等の各種の 条件により、 斜面部 3 bに付着した流れとならずに、 遠心力の作用で鍔部 1 1の内径面側へ押し付けられた状態で流れることがある。 この状態で流れる 潤滑油は、 鍔部 1 1の先端を出た箇所で、 遠心力で外径側へ降り飛ばされる ことになる。 しかし、 鍔部 1 1は保持器 6の内径側まで延びているため、 鍔 部 1 1の先端から外径側へ降り飛ばされた潤滑油は、 保持器 6の内径面で受 けられ、 転動体 5へ供給されることになる。 このため、 内輪 3の斜面部 3 b と軸受潤滑用間座 8の鍔部 1 1 との間の隙間 (5に供給された潤滑油が、 無駄 なく潤滑に供されることになる。
なお、 前記隙間 (5を、 斜面部 3 bに沿って流れる潤滑油の油膜よりも狭い 微小隙間とした場合は、 この隙間 (5で流量調整できることから、 前記給油路 1 0への冷却油の流量を外部から調整することなく、 前記微小隙間 (5を流れ る潤滑油の流量を簡単に調整することができる。
[0032] 前記微小隙間 dへ流入する流入分を除く残りの潤滑油は、 中央外輪間座 1 3の側面の排油用凹部 1 3 aと軸受潤滑用間座 8の側面の排油用凹部 8 aと で囲まれた排油空間 1 4、 中央外輪間座 1 3の側面の溝状排油路 1 5、 軸受 潤滑用間座 8の側面の溝状排油路 1 6等からなる潤滑油排出経路 1 2を経て 排油ポンプ （図示せず） により外部に排出される。 このような経路で排出さ れる冷却油としての潤滑油により、 多列転がり軸受装置 1は効果的に冷却さ れる。
[0033] この多列転がり軸受装置 1では、 隣合う転がり軸受 2， 2の外輪 4， 4間 に、 中央外輪間座 1 3と、 この中央外輪間座 1 3を挟む一対の軸受潤滑用間 座 8， 8を介在させ、 中央外輪間座 1 3の両面の排油用凹部 1 3 aとこれら 排油用凹部 1 3 aに対向する両軸受潤滑用間座 8， 8の側面 （排油用凹部 8 aの形成面） との間でそれぞれ排油空間 1 4を形成している。 これら排油空 間 1 4を、 隣合う各転がり軸受 2， 2におけるノズル 9から吐出された潤滑 剤油が排出される空間 1 8にそれぞれ連通させて潤滑油排出経路 1 2を構成 している。 このため、 上記した提案例の場合のように潤滑油排出経路を確保 するために各軸受潤滑用間座に別の環状蓋部材を付加する必要がなく、 それ だけ軸受潤滑用間座 8の軸方向寸法を縮小することができる。 また、 各軸受潤滑用間座 8毎に別の環状蓋部材を付加する必要がないこと から、 部品点数を削減でき、 工数削減およびコスト低減が可能となる。 また、 隣合う転がり軸受 2， 2の外輪 4， 4間に、 中央外輪間座 1 3と、 この中央外輪間座 1 3を挟む一対の軸受潤滑用間座 8， 8を介在させるので 、 中央外輪間座 1 3の幅面寸法を調整するだけで、 アキシアル内部隙間を容 易に調整することができる。
[0034] 図 2は、 図 1に示した実施形態の多列転がり軸受装置 1を備えたスピンド ル装置の一例を示す。 このスピンドル装置 2 4は工作機械に応用されるもの であり、 主軸 2 5の先端側の端部 （図の左側側の端部） に、 工具またはヮー クのチャックが取付けられる。 主軸 2 5は、 軸方向に離れた複数 （ここでは 2つ） の多列転がり軸受装置 1により支持されている。 これらの多列転がり 軸受装置 1において、 中央外輪間座 1 3および一対の軸受潤滑用間座 8， 8 を介在させて隣合う転がり軸受 2， 2は、 背面組み合わせ、 かつ後述のよう に定位置予圧で使用される。
[0035] 各多列転がり軸受装置 1における両転がり軸受 2の内輪 3は主軸 2 5の外 径面に嵌合し、 外輪 4はハウジング 2 6の内径面に嵌合している。 ハウジン グ 2 6内における両多列転がり軸受装置 1 ， 1で挟まれる軸方向の中間位置 には、 主軸 2 5を駆動するモータ 3 0が配置されている。 そのモータロータ 3 1は主軸 2 5に固定され、 モータステータ 3 2がハウジング 2 6に固定さ れている。
[0036] 各多列転がり軸受装置 1における主軸軸端側に位置する転がり軸受 2の内 外輪 3， 4は、 内輪押さえ 2 7および外輪押さえ 2 8により、 主軸 2 5およ びハウジング 2 6の軸方向を向く各段部 2 5 a , 2 6 aとの間で挟み付け状 態で固定されている。 主軸 2 5の一端部には、 内輪押さえ 2 7に押し当てて 多列転がり軸受装置 1を固定する軸受固定ナツト 3 3が螺着されている。 こ れら主軸 2 5およびハウジング 2 6の段部 2 5 a， 2 6 aと、 各内輪押さえ 2 7および外輪押さえ 2 8の軸受当接面の位置を所定の位置に設定し、 軸受 固定ナツト 3 3を締めつけることで、 2個並んだ転がり軸受 2が定位置予圧 される。
[0037] ハウジング 2 6は、 内周ハウジング 2 6 A、 および外周ハウジング 2 6 B からなる二重構造とされている。 内周ハウジング 2 6 Aには各軸受潤滑用間 座 8の給油路 1 0に連通する潤滑油供給路 3 4と、 排油回収路 3 5と、 ハウ ジング冷却用の給油路 3 6とが設けられている。 各潤滑油供給路 3 4および 排油回収路 3 5は、 軸方向に延びて外輪押さえ 2 8を貫通している。 排油回 収路 3 5には、 各軸受潤滑用間座 8の潤滑油排出経路 1 2 (図 1 ) が連通さ せてある。
[0038] 前記排油回収路 3 5に流出した排油は、 排油ポンプにより油回収タンクに 回収されて、 冷却油供給装置 （いずれも図示せず） に戻され、 この冷却油供 給装置から前記給油路 1 0に冷却油が再び給油される。 また、 前記冷却油供 給装置から前記給油路 3 6にも冷却油が供給され、 ハウジング 2 6の冷却が 行われる。 ハウジング 2 6を冷却した冷却油は油回収タンクに回収されて、 再び冷却油供給装置に戻される。
[0039] このように、 上記多列転がり軸受装置 1を工作機械のスピンドル装置 2 4 の主軸 2 5の支持に用いて、 中央外輪間座 1 3および軸受潤滑用間座 8を介 在させる隣合う転がり軸受 2， 2を、 定位置予圧でかつ背面合わせで使用す る場合には、 軸受潤滑用間座 8の軸方向寸法を縮小することができることか ら、 スピンドル装置 2 4および工作機械自体のコンパクト化が可能となる。
[0040] 図 3は、 この発明の多列転がり軸受装置の第 2実施形態を示す断面図であ る。 この多列転がり軸受装置 1 Aは、 図 1に示す第 1実施形態において、 両 面に排油凹部 1 3 a， 1 3 aを有する中央外輪間座 1 3に代えて、 一対の軸 受潤滑用間座 8， 8の側面外周部で挟まれる単純な矩形断面形状のリング状 の中央外輪間座 1 3 Aを用いたものである。 これにより、 一対の軸受潤滑用 間座 8， 8の鍔部 1 1突出側と反対側の側面と、 中央外輪間座 1 3 Aの内径 面と、 隣合う転がり軸受 2， 2の内輪 3， 3間に介在する内輪間座 1 7の外 径面との間で排油空間 1 4 Aを形成し、 この排油空間 1 4 Aを、 隣合う各転 がり軸受 2， 2におけるノズル 9から吐出された潤滑油が排出される各空間 1 8， 1 8に連通させている。 その他の構成は第 1実施形態の場合と同様で める。
[0041 ] この第 2実施形態の場合も、 上記した提案例の場合のように潤滑油排出経 路を確保するために各軸受潤滑用間座に別の環状蓋部材を付加する必要がな く、 それだけ軸受潤滑用間座 8の軸方向寸法を縮小することができる。 また、 各軸受潤滑用間座 8毎に別の環状蓋部材を付加する必要がないこと から、 部品点数を削減でき、 工数削減およびコスト低減が可能となる。 また、 隣合う転がり軸受 2， 2の外輪 4， 4間に、 中央外輪間座 1 3 Aと 、 この中央外輪間座 1 3 Aを挟む一対の軸受潤滑用間座 8， 8を介在させる ので、 中央外輪間座 1 3 Aの幅面寸法を調整するだけで、 アキシアル内部隙 間を容易に調整することができる。
[0042] 図 4は、 図 3に示した第 2実施形態の多列転がり軸受装置 1 Aを備えたス ピンドル装置の一例を示す。 このスピンドル装置 2 4 Aは工作機械に応用さ れるものであり、 主軸 2 5の端部に工具またはワークのチャックが取付けら れる。 主軸 2 5は、 軸方向に離れた複数 （ここでは 2つ） の多列転がり軸受 装置 1 Aにより支持されている。 これらの多列転がり軸受装置 1 Aにおいて 、 中央外輪間座 1 3 Aおよび一対の軸受潤滑用間座 8， 8を介在させて隣合 う転がり軸受 2， 2は、 定位置予圧でかつ背面組み合わせで使用される。 そ の他の構成は、 図 2のスピンドル装置 2 4の場合と同様である。 このスピン ドル装置 2 4 Aの場合も、 軸受潤滑用間座 8の軸方向寸法を縮小することが できることから、 スピンドル装置 2 4 Aおよび工作機械自体のコンパクト化 が可能となる。
[0043] 図 5は、 この発明の第 3実施形態にかかる多列転がり軸受装置を示す断面 図である。 図 6は、 同多列転がり軸受装置の要部の断面図である。 図 1 ( B ) も参照しつつ説明する。 以下の説明において、 各形態で先行する形態で説 明している事項に対応している部分には同一の参照符を付し、 重複する説明 を略する場合がある。 構成の一部のみを説明している場合、 構成の他の部分 は、 先行している形態と同様とする。 [0044] この多列転がり軸受装置 1 Bは、 複数 （ここでは 2つ） の転がり軸受 2を 並べたものである。 各転がり軸受 2はアンギユラ玉軸受からなり、 背面組み 合わせとされ、 かつ定位置予圧で使用される。 隣合う転がり軸受 2， 2の外 輪 4， 4間には、 中央の外輪間座となる外輪間座 3 7が介在され、 隣合う転 がり軸受 2， 2の内輪 3， 3間には、 内輪間座 1 7が介在されている。
[0045] 外輪間座 3 7の軸方向一端および他端の内周側に、 環状段部 3 8が形成さ れている。 これら環状段部 3 8， 3 8のうち一方の環状段部 3 8の軸方向一 端からの凹み量 h 1 と、 他方の環状段部 3 8の軸方向他端からの凹み量 h 2 とは、 略同一量となるように形成されている。 一方および他方の環状段部 3 8， 3 8の直径寸法01 1 ， d 2も略同一寸法となるように形成されている。 各環状段部 3 8の直径は、 隣接する転がり軸受 2， 2の外輪内径より大径と なるように形成されている。 環状段部 3 8， 3 8の前記両凹み量 h 1 ， h 2 を略同一量にしない場合もある。 環状段部 3 8， 3 8の前記両直径寸法 d 1 ， d 2を略同一にしない場合もある。
[0046] 外輪間座 3 7のこれら環状段部 3 8， 3 8に、 一対の軸受潤滑用間座 8 A ， 8 Aがそれぞれ嵌入されて、 複数のポルト 3 9によって固着されている。 各軸受潤滑用間座 8 Aには、 たとえば円周方向一定間隔おき （一定間隔おき でなくても良い） に複数のポルト孔 8 A aが軸方向に沿って形成され、 これ らポルト孔 8 A aに対応して連通する複数の雌ねじが外輪間座 3 7に形成さ れている。 各ポルト孔 8 A aにポルト 3 9が設けられて、 対応する雌ねじに 螺着されてなる。 なお、 螺着されたポルト頭部は、 環状段部 3 8内に収容さ れ、 隣接する軸受 2には干渉しない。 外輪間座 3 7のうち、 環状段部 3 8の 隅部 3 8 Rの丸みの半径は、 例えば、 後述する嵌合部 4 0の面取り寸法より 小さくして、 環状段部 3 8と軸受潤滑用間座 8 Aとの合わせ面が密接に当接 するようになつている。 ただし、 このような構成に限定されるものではなく 、 環状段部 3 8の隅部に、 該環状段部 3 8と軸受潤滑用間座 8 Aとが干渉し ない逃がし加工等を施してもよい。 外輪間座 3 7の各環状段部 3 8に嵌入さ れる軸受潤滑用間座 8 Aは、 軸方向一方と軸方向他方とで一方および他方に 対称な同一構造であるので、 軸方向一方のものについてのみ説明し、 軸方向 他方のものについては、 同一符号を付してその説明を省略する場合がある。
[0047] 軸方向一方の軸受潤滑用間座 8 Aは、 前記ポルト孔 8 A aが形成され、 環 状段部 3 8に嵌入される嵌合部 4 0、 内輪 3の端面の円周溝 7の設けられた 箇所に対向して開口するノズル 9、 およびこのノズル 9に連通する第 1給油 路 1 O aを有し、 かつ鍔部 1 1が設けられている。 第 1給油路 1 O aは、 軸 方向に直交する半径方向に沿って延び、 嵌合部 4 0の半径方向外方に開口す るように形成されている。 外輪間座 3 7は、 前記第 1給油路 1 0 aに連通し 、 冷却油を供給する第 2給油路 1 O bを有する。 この第 2給油路 1 O bに供 給されノズル 9から吐出される冷却油は、 内輪 3の円周溝 7に吹き付けられ 、 その一部が遠心力と表面張力とで、 円周溝 7の内径面から斜面部 3 bに沿 つて内輪 3の軌道面 3 aに潤滑油として流れる。
[0048] 鍔部 1 1は、 軸受潤滑用間座 8 Aの一側面から、 対向する軸受 2に向けて それぞれ軸方向に延び、 前記内輪 3の斜面部 3 bに隙間 S (図 1 ( B ) 参照 ) を介して被さって、 この隙間 Sから前記軌道面 3 aへ流れる潤滑油を案内 する。 鍔部 1 1は、 ノズル 9よりも外径側に位置して保持器 6の内径側まで 延びるものとされている。 各軸受潤滑用間座 8 Aにおいて、 外輪間座 3 7の 環状段部 3 8に臨む側の側面には、 内周側に開口した排油用凹部 8 A bがそ れぞれ形成されている。 外輪間座 3 7は、 環状段部 3 8の内径側で且つこの 外輪間座 3 7の幅方向中間付近の壁部 3 7 a両面に環状の排油用凹部 3 7 b を有する。 これらの環状の排油用凹部 3 7 b， 3 7 bと、 対向する各軸受潤 滑用間座 8 Aの側面の排油用凹部 8 A bとの間で排油空間 4 1がそれぞれ形 成される。
[0049] これらの排油空間 4 1 ， 4 1は、 両側の転がり軸受 2， 2における前記ノ ズル 9から吐出された潤滑油が排出される空間 1 8にそれぞれ連通させてあ る。 外輪間座 3 7の環状段部 3 8をなす段面部 3 8 aの円周方向一箇所から 、 該段面部 3 8 aと同一平面 （つまり面一状） の部分端面 3 7 cが切欠き形 成されている。 ただしこの部分端面 3 7 cは、 段面部 3 8 aと同一平面でな い場合もある。 この部分端面 3 7 cは、 段面部 3 8 aの円周方向一箇所から 半径方向外方に延び、 溝状排油路 4 2を形成する。 この溝状排油路 4 2は、 嵌合部 4 0の半径方向外方空間 4 3であって、 前記円周方向一箇所と同位相 における半径方向外方空間 4 3に連通する。 さらに溝状排油路 4 2は、 この 嵌合部 4 0の半径方向外方空間 4 3および、 該嵌合部 4 0のうち、 外輪 4の 端面の内径側部分等に臨む環状空間 4 0 aに連通する。 なお、 軸受潤滑用間 座 8 Aは、 打傷の発生防止や取扱性向上の見地から、 焼入れ処理することが 望ましい。
[0050] 前記ノズル 9から吐出された潤滑油のうち、 前記微小隙間 δへ流入する流 入分を除く残りの潤滑油は、 運転により発熱している内輪 3の熱を持ち去り 、 潤滑油排出経路から外部に排出される。 この潤滑油排出経路は、 嵌合部 4 0の環状空間 4 0 a、 嵌合部 4 0の半径方向外方空間 4 3、 軸受潤滑用間座 8 Aの側面の排油用凹部 8 A b、 および外輪間座 3 7の環状の排油用凹部 3 7 b等で構成される。 これらのうち嵌合部 4 0の半径方向外方空間 4 3、 お よび軸受潤滑用間座 8 Aの側面の排油用凹部 8 A bは、 円周方向に複数分配 して設けてもよい。
[0051 ] 上記構成の多列転がり軸受装置 1 Bの潤滑作用を説明する。
外輪間座の第 2給油路 1 O bに圧送され、 一方および他方の軸受潤滑用間 座 8 A， 8 Aの第 1給油路 1 0 aに供給された冷却油は、 ノズル 9から吐出 されて対向する内輪 3の端面の円周溝 7の形成箇所に吹き付けられる。 この 吹き付けられた冷却油の一部は、 その表面張力と内輪 2の回転に伴い冷却油 に作用する遠心力とにより、 内輪 3における円周溝 7の外径側の内壁面から 斜面部 3 bに沿って内輪 3の軌道面 3 aに潤滑油として流入する。 このよう に、 ノズル 9から吐出された冷却油が円周溝 7に集油され、 その一部が内輪 3の斜面部 3 bから軌道面 3 aに流れるので、 軌道面 3 aの全周に均等に潤 滑油を供給できる。 円周溝 7の内壁面から斜面部 3 bへの潤滑油の移動は、 潤滑油の表面張力、 潤滑油に作用する遠心力、 および斜面部 3 bの傾斜角度 を適正にバランスさせることにより円滑に行わせることができ、 遠心力で潤 滑油が飛散するのを回避できる。 ここでは、 内輪 3の幅面と斜面部 3 bとの 交差部が曲面部 3 b aとされているので、 斜面部 3 bへの潤滑油の移動がよ り円滑に行われる。
[0052] 内輪 3の斜面部 3 bと鍔部 1 1 との間の隙間 (5から、 軌道面 3 aに流れる 潤滑油が鍔部 1 1によって案内される。 隙間 (5内を流れる潤滑油は、 回転速 度や傾斜角度等の各種の条件により、 斜面部 3 bに付着した流れとならずに 、 遠心力の作用で鍔部 1 1の内径面側に押し付けられた状態で流れることが ある。 この状態で流れる潤滑油は、 鍔部 1 1の先端を出た箇所で、 遠心力で 外径側へ降り飛ばされる。 しかし、 鍔部 1 1は保持器 6の内径側まで延びて いるため、 鍔部 1 1の先端から外径側へ降り飛ばされた潤滑油は、 保持器 6 の内径面で受けられ、 転動体 5へ供給されることになる。 このため、 内輪 3 の斜面部 3 bと軸受潤滑用間座 8 Aの鍔部 1 1 との間の隙間 (5に供給された 潤滑油が、 無駄なく潤滑に供されることになる。 前記微小隙間 Sへ流入する 流入分を除く残りの潤滑油は、 前記潤滑油排出経路を経て図示外の排油ボン プ等により外部に排出される。 このような経路で排出される冷却油としての 潤滑油により、 多列転がり軸受装置 1 Bは効果的に冷却される。
[0053] 以上説明した多列転がり軸受装置 1 Bの構成によると、 隣合う転がり軸受 2， 2の外輪 4， 4間に、 外輪間座 3 7を介在させている。 この外輪間座 3 7の軸方向一端および他端の内周側に、 環状段部 3 8を形成し、 一対の軸受 潤滑用間座 8 A、 8 Aを、 これら環状段部 3 8， 3 8にそれぞれ嵌入してい る。 したがって、 外輪間座 3 7の幅面を研磨等して、 その幅面寸法 3 7 hを 容易に調整することが可能となる。 ただし、 外輪間座 3 7の幅面の加工方法 は、 研磨に限定されるものではなく、 たとえば旋削、 超仕上げ等の加工方法 を必要に応じて用いてもよい。
[0054] その後、 外輪間座 3 7の環状段部 3 8に、 軸受潤滑用間座 8 Aの嵌合部 4 0を嵌入する。 つまり、 軸受潤滑用間座 8 Aは、 その一側面から軸方向に鍔 部 1 1が突出する構成になるが、 この軸受潤滑用間座 8 Aを外輪間座 3 7か ら取り外した状態で、 この外輪間座 3 7の幅面を加工することができる。 よ つて、 鍔部 1 1に干渉されることなく、 外輪間座 3 7の幅面の加工を容易に 行うことができる。 外輪間座 3 7の幅面寸法 3 7 h等を調整するだけで、 軸 受 2， 2のアキシアル内部隙間を容易に調整することができる。
[0055] また、 軸受潤滑用間座 8 Aと外輪間座 3 7とを別体にしたうえで、 軸受潤 滑用間座 8 Aの背面側 （環状段部 3 8に臨む側） 、 または外輪間座 3 7の環 状段部 3 8を加工調整することができる。 したがって、 内輪 3の外径部に形 成される内輪傾斜部 3 bであって、 この内輪 3の端面側から該内輪 3の軌道 面側に向かう程大径となる内輪傾斜部 3 bと、 鍔部 1 1 との間の隙間 (5を適 正に管理することができる。 この第 3実施形態に係る多列転がり軸受装置 1 Bでは、 アキシアル内部隙間の調整と、 内輪傾斜部 3 bと鍔部 1 1 との間の 隙間 (5の調整とを、 独立して行うことができるので、 アキシアル内部隙間お よび前記隙間を略同時に調整するものに比べて、 工数の低減を図ることがで さる。
[0056] 内輪傾斜部 3 bと鍔部 1 1 との間の隙間 Sを適正に管理することで、 必要 以上に潤滑油が軸受内部に流入することがなくなる。 この軸受内部へ流入し ない残余の潤滑油を、 前記潤滑油排出経路 （環状空間 4 0 a、 半径方向外方 空間 4 3、 排油用凹部 8 A b、 および環状の排油用凹部 3 7 b等） を経て外 部に排出することで、 多列転がり軸受装置 1 Bを効果的に冷却することがで きる。 前記隙間 Sを適正に管理することで、 必要以上に潤滑油が軸受内部に 流入しなくなるので、 潤滑油の攪拌抵抗を増大させることを防止し、 軸受 2 ， 2の動力損失を未然に防止することができる。 それ故、 大容量の駆動モー タ等が不要となり、 製造コストの低減を図ることが可能となる。 前記隙間 (5 が小さ過ぎることに起因して、 軸受組込み時の取り付け状態や、 発熱、 遠心 力等による内輪 3の膨張により、 内輪 3の斜面部 3 bと鍔部 1 1 とが干渉す ることを、 防止することもできる。
[0057] 例えば、 アキシアル内部隙間および前記隙間 (5を略同時に調整する従来技 術では、 アキシアル内部隙間および前記隙間のいずれか一方の調整が不十分 で、 間座を新たに製作し直す等の工数が必要になるが、 そのような工数を低 減することができる。 したがって、 多列転がり軸受装置 1 Bの製造コストの 低減を図ることができる。 前記軸受潤滑用間座 8 Aの背面側または外輪間座 3 7の環状段部 3 8を加工調整した場合、 その加工量に基づいて、 外輪間座 3 7の第 2油路 1 0 bを形成することで、 第 1油路 1 0 aと第 2油路 1 0 b との芯ずれを防止することが可能となる。 前記環状段部 3 8等を加工調整し た後、 第 1および第 2油路 1 O a， 1 O bを形成してもよい。 この場合にも 、 第 1および第 2油路 1 O a， 1 0 bの芯ずれを確実に防止することができ る。 したがって、 冷却油をこの第 1および第 2油路 1 0 a， 1 0 bに円滑に 供給することができる。
[0058] また外輪間座 3 7の内周側に形成された環状段部 3 8に、 軸受潤滑用間座
8 Aが嵌入されて設けられるので、 次のような効果を奏する。 図 1に示す第 1実施形態に係る多列転がり軸受装置 1のように、 中央外輪間座 1 3をその 軸方向一方および他方の一対の軸受潤滑用間座 8， 8で挟む構成に比べて、 間座全体の軸方向寸法を格段に縮小することができる。
[0059] 外輪間座 3 7の部分端面 3 7 cは、 環状段部 3 8をなす段面部 3 8 aの円 周方向一箇所から、 該段面部 3 8 aと同一平面、 つまり面一状に切欠き形成 されている。 したがって、 例えば段面部 3 8 aを加工基準面として、 部分端 面 3 7 cを迅速に加工することができるので、 加工工数の低減を図ることが できる。 外輪間座 3 7のうち、 嵌合部 4 0の半径方向外方空間 4 3と溝状排 油路 4 2とを、 例えばフライス加工によって同時に加工することができるの で、 段取り替えする工数を低減することができる。 前記半径方向外方空間 4 3を形成することで、 外輪間座 3 7の重量を軽減するとともに、 排油をこの 半径方向外方空間 4 3等からよりスムースに排出することができる。
[0060] 外輪間座 3 7は、 その軸方向中間付近の壁部 3 7 a両面に環状の排油用凹 部 3 7 bを有する。 この環状の排油用凹部 3 7 bを形成するため、 外輪間座 3 7の軸方向中間付近の壁部 3 7 aを薄肉構造にすることができる。 外輪間 座 3 7は、 前記半径方向外方空間 4 3を形成すること、 この軸方向中間付近 の壁部 3 7 aを薄肉構造にすることによって、 外輪間座 3 7の軽量化を図り その取扱いを容易にすることができる。
[0061 ] また外輪間座 3 7の両面の排油用凹部 3 7 bと、 軸受潤滑用間座 8 Aの側 面との間で、 潤滑剤の排油空間 4 1が確保されて、 潤滑油による冷却が行え 、 高速回転、 超高速回転への適用が可能となる。 この排油空間 4 1は、 外輪 間座 3 7の両面の排油用凹部 3 7 bと軸受潤滑用間座 8 Aの側面との間に形 成したため、 個々の軸受潤滑用間座 8 Aに別々の環状蓋部材を付加する必要 がなく、 軸受潤滑用間座 8 Aの並ぶ軸方向寸法を縮小することができる。
[0062] 図 7は、 図 5および図 6に示した第 3実施形態の多列転がり軸受装置 1 B を備えたスピンドル装置 2 4 Bの一例を示す。 このスピンドル装置 2 4 Bは 、 工作機械に応用されるものであり、 主軸 2 5の先端側の端部 （図の左側側 の端部） に、 工具またはワークのチャックが取付けられる。 主軸 2 5は、 軸 方向に離れた複数 （ここでは 2つ） の多列転がり軸受装置 1 Bにより支持さ れている。 これらの多列転がり軸受装置 1 Bにおいて、 外輪間座 3 7を介在 させて隣合う転がり軸受 2， 2は、 背面組み合わせ、 かつ定位置予圧で使用 される。
[0063] 各列の内輪 3は主軸 2 5の外径面に嵌合し、 外輪 4はハウジング 2 6の内 径面に嵌合している。 ハウジング 2 6内における両多列転がり軸受装置 2， 2で挟まれる軸方向の中間位置には、 主軸 2 5を駆動するモータ 3 0が配置 されている。 そのモータロータ 3 1は主軸 2 5に固定され、 モータステータ 3 2がハウジング 2 6に固定されている。
[0064] 各多列転がり軸受装置 1 Bにおける主軸軸端側に位置する転がり軸受 2の 内外輪 3， 4は、 内輪押さえ 2 7および外輪押さえ 2 8により、 主軸 2 5お よびハウジング 2 6の軸方向を向く各段部 2 5 a , 2 6 aとの間で挟み付け 状態で固定されている。 主軸 2 5の一端部には、 内輪押さえ 2 7に押し当て て多列転がり軸受装置 1 Bを固定する軸受固定ナツト 3 3が螺着されている 。 これら主軸 2 5およびハウジング 2 6の段部 2 5 a， 2 6 aと、 各内輪押 さえ 2 7および外輪押さえ 2 8の軸受当接面の位置を所定の位置に設定し、 軸受固定ナツト 3 3を締めつけることで、 2個並んだ転がり軸受 2が定位置 予圧される。
上記多列転がり軸受装置 1 Bを工作機械のスピンドル装置 2 4の主軸 2 5 の支持に用いて、 外輪間座 3 7を介在させる隣合う転がり軸受 2， 2を、 定 位置予圧でかつ背面合わせで使用する場合には、 軸受潤滑用間座 8 Aを外輪 間座 3 7の環状段部 3 8に嵌入しているので、 間座全体の軸方向寸法を縮小 することができることから、 スピンドル装置 2 4および工作機械自体のコン パクト化が可能となる。
[0065] 図 8は、 この発明の第 4実施形態にかかる多列転がり軸受装置を示す断面 図である。 図 9は、 同多列転がり軸受装置の要部の断面図である。 この多列 転がり軸受装置 1 Cは、 図 5および図 6に示す第 3実施形態において、 外輪 間座 3 7の環状段部 3 8に、 内輪傾斜部 3 bと鍔部 1 1 との間の微小隙間 (5 を調整し得る調整間座 4 4を介して、 軸受潤滑用間座 8 Aを設けたものであ る。 つまり調整間座 4 4が付加された構成になっている。 調整間座 4 4には 、 軸方向に沿った貫通孔 4 4 aが形成され、 ポルト 3 9がこの貫通孔 4 4 a に挿入される。 なお、 螺着されたポルト頭部は、 環状段部 3 8内に収容され 、 隣接する軸受 2には干渉しない。
[0066] 第 4実施形態に係る多列転がり軸受装置 1 Cでは、 軸受潤滑用間座 8 Aの 背面 8 A cと、 外輪間座 3 7の環状段部 3 8との間に設けられる調整間座 4 4の一表面部および他表面部の少なくともいずれか一方を研磨等により加工 調整する。 これによつて、 内輪傾斜部 3 bと鍔部 1 1 との間の微小隙間 Sを 適正にかつ容易に管理することができる。 特に、 外輪間座 3 7、 各軸受潤滑 用間座 8 A、 およびセットされる 2列の転がり軸受 2， 2の仕上がり寸法を 確認してから、 この調整間座 4 4を加工調整することができる。 このように 、 微小隙間 (5を適正にかつ容易に管理することができる。 複数の調整幅を有 する調整間座 4 4を、 予め準備しておくことで、 前記微小隙間 (5の調整を迅 速に行うことができ、 組立工数の低減を図ることができる。 複数の調整幅を 有する調整間座 4 4を準備しておくことで、 前記微小隙間 (5の調整を行うこ とができるので、 外輪間座 3 7、 軸受潤滑用間座 8 Aの汎用性、 兼用性を高 めることが可能となる。 したがって多列転がり軸受装置 1 Cの製造コストの 低減を図ることができる。 その他の構成は、 図 5および図 6に示す多列転が リ軸受装置 1 Bと同様の構成となっており、 同様の作用、 効果を奏する。
[0067] 図 1 0は、 図 8および図 9に示した多列転がり軸受装置 1 Cを備えたスピ ンドル装置 2 4 Cの一例を示す。 このスピンドル装置 2 4 Cは工作機械に応 用されるものであり、 主軸 2 5の端部に工具またはワークのチャックが取付 けられる。 主軸 2 5は、 軸方向に離れた複数 （ここでは 2つ） の多列転がり 軸受装置 1 Cにより支持されている。 これらの多列転がり軸受装置 1 Cにお いて、 外輪間座 3 7を介在させて隣合う転がり軸受 2， 2は、 定位置予圧で かつ背面組み合わせで使用される。 その他の構成は、 図 7のスピンドル装置 2 4 Bの場合と同様である。 このスピンドル装置 2 4 Cの場合も、 軸受潤滑 用間座 8 Aを外輪間座 3 7の環状段部 3 8に嵌入しているので、 間座全体の 軸方向寸法を縮小することができることから、 スピンドル装置 2 4 Cおよび 工作機械自体のコンパクト化が可能となる。
[0068] この発明の第 5実施形態を図 1 1 と共に説明する。 図 1 1 ( A ) はこの実 施形態の多列転がり軸受装置の断面図を示す。 この多列転がり軸受装置 1 D は、 複数 （ここでは 2つ） の転がり軸受 2を並べたものである。 各転がり軸 受 2はアンギユラ玉軸受からなり、 背面組み合わせとされ、 かつ定位置予圧 で使用される。 各転がり軸受 2は、 内輪 3と外輪 4の軌道面 3 a， 4 a間に ポールからなる複数の転動体 5を介在させたものであり、 各転動体 5は保持 器 6で保持される。
隣合う転がり軸受 2， 2の外輪 4， 4間には一対の軸受潤滑用間座 8， 8 が介在する。 内輪 3， 3間には内輪間座 1 7が介在する。 軸受潤滑用間座 8 は、 冷却油を吐出して、 その一部を対応する転がり軸受 2内に供給するもの である。
[0069] 保持器 6は外輪案内タイプであり、 その素材はフエノール樹脂， P E E K ， P P S , ポリアミ ド樹脂， C Z Cコンポジット， アルミ合金， T i合金 （ 高速時の強度向上） などが望ましい。 内輪 3の素材は、 高速時の大きな嵌め 合いフープ応力を考慮して、 例えば浸炭鋼とされている。 転動体 5は、 遠心 力低減の観点からセラミック製が望ましい。
[0070] 各転がり軸受 2における内輪 3の反負荷側 （軸受背面側） の幅面には軸方 向に凹陥する円周溝 7が形成されている。 また、 内輪 3の前記円周溝 7が形 成される側の軌道面 3 aに続く外径面は、 軌道面 3 a側が大径となる斜面部 3 bとされている。 すなわち、 内輪 3のステップ面を設ける部分の外径面が 上記斜面部 3 bとされる。
[0071 ] 軸受潤滑用間座 8は、 対応する外輪 4の幅面に接することで、 転がり軸受 2に軸方向に隣接して設けられるリング状の外輪間座である。 この軸受潤滑 用間座 8は、 内輪 3の幅面の前記円周溝 7の設けられた箇所に対向して開口 するノズル 9、 およびこのノズル 9に連通する給油路 1 0を有し、 かつ鍔状 部 1 1が設けられている。 給油路 1 0に供給されノズル 9から吐出される冷 却油は、 内輪 3の円周溝 7に吹き付けられ、 その一部が遠心力と表面張力と で、 円周溝 7の内径面から斜面部 3 bに沿って内輪 3の軌道面 3 aに潤滑油 として流れる。
[0072] 鍔状部 1 1は、 軸受潤滑用間座 8の側面から対応する軸受 2に向けて軸方 向に延び、 内輪 3の斜面部 3 bに隙間 S (図 1 1 ( B ) ) を介して被さって 、 この隙間 Sから前記軌道面 3 aへ流れる潤滑油を案内する。 鍔状部 1 1は 、 保持器 6の内径側まで延びるものとされている。 前記ノズル 9が対向する 内輪 3の幅面と前記斜面部 3 bとが交差する角部は、 断面円弧状の曲面部 3 b aとされている。 曲面部 3 b aとしたのは、 この角部から潤滑油が遠心力 で内輪 3から離れることを防止するためである。
[0073] 各軸受潤滑用間座 8の互いに接触する側の側面には、 内周側に開口した排 油用凹部 8 aがそれぞれ形成されており、 これら両排油用凹部 8 a， 8 aの 内面と、 前記内輪間座 1 7の外径面とで囲まれた空間が排油空間 1 4 Bとさ れている。 この排油空間 1 4 Bは、 両側の転がり軸受 2， 2における前記ノ ズル 9から吐出された潤滑油が排出される空間 1 8に連通させてある。 また、 各軸受潤滑用間座 8の互いに接触する側の側面には、 前記排油用凹 部 8 aから外周側に向けて径方向に延びる溝状排油路 8 bがそれぞれ形成さ れている。 さらに、 各軸受潤滑用間座 8の外輪 4の幅面に接する側面の一部 にも、 径方向に延びる溝状排油路 1 6がそれぞれ形成されている。 なお、 軸 受潤滑用間座 8は、 打傷の発生防止や取扱性向上の見地から、 焼入処理する ことが望ましい。
[0074] 前記ノズル 9から吐出された潤滑油のうち、 前記微小隙間 δへ流入する流 入分を除く残りの潤滑油は、 潤滑油排出経路 1 2から外部に排出される。 こ の潤滑油排出経路 1 2は、 前記両軸受潤滑用間座 8に形成された排油用凹部 8 aからなる排油空間 1 4 Bや、 前記溝状排油路 8 b， 1 6等で構成される 。 なお、 溝状排油路 8 b， 1 6は、 円周方向に複数分配して設けても良い。 使用する冷却油としては、 動力損失の低減および冷却効率の向上の観点から 、 I S Oの粘度が V G 1 0， V G 2以下が望ましい。 また、 動力損失の更な る低減および冷却効率の向上には、 冷却油として粘度が小さく熱伝導率が大 きい水溶性作動油の使用と、 前記軸受潤滑用間座 8の材料として線膨張係数 が低いステンレスを使用することが望ましい。
[0075] 上記構成の多列転がり軸受装置 1 Dの潤滑作用を説明する。 各軸受潤滑用 間座 8の給油路 1 0に圧送された冷却油は、 ノズル 9から吐出されて対向す る内輪 3の幅面の円周溝 7の形成箇所に吹き付けられる。 円周溝 7に吹き付 けられた冷却油の一部は、 その表面張力と内輪 2の回転に伴い冷却油に作用 する遠心力とにより、 内輪 3における円周溝 7の外径側の内壁面から斜面部 3 bに沿って内輪 3の軌道面 3 aに潤滑油として流入する。 このように、 ノ ズル 9から吐出された冷却油が円周溝 7に集油され、 その一部が内輪 3の斜 面部 3 bから軌道面 3 aに流れるので、 軌道面 3 aの全周に均等に潤滑油を 供給できる。 円周溝 7の内壁面から斜面部 3 bへの潤滑油の移動は、 潤滑油 の表面張力、 潤滑油に作用する遠心力、 および斜面部 3 bの傾斜角度を適正 にバランスさせることにより円滑に行わせることができ、 遠心力で潤滑油が 飛散するのを回避できる。 ここでは、 内輪 3の幅面と斜面部 3 bとの交差部 が曲面部 3 b aとされているので、 斜面部 3 bへの潤滑油の移動がより円滑 に行われる。
[0076] 内輪 3の斜面部 3 bには、 隙間 Sを介して軸受潤滑用間座 8の鍔状部 1 1 が被さっており、 この隙間 Sから軌道面 3 aに流れる潤滑油が鍔状部 1 1に よって案内される。 隙間 (5内を流れる潤滑油は、 回転速度や傾斜角度等の各 種の条件により、 斜面部 3 bに付着した流れとならずに、 遠心力の作用で鍔 状部 1 1の内径面側へ押し付けられた状態で流れることがある。 この状態で 流れる潤滑油は、 鍔状部 1 0の先端を出た箇所で、 遠心力で外径側へ降り飛 ばされることになる。 しかし、 鍔状部 1 1は保持器 6の内径側まで延びてい るため、 鍔状部 1 1の先端から外径側へ降り飛ばされた潤滑油は、 保持器 6 の内径面で受けられ、 転動体 5へ供給されることになる。 このため、 内輪 3 の斜面部 3 bと軸受潤滑用間座 8の鍔状部 1 1 との間の隙間 (5に供給された 潤滑油が、 無駄なく潤滑に供されることになる。
なお、 前記隙間 Sを、 斜面部 3 bに沿って流れる潤滑油の油膜よりも狭い 微小隙間とした場合は、 この隙間 Sで流量調整できることから、 前記給油路 1 0への冷却油の流量を外部から調整することなく、 前記微小隙間 Sを流れ る潤滑油の流量を簡単に調整することができる。
[0077] 前記微小隙間 5へ流入する流入分を除く残りの潤滑油は、 潤滑油排出経路
1 2を構成する各軸受潤滑用間座 8の両排油用凹部 8 a， 8 aの内面と内輪 間座 1 7の外径面とで囲まれた排油空間 1 4 B、 各軸受潤滑用間座 8の溝状 排油路 8 b， 1 6を経て排油ポンプ （図示せず） により外部に排出される。 このような経路で排出される冷却油としての潤滑油により、 多列転がり軸受 装置 1 Dは効果的に冷却される。
[0078] この多列転がり軸受装置 1 Dでは、 前記両軸受潤滑用間座 8， 8の互いの 接触側の側面に、 内周面に開口した排油用凹部 8 aをそれぞれ形成して、 こ れら両排油用凹部 8 a , 8 aの内面と内輪間座 1 7の外径面とで囲まれた空 間を排油空間 1 4 Bとし、 この排油空間 1 4 Bを、 両側の転がり軸受 2， 2 における前記ノズル 9から吐出された潤滑油が排出される空間 1 8に連通さ せて潤滑油排出経路 1 2を構成しているので、 上記した提案例の場合のよう に潤滑油排出経路を確保するために軸受潤滑用間座に別の環体を付加する必 要がなく、 それだけ軸受潤滑用間座 8の軸方向寸法を縮小することができる また、 軸受潤滑用間座 8に別の環体を付加する必要がないことから、 部品 点数を削減でき、 工数削減およびコスト低減が可能となる。
[0079] 図 1 2は、 図 1 1に示した第 5実施形態の多列転がり軸受装置 1 Dを備え たスピンドル装置の一例を示す。 このスピンドル装置 2 4 Dは工作機械に応 用されるものであり、 主軸 2 5の先端 （図の左側の端部） に工具またはヮー クのチャックが取付けられる。 主軸 2 5は、 軸方向に離れた複数 （ここでは 2つ） の多列転がり軸受装置 1 Dにより支持されている。 これらの多列転が リ軸受装置 1 Dにおいて、 軸受潤滑用間座 8を介在させて隣合う転がり軸受 2， 2は、 背面組み合わせとされ、 かつ後述のように定位置予圧で使用され る。
[0080] 各多列転がり軸受装置 1 Dにおける両転がり軸受 2の内輪 3は主軸 2 5の 外径面に嵌合し、 外輪 4はハウジング 2 6の内径面に嵌合している。 ハウジ ング 2 6内における両多列転がり軸受装置 1 D， 1 Dで挟まれる軸方向の中 間位置には、 主軸 2 5を駆動するモータ 3 0が配置されている。 そのモータ ロータ 3 1は主軸 2 5に固定され、 モータステータ 3 2がハウジング 2 6に 固定されている。
[0081 ] 各多列転がり軸受装置 1 Dにおける主軸軸端側に位置する転がり軸受 2の 内外輪 3， 4は、 内輪押さえ 2 7および外輪押さえ 2 8により、 主軸 2 5お よびハウジング 2 6の軸方向を向く各段部 2 5 a , 2 6 aとの間で挟み付け 状態で固定されている。 主軸 2 5の一端部には、 内輪押さえ 2 7に押し当て て多列転がり軸受装置 1 Dを固定する軸受固定ナツト 3 3が螺着されている 。 これら主軸 2 5およびハウジング 2 6の段部 2 5 a， 2 6 aと、 各内輪押 さえ 2 7および外輪押さえ 2 8の軸受当接面の位置を所定の位置に設定し、 軸受固定ナツト 3 2を締めつけることで、 2個並んだ転がり軸受 2が定位置 予圧される。 [0082] ハウジング 2 6は、 内周ハウジング 2 6 A、 および外周ハウジング 2 6 B からなる二重構造とされている。 内周ハウジング 2 6 Aには各軸受潤滑用間 座 8の給油路 1 0に連通する潤滑油供給路 3 4と、 排油回収路 3 5と、 ハウ ジング冷却用の給油路 3 6とが設けられている。 各潤滑油供給路 3 4は軸方 向に延びて内周ハウジング 2 6 Aの両端面に開口している。 排油回収路 3 5 は軸方向に延びて外輪押さえ 2 8を貫通している。 この排油回収路 3 5に、 各軸受潤滑用間座 8の潤滑油排出経路 1 2 (図 1 1 ) が連通させてある。
[0083] 前記排油回収路 3 5に流出した排油は、 排油ポンプにより油回収タンクに 回収されて、 冷却油供給装置 （いずれも図示せず） に戻され、 この冷却油供 給装置から前記給油路 1 0に冷却油が再び給油される。 また、 前記冷却油供 給装置から前記給油路 3 6にも冷却油が供給され、 ハウジング 2 6の冷却が 行われる。 ハウジング 2 6を冷却した冷却油は油回収タンクに回収されて、 再び冷却油供給装置に戻される。
[0084] このように、 上記多列転がり軸受装置 1 Dを工作機械のスピンドル装置 2 4 Dの主軸 2 5の支持に用いて、 軸受潤滑用間座 8を介在させる隣合う転が リ軸受 2， 2を、 定位置予定でかつ背面合わせで使用する場合には、 軸受潤 滑用間座 8の軸方向寸法を縮小することができることから、 スピンドル装置 2 4 Dおよび工作機械自体のコンパクト化が可能となる。

Claims

請求の範囲
[1 ] 複数の転がり軸受を並べた多列転がり軸受装置であって、
隣合う転がり軸受の外輪間に一対の軸受潤滑用間座を介在させ、 前記各軸受潤滑用間座は、 対向する転がり軸受の内輪へ潤滑油を吐出する ノズルおよびこのノズルよりも外径側に位置して内輪の外周に被さる鍔部を 有し、
前記隣合う各転がり軸受における前記ノズルから吐出された潤滑油が排出 される空間のそれぞれに連通させる排油空間が、 次の構成 （A ) および （B ) のうちの 1つを備えた多列転がり軸受装置。
構成 （A ) ：前記一対の軸受潤滑用間座の間に単一の中央外輪間座を介在 させ、
前記排油空間は、 前記一対の軸受潤滑用間座と前記中央外輪間座との間で 形成されている。
構成 （B ) ：前記隣合う転がり軸受の内輪間に内輪間座を介在させ、 前記両軸受潤滑用間座の互いの接触側の側面に内周面に開口した排油用凹 部を形成し、
前記排油空間は、 これら両軸受潤滑用間座の前記排油用凹部の内面と前記 内輪間座の外径面との間で形成されている。
[2] 請求項 1において、 前記排油空間が前記構成 （A ) を備え、
前記中央外輪間座は両面に排油用凹部を有し、
前記排油空間が、 この排油用凹部と前記軸受潤滑用間座の側面との間で形 成されている多列転がり軸受装置。
[3] 請求項 1において、 前記排油空間が前記構成 （A ) を備え、
前記隣合う転がり軸受の内輪間に内輪間座を介在させ、
前記排油空間が、 これら軸受潤滑用間座の鍔部突出側と反対側の側面と、 前記中央外輪間座の内径面と、 前記内輪間座の外径面との間で形成されてい る多列転がり軸受装置。
[4] 請求項 1において、 前記排油空間が前記構成 （A ) を備え、 前記一対の軸受潤滑用間座は、 前記中央外輪間座の軸方向一端および他端 の内周側に形成された環状段部に、 それぞれ嵌入されて設けられ、
前記中央外輪間座は両面に排油用凹部を有し、
前記排油空間が、 前記排油用凹部と前記軸受潤滑用間座の側面との間で形 成されている多列転がり軸受装置。
[5] 請求項 4において、 前記内輪の外径部に、 この内輪の端面側から該内輪の 軌道面側に向かう程大径となる内輪傾斜部が設けられ、
前記外輪間座の環状段部に、 この内輪傾斜部と鍔部との間の隙間を調整し 得る調整間座を介して軸受潤滑用間座を設けた多列転がり軸受装置。
[6] 請求項 3において、 前記中央外輪間座は、 矩形断面を有するリング状であ る多列転がり軸受装置。
[7] 請求項 1において、 工作機械の主軸を支持する多列転がり軸受装置であつ て、 前記軸受潤滑用間座を介在させる隣合う軸受は、 定位置予圧でかつ背面 組み合わせで使用される多列転がり軸受装置。
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