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Gebiet der
Erfindung
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Die Erfindung betrifft eine kompakte
Spindel- und Motoreinheit für
eine Werkzeugmaschine zum spanenden Bearbeiten von Werkstücken bei
hohen Drehgeschwindigkeiten in einer genauen Weise.
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Hintergrund
der Erfindung
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Bei der spanenden Bearbeitung mit
Werkzeugmaschinen ist es im Allgemeinen wünschenswert, dass das Werkzeug
eine hohe Spindeldrehzahl und Leistungsfähigkeit besitzt, da in vielen
Anwendungen die Verwendung der erhöhten verfügbaren Leistung und höherer Schnittgeschwindigkeiten
ein verbessertes Schneidergebnis bezüglich der Beschaffenheit und
Genauigkeit der Oberflächen
des geschnittenen Werkstückes
und der Materialabtragsrate und Maschinentaktzeiten liefern kann.
Zum Beispiel können
schwere Schruppschnitte ausgeführt werden,
um die Metallabtragsrate etwa in Fräs- oder Bohrarbeitsschritten
zu maximieren, und die resultierende raue Beschaffenheit und die
Maßschwankungen
können
durch leichte Fertigstellungsschnitte korrigiert werden. Jeder dieser
Arbeitsschritte erfordert, dass solche Dinge wie die Werkzeugdrehzahl,
Vorschubraten und Schnitttiefe sorgfältig ausgewählt werden, um die Taktzeiten
zu minimieren und damit die Produktivität zu verbessern, wobei die
Festigkeit oder Steifigkeit der Spindel der Maschine und die Leistungsbeschränkungen
der Spindel bei den verfügbaren
Pferdestärken
im Sinn behalten wird.
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Typischerweise sind die Motoren für diese Spindeln
Motoren vom Induktionstyp, welche eine Welle der Spindel antreiben,
die ein Schneidwerkzeug trägt,
wobei die Welle durch Lager für
die Drehbewegung getragen wird. Die Spindelwelle kann durch die
Motorantriebswelle angetrieben werden, wobei Leistung über die
Bänder
oder Zahnräder
des Motors übertragen
wird, und das Werkzeug so durch die Spindelwelle und den Motor-Leistungsübertragungs-Getriebezug
mit der Antriebswelle des Motors gekoppelt ist. Die Leistungsanforderungen
für die maschinelle
Bearbeitung sind proportional zur Geschwindigkeit und Schneidkraft,
und die Leistung, die in den Lagern und Zahnrädern der Maschine verloren geht,
nimmt mit der Geschwindigkeit zu. Die PS-Nennleistung des Spindelmotors
muss bei der Wahl eines Werkzeuges berücksichtigt werden, da der Leistungsverbrauch
in direkter Beziehung zu der Metallabtragsrate steht, welche ihrerseits
mit den Produktionsraten in Beziehung steht. Um die Anzahl der erforderlichen
Schnitte zu reduzieren, sollte die Tiefe der Schnitte innerhalb
der Grenzen der Leistung der Werkzeugmaschine und der Menge des
zu entfernenden Materials so groß wie möglich sein. Während die
Schnitttiefe zunimmt, wird die Schneidkraft an dem Werkzeugkopf
größer. Somit
kann, wo relativ tiefe Schnitte gewünscht werden, eine große Menge
an PS-Leistung erforderlich sein. Darüber hinaus können besondere
Arten von maschinellen Bearbeitungsschritten und Werkstückmaterialien
gewisse Leistungsanforderungen diktieren, wie etwa beim Gewindeschneiden
in Stahl, wobei die Spindel ziemlich langsam laufen muss und noch
immer in der Lage sein muss, ein ausreichendes Drehmoment zum Schneiden
zu liefern. Spindeln in vielen gegenwärtigen Werkzeugmaschinen haben
Induktionsmotoren mit begrenzten Leistungsfähigkeiten, so dass die Schneidkräfte auf
einen Wert begrenzt werden müssen,
der die Maschine nicht überlastet.
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Im Allgemeinen ist in jeder maschinellen
Bearbeitung die Leistungsanforderung direkt proportional zu der
Materialabtragsrate. Die Spindelgeschwindigkeit wird von der optimalen
Schnittgeschwindigkeit für
diese besondere Kombination von Werkstückmaterial und Werkzeugmaterial
beherrscht. Die "Spantiefe" ist ein weiterer
wichtiger Faktor, der die Werkzeuglebensdauer beeinflusst. Sie wird
durch die Spindeldrehzahl (U/min) und die Vorschubrate festgelegt.
Um daher eine optimale Spantiefe und eine optimale Schnittgeschwindigkeit
für eine
gegebene Leistungsverfügbarkeit
an dem Werkzeug aufrecht zu erhalten, ist die Schnitttiefe die einzige
Variable, die verändert
werden kann. Dies beeinflusst direkt die Maschinenzeit.
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Für
herkömmliche
Fräsarbeiten
kann die Schnitttiefe zum Beispiel in der Größenordnung von 0,635 cm (0,250
Zoll) für
Schruppen und 0,0635 cm (0,025 Zoll) oder weniger für Schlichten
liegen. Beim Fräsen
von Aluminiumlegierungen, wie etwa für Flugzeugbauteile, sind für gewöhnlich schnellere
und tiefere Schnitte gewünscht,
um die Produktivität
zu verbessern. Schnitttiefen, die mehrere Male größer sind als
normal, wie etwa in der Größenordnung
von 1,27 cm (ein halbes Zoll) oder mehr erfordern größere Leistungsfähigkeiten
als sie in vielen herkömmlichen Werkzeugmaschinen
bereitgestellt werden. Was die Schnittgeschwindigkeiten für Aluminiumlegierungen betrifft,
so werden diese durch die Grenzen der Werkzeugmaschine und auch
durch das Werkstück
bestimmt. Im Allgemeinen kann Aluminium in einem weiten Bereich
von Geschwindigkeiten einfach geschnitten werden. Da jedoch der
thermische Ausdehnungskoeffizient von Aluminiumlegierungen höher sein
kann als der der meisten gewöhnlich
maschinell bearbeiteten Metalle, erfordert die Maßgenauigkeit der
fertiggestellten Teile, dass das Teil während der maschinellen Bearbeitung
kühl gehalten
wird. Hohe Schnittgeschwindigkeit hilft, das Teil kühl zu halten, da
die meiste Wärme,
die während
einer gegebenen Drehung in das Teil eingeleitet wird, während der nächsten Drehung
mit dem Span entfernt wird, und die Zeit für eine Diffusion der Wärme in das
Teil kurz ist. Darüber
hinaus ergeben hohe Geschwindigkeiten im Allgemeinen eine hohe Rate
der Metallabtragung und erzeugen die beste Beschaffenheit (der Oberfläche). Wenn
daher das zu schneidende Aluminiumteil ein Hochgeschwindigkeitsschneiden
zulässt,
ist dies im Allgemeinem wünschenswert.
Jedoch werden, hauptsächlich
auf Grund von Beschränkungen,
die durch die verfügbare
Spindeldrehzahl und PS-Leistung auferlegt werden, Schneidoperationen
mit sehr hoher Geschwindigkeit für
gewöhnlich
nicht an Aluminiumteilen durchgeführt. Somit ist eine Werkzeugmaschine
mit einer Spindel, die tiefe Schnitte und schnelle Geschwindigkeiten
erzeugen kann, wünschenswert,
insbesondere zur Minimierung des Temperaturanstieges in Aluminiumteilen
während
deren maschineller Bearbeitung.
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Die Spindelsteifigkeit besitzt einen
markanten Einfluss auf die maximale Geschwindigkeit, die kein Rattern
verursacht. Rattern ist ein Zustand, in welchem die Schneideinrichtung
der Werkzeugmaschine in Resonanz mit einer Frequenz schwingt, die durch
die natürliche
Frequenz der Spindelwelle bestimmt wird. Mit anderen Worten haben
Spindeln ihre eigene charakteristische oder kritische Geschwindigkeit,
bei welcher die Schwingungen sehr stark werden. Spindeln können nicht
an deren kritischer Geschwindigkeit berieben werden, da ansonsten
harmonische Schwingung auftreten kann. Rattern, das durch Resonanz-
oder harmonische Schwingungen verursacht wird, beeinflusst die Bearbeitungsgenauigkeit
bezüglich
der Toleranzen und der Teilebeschaffenheit negativ. Darüber hinaus
ist die Steifigkeit einer Spindelwelle ein wesentlicher Faktor in
dem Ausmaß der
Durchbiegung, die durch die Schneidkräfte verursacht wird. Werkzeugdurchbiegung
und Rattern, die aus einem Mangel an Spindelsteifigkeit resultieren,
können übermäßigen Werkzeugverschleiß und Bruch,
Beschädigungen
an Werkstücken,
Maßabweichungen
und unannehmbare Oberflächenbeschaffenheit
verursachen.
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Gegenwärtige Spindeln, die für Hochgeschwindigkeitsschneidarbeiten
verwendet werden, können
relativ groß sein
und unvorteilhafte Längen/Durchmesser-Verhältnisse
aufweisen, und der Spindelaufbau und die Lager können daher im Allgemeinen nicht
für die
gewünschte
Steifigkeit sorgen, besonders weil die Lageroberflächen zu
verschleißen
und zu ermüden
beginnen, wodurch Auskolkung in diesen Oberflächen auf Grund der hochfrequenten Schwingungen
und extremen Lastlagerungsbedingungen erzeugt wird, welche bei hohen
Geschwindigkeiten erzeugt werden. Um das Einsetzen von Resonanz-Schwingungen
in diesen Spindeleinheiten zu vermeiden, werden typischerweise niedrigere
Spindeldrehzahlen eingesetzt. Jedoch kann es zum Beispiel in einigen
Fällen
wünschenswert
sein, bei hohen Geschwindigkeiten mit geringeren Vorschüben zu schneiden,
um die Teilebeschaffenheit zu verbessern. Steife Spindeln sind notwendig,
wenn Oberflächenbeschaffenheiten
im niedrigen Mikrozollbereich erreicht werden müssen. Somit ist es wünschenswert,
Werkzeugmaschinen mit steifen Spindeln zu konstruieren, um das Einsetzen
von Resonanz-Schwingungen zu vermeiden, welche Rattern verursachen,
um die Probleme, die aus hochfrequenten Schwingungen resultieren,
zu minimieren oder zu beseitigen, wodurch die Produktion erhöht und die Produktionskosten
verringert werden. Die erhöhte Geschwindigkeit,
die mit einer steifen Spindelkonstruktion möglich ist, kann die Oberflächenbeschaffenheiten
verbessern und die Produktionsraten erhöhen.
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Für
Werkzeugmaschinen ist es auf Grund der beträchtlichen Anzahl von Teilen,
die die Lager bilden, extrem schwierig, Spindeln mit hoher Geschwindigkeit
mit Rollenlagern bereitzustellen, welche einen hohen Grad der Bearbeitungsgenauigkeit leisten
und sehr zufriedenstellende Oberflä chenbedingungen ergeben. Die
Verwendung herkömmlicher Lager
wie etwa Rollen- oder Kugellager zum Tragen der Lasten, die durch
die Spindelwelle aufgenommen werden, insbesondere in Hochgeschwindigkeitsanwendungen,
kann Probleme mit der Genauigkeit verursachen, da sie unter den
hohen Zentrifugalkräften und
der extremen Reibung, den Wärme- und Belastungsbedingungen,
welche bei hohen Geschwindigkeiten erzeugt werden können, ermüden. Darüber hinaus
beträgt
die Lebensdauer dieser Kontaktlager unter einer gegebenen Last typischerweise
eine gewisse Anzahl von Umdrehungen, so dass hohe Geschwindigkeiten
dazu führen,
dass diese Anzahl von Umdrehungen mit einer relativ hohen Rate aufgebraucht
werden, wodurch die Lebensdauer der Rollenlager entsprechend verkürzt wird.
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Eine integrierte Spindel- und Motoreinheit gemäß dem Oberbegriff
von Anspruch 1 ist aus der DE-A-38 34 140 bekannt. Diese bekannte
Einheit setzt pneumatische Lager ein.
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Eine Kombination aus hydrodynamischen und
hydrostatischen Lagern zum Tragen einer Hochgeschwindigkeitsspindel
wird in dem US-Patent 5,462,364 offenbart, wobei die hydrodynamischen Lager
bei Rotation mit hoher Geschwindigkeit effektiv sind, und die hydrostatischen
Lager bei Umdrehungen der Spindel mit niedriger Geschwindigkeit
effektiv sind. Im Allgemeinen können
hydrodynamische Fluid- und hydrostatische Lager im Wesentlichen
größeres Leistungsvermögen entfalten
als übliche
Rolllager; im Besonderen sind diese Fluidlager unempfindlich gegenüber Oberflächendefekten
in dem Lager, sie verschleißen
normalerweise nicht über
die Zeit, sie haben eine große
Belastungskapazität,
und sie sind im Wesentlichen immun gegen momentane Überbelastungen,
welche dazu führen
könnten,
dass Rolllager einkerben und Auskolkung in den Lageroberflächen verursachen.
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In hydrodynamisch gelagerten Spindeln
variiert die Steifigkeit, wenn die Geschwindigkeit variiert, während in
typischen hydrostatischen Lagern Hydrauliköl unter Druck eine gleichmäßigere Steifigkeit liefert.
Somit ist die Stellung der Spindel in Bezug auf das feststehende
Lagerelement unabhängig
von der Drehgeschwindigkeit der Spindelwelle, die von hydrostatischen
Lagern getragen wird, solange der maximal zulässige Lagerbelastungswert,
wie durch den Pumpdruck und die Lagerkonfiguration bestimmt, nicht
erreicht ist, so dass kein Kontakt zwischen der Spindelwelle und
dem feststehenden Lager stattfindet. Trotz dieser Vorteile führt die
Verwendung von Öl unter
Druck in den Lagern zu Problemen in Bezug auf die Abdichtung des
Lagerfluids in der Spindel, so dass sie sich nicht mit Schneidfluiden
vermischt, insbesondere bei hohen Geschwindigkeiten, wobei die Verwendung
von Dichtungen in Kontakt mit schnell rotierenden Teilen dazu neigen
kann, zu verschleißen,
und dadurch ihre Dichtungsfähigkeit
zu verlieren. Viele Schneidfluide sind Wasser-Öl-Emulsionen, und jegliche
Verunreinigung des Schneidfluids mit inkompatiblen Fluiden, wie
Hydraulikölen
für hydrostatische
Lager, kann Probleme verursachen, die von der Erzeugung übermäßiger Schwankungen
in der Beschaffenheit oder den Dimensionen der Werkstücke bis
zur Verkürzung
der Werkzeuglebensdauer reichen. Dichtungsprobleme können verschlimmert werden,
wo die Spindel in einer Werkzeugmaschine vom Nutationstyp verwendet
wird, wobei die Spindel ihre Lagen in Bezug auf die Horizontale
verändert, um
die Wirkungen der Gravitationskräfte
auf das Lagerfluid zu erhöhen,
die dazu neigen, es aus der Spindel abzuziehen, wenn die Spindel
kippt. Dem entsprechend gibt es einen Bedarf nach einer Schneid-Spindel-
und Motorvorrichtung, die eine relativ konstante Steifigkeit und
Belastungskapazität bei
niedrigen Schnittgeschwindigkeiten und bei hohen Schnittgeschwindigkeiten,
z. B. 20.000 U/min oder mehr, aufrecht erhält. Für eine solche Spindel- und
Motorvorrichtung wird ein Spindeldichtungssystem benötigt, welches
einen beträchtlichen
Austritt von Öl
aus Fluidlagern in der Spindel zu dem Schneidfluid an dem Bearbeitungsbereich
bei hohen Arbeitsgeschwindigkeiten der Werkzeugmaschine und wenn
die Spindel feststehend ist, verhindert.
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Hydrostatische Lager werden für gewöhnlich mit
in Umfangsrichtung in einem Abstand angeordneten Taschen konstruiert,
in welche Fluid unter Druck zugeführt wird. Die Taschen sind
von einem Steg- oder Schwellenbereich umgeben, und typischerweise
ist eine Abflussnut in dem Schwellenbereich zwischen neben einander
liegenden Taschen gebildet. Ein Problem, das bei hydrostatischen
Fluidlagern festgestellt wurde, die mit hohen Drehzahlen betrieben
werden, ist die Verminderung des Fluiddrucks in den Taschen, was
die Lagerlastkapazität
der hydrostatischen Lager verringert. Es wird angenommen, dass diese
Verringerung der Lagerlastkapazität an einer Verringerung der
Viskosität
des Öls
auf Grund erhöhter
Turbulenz und Fluidreibung liegt, die in den Lagertaschen bei hohen
Drehzahlen erzeugt wird, was Energieverluste und eine Verminderung
des Fluiddrucks in den Taschen verursacht. Oberhalb gewisser hoher
U/min der Spindelrotation wird die so genannte "viskose Pumpwirkung" des Lagerfluids vorherrschend, -und Öl in der
Tasche wird in beträchtlichen
Mengen herausgepumpt; und in Ermangelung nachströmenden Öls wird der Taschendruck verringert,
wobei die hydrostatische Kapazität
der Fluidlager drastisch beeinflusst wird, was unerwünscht ist.
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In dieser Hinsicht ist es wichtig,
in den Lagern bestimmte minimale Zwischenräume aufrecht zu erhalten, um
ihre Lagerlastkapazität
ausreichend für
die erhöhten
Lasten zu halten, die bei den hohen Drehzahlen, mit welchen die
vorliegende Spindel betrieben werden kann, erfahren werden. Zusätzlich zu dem
viskosen Pumpen des Lagerfluids, wobei hohe Temperaturen eine thermische
Ausdehnung der Spindel verursachen, können die in feststehenden Lagern
voreingestellten Zwischenräume
unter ihre minimalen Toleranzen verringert werden, welche für eine entsprechende
Lagerlastkapazität
notwendig sind, und Bearbeitungsfehler auf Grund der thermischen
Verformung der Spindelbauteile können
auftreten.
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Zusammenfassung
der Erfindung
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In Übereinstimmung mit der vorliegenden
Erfindung wird eine integrierte Spindel- und Motoreinheit einer
Werkzeugmaschine gemäß dem unabhängigen Anspruch
1 bereitgestellt, die einen großen Schnittgeschwindigkeitsbereich
aufweist, wobei die Steifigkeif und die Belastungskapazität zufriedenstellend
bleiben. Die integrierte Spindel- und Motoreinheit umfasst hydrostatische
Fluidlager, um die Einheit mit erhöhter Steifigkeit für verbesserte
Schneidgenauigkeit zu versehen, wenn in dem vollen Bereich von Geschwindigkeiten
geschnitten wird, bei welchen zu laufen die vorliegende Spindeleinheit
konstruiert wurde. In der bevorzugten Form der Erfindung ist eine
Spindelwelle in einem Gehäuserahmen zur
Rotation bei Geschwindigkeiten von bis zu 20.000 Umdrehungen pro
Minute ("U/min") oder mehr montiert,
die mit einem ersten Motorabschnitt an der Spindelwelle zwischen
ihren Enden und einem zweiten Motorabschnitt an dem Rahmen, der
mit dem ersten Motorabschnitt zusammenwirkt, um die Spindelwelle
drehbar anzutreiben, versehen ist. Die bevorzugte Ausführungsform
arbeitet bei Geschwindigkeiten bis zu 20.000 U/min, während andere
kleinere Konstruktionen bei Geschwindigkeiten bis zu 40.000 U/min
arbeiten könnten.
Hydrostatische Lager sind benachbart zu den Enden der Welle gebildet
und werden mit Hochdruckfluid beliefert, um die Welle in dem Rahmen
zum drehbaren Antrieb derselben zu tragen. Durch den Einsatz hydrostatischer
Lager sorgt die vorliegende Spindel für eine im Wesentlichen gleichmäßige Festigkeit
oder Steifigkeit und Lagerlastkapazität über ihren gesamten Betriebsbereich.
Darüber
hinaus gibt es, da der Motor mit der Spindel mit einem Abschnitt
derselben an der Spindelwelle integriert ist, keine Leistungsverluste,
die den Leistungsübertragungszahnrädern oder
-bändern
zuzuschreiben sind, wie bei herkömmlichen Spindelmotoren.
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Die integrierte Spindel- und Motoreinheit
gemäß der gegenwärtigen Erfindung
setzt Dichtungen ein, die in einer berührungsfreien, in einem Abstand angeordneten
Relation mit der Spindelwelle stehen, um das Lagerfluid während Schneidarbeitsgängen innerhalb
der Spindel und weg von dem Schneidwerkzeug zu halten. Wie zuvor
erwähnt,
kann die Verwendung von Hydrauliköl in den Fluidlagern Probleme
darstellen, wenn ein solches Fluid aus der Spindel in die Werkzeug/Werkstück-Schnittstelle austritt
und das Schneidfluid verunreinigt, welches typischerweise eine Lösung auf
Wasserbasis ist. Darüber
hinaus neigen Dichtungen vom herkömmlichen Kontakt-Typ bei hohen
Schnittgeschwindigkeiten zu verschleißen, was einen Austritt durch
diese hindurch gestattet. In der vorliegenden integrierten Spindel-
und Motoreinheit sind die Dichtungen vom berührungsfreien Typ, und somit
gehen sie dem Verschleißproblem
aus dem Weg, das bei herkömmlichen
Kontaktdichtungen bei hohen Geschwindigkeiten auftritt.
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Die Dichtungen umfassen Labyrinthdichtungen,
vorzugsweise an den vorderen und hinteren Enden der Welle benachbart
zu den Lagern, um einen gewundenen Pfad zu definieren, durch den
das Lagerfluid hindurchwandern muss, um daraus auszutreten. Aerostatisch
schwimmende Ringdichtungen sind vorzugsweise benachbart zu und nach
außen von
den Labyrinthdichtungen an der Spindelwelle vorgesehen, wobei sich
die Labyrinthdichtungen zwischen den schwimmenden Ringdichtungen
und den Lagern entlang der Spindelwelle befinden. Die schwimmenden
Ringdichtungen werden mit Hochdruckluft versorgt, um einen aerostatischen Film
zwischen der Welle und den schwimmenden Ringdichtungen zu bilden,
um Lagerfluid, das durch die Labyrinthdichtungen austreten könnte, in
der Spindel zu halten. Auf diese Weise sind die Dichtungen hierin wirksam,
um das Lagerfluid davon abzuhalten, aus der Spindel auszutreten,
ohne einen Kontakt mit der Spindelwelle zu erfordern, was andernfalls
schädlich für die Dichtungen
sein könnte,
insbesondere bei einer Hochgeschwindigkeitsdrehung der Spindel.
Somit besitzt die vorliegende integrierte Spindel- und Motoreinheit
ein Dichtungssystem, welches das Lagerfluid darin hindert, aus der
Spindel auszutreten und zu dem Schneidfluid zu gelangen, sogar während Schneidarbeitsschritten
mit hoher Geschwindigkeit, und wenn die Spindel in verschiedene
Stellungen zu der Horizontalen gekippt ist.
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Um die Steifigkeit bei Drehzahlen
von etwa 20.000 U/min ohne Resonanz-Schwingungen aufrecht zu erhalten, muss
die Spanne zwischen den hydrostatischen Lagern kurz sein. Um eine
hohe Leistungs, z. B. 74,57 kW (100 PS) in einer solchen kurzen
Spanne zu erzielen, ist der Motor für die integrierte Spindel-
und Motoreinheit vorzugsweise ein Permanentmagnetmotor, wobei der
zweite Motorabschnitt ein Stator ist, der in dem Rahmen befestigt
ist, und der erste Motorabschnitt ein Rotor mit Permanentmagneten
ist, der an der Spindelwelle drehbar in dem Rahmen montiert ist.
Der Permanentmagnetmotor hierin würde eine gegenüber herkömmlichen
Induktionsmotoren erhöhte
Leistung liefern, welche Übertragungszahnräder und/oder
-bänder
einsetzen, in welchen Leistung verloren gehen kann. Somit wäre die integrierte
Spindel- und Motoreinheit in der Lage, sowohl mit hoher Geschwindigkeit,
d. h. bis zu 20.000 U/min, betrieben zu werden, während sie gleichzeitig
erhöhte
Leistung an den Werkzeugkopf liefert. Somit kann nicht nur die Spindel
bei hohen Geschwindigkeiten betrieben werden, sondern es können mit
den erhöhten Leistungsfähigkeiten
auch schwere und tiefe Schnitte zum Entfernen großer Mengen
von Metall mit jedem Schnitt ausgeführt werden.
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Ein weiteres vorteilhaftes Merkmal,
insbesondere in der Anordnung des Permanentmagnetmotors in der Spindel-
und Motoreinheit hierin, besteht darin, dass der Rotor mit den Permanentmagneten
an der Spindelwelle mit einer Schrumpfsitzverbindung montiert sein
könnte,
um für
eine feste, sichere Befestigung zwischen der Welle und dem Rotor
während
einer Hochgeschwindigkeitsdrehung der Welle zu sorgen. Hochdruck-Hydraulikfluid würde in Fluiddurchgänge oder
-kanäle,
die in dem Rotorkörper
gebildet sind, zugeführt
werden, um die Bohrung zu erweitern, so dass der Rotor in geeigneter
Weise an der Welle relativ zu dem Stator, der an dem Spindelrahmen
montiert ist, platziert werden könnte. Wenn
der Rotor an der Welle in Stellung wäre, würde der Fluiddruck weggenommen,
um zuzulassen, dass die ausgedehnte Rotorbohrung schrumpft und fest auf
der Spindelwelle zur Hochgeschwindigkeitsrotation mit dieser eingreift.
Darüber
hinaus würde
eine Konstruktion des Rotors für
die Ausdehnung in vorteilhafter Weise zulassen, dass er besser eine
thermische Ausdehnung der Spindelwelle während Hochgeschwindigkeitsschneidarbeitsgängen aufnehmen
kann.
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Die schwimmenden Ringdichtungen können poröse Ringkörper umfassen,
welche an den vorderen und hinteren Enden der Spindelwelle in beabstandeter
Relation dazu montiert sind, und welche mit Hochdruckluft versorgt
werden, die einen aerostatischen Film zwischen der Welle und den
Ringdichtungskörpern
bildet, und zum Durchsickern von Luft durch die Poren der Ringkörper, um
das Austreten von Lagerfluid durch diese einzuschränken.
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In einer bevorzugten Form umfasst
die Spindelwelle schräge
Flächen
an ihren vorderen und hinteren Enden und die hydrostatischen Lager
befinden sich an den schrägen
Flächen
der Spindelwelle, um sowohl axiale als auch radiale Lasten aufzunehmen.
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Zumindest eines der Lagerelemente,
vorzugsweise das hintere konische Lagerelement, könnte an
dem Spindelgehäuse
durch eine verschiebbare Lageranbringung montiert sein, so dass,
wenn die Spindel läuft,
die Auswirkungen der thermischen Ausdehnung auf die Spindel minimiert
würden,
indem zugelassen wird, dass das Lagerelement sich verschiebt, um
Zwischenräume
zwischen den gegeneinander laufenden Lager- und Wellenoberflächen an
einem Abstand zu halten, der ausreichend ist, um für eine geeignete
Lagerlastkapazität
in den hydrostatischen Lagern zu sorgen. Auf diese Weise würden keine übermäßigen Lasten
auf die Welle gebracht werden, welche die Spindel auf Grund von Zwischenräumen zwischen
den Flächen
beschädigen
könnten,
die unter die annehmbaren Toleranzen fallen, wenn das Metall der
Spindelbauteile einer Ausdehnung auf Grund der hohen Temperaturen,
die im Verlauf von Schneidarbeitsgängen erzeugt werden, unterliegt,
und die Genauigkeit der Bearbeitung würde trotz der Ausdehnung der
Welle bei hohen Temperaturen aufrecht erhalten. Vorzugsweise ist das
hintere Lagerelement mit einer Federkraft von ungefähr 13344,67
N (3.000 Pfund) federbelastet, welche durch die Ausdehnung der Spindelwelle überwunden
wird, wobei das Lagerelement auf Rollenlementen gleitet, um die
Zwischenräume über einem bestimmten
minimalen Toleranzniveau zu halten, um eine geeignete Lagerlastkapazität in den
Lagern aufrecht zu erhalten.
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Die Spindelwelle kann eine axiale
Bohrung, die sich durch diese hindurch erstreckt, mit einem erweiterten
Werkzeughalter-Aufnahmebuchsenabschnitt der Bohrung an dem vorderen
Ende der Welle, umfassen. Ein Werkzeughalter kann in dem erweiterten
Buchsenabschnitt montiert sein und ein Werkzeugwechsler ist in der
Wellenbohrung zum Befestigen des Werkzeughalters in der Buchse und
zum Freigeben des Halters daraus, um Werkzeuge an der Spindel zu
wechseln, vorgesehen.
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Vorzugsweise liefert eine Druckfluidquelle Fluid
mit Drücken
von mindestens 82,737 bar (1200 psi) an die hydrostatischen Lager,
um die Lager mit einer hohen Lagerlastkapazität zu versehen. Der Motor kann
einen Hohlraum besitzen, der mit geringfügig unter Druck gesetzter Luft
versorgt wird, um dabei zu helfen, das Lagerfluid vom Austreten
in den Motorhohlraum hinein abzuhalten.
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In Übereinstimmung mit einer bevorzugten Ausführungsform
der Erfindung wird eine integrierte, motorisierte Spindeleinheit
in einer Werkzeugmaschine für
Hochgeschwindigkeitsschneidarbeitsgänge bereitgestellt. Die Spindeleinheit
umfasst eine Spindelwelle, die um eine zentrale Achse durch die Welle
drehbar ist, welche sich durch die Welle erstreckt, zum Rotieren
des daran montierten Schneidwerkzeuges zum Hochgeschwindigkeitsschneiden von
Werkstücken.
Ein Motor treibt die Spindelwelle mit Geschwindigkeiten von bis
zu 20.000 U/min an. In einem Gehäuse
für die
Spindeleinheit ist die Spindelwelle und der Motor montiert. Schräge Lagerflächen sind
an der Welle mit einer Neigung zu der Wellendrehachse gebildet.
Schräge
Flächen
werden in. dem Gehäuse
vorgesehen, welche zu den schrägen Flächen der
Welle weisen und mit diesen zusammenwirken, um hydrostatische Lager
zur Aufnahme von axialen und radialen Lasten zu bilden. Öl wird bei Drücken von
mindestens 68,948 bar (1000 psi) zu den Lagern geliefert, um die
Lasten zu tragen, die während
des Drehantriebs der Spindelwelle erzeugt werden. Eine Labyrinthdichtung
ist benachbart zu der Lagertasche vorgesehen und definiert einen
gewundenen Bewegungspfad durch diesen hindurch, um einen Austritt
von Lagerfluid durch den Labyrinthdichtungspfad hindurch zu verhindern.
Schwimmende Ringdichtungen sind benachbart zu den Labyrinthdichtungen
vorgesehen, um zu verhindern, dass Lagerfluid, das durch die Labyrinthdichtung
austreten kann, wenn die Spindelwelle nicht rotiert, aus der Spindeleinheit
austritt, und insbesondere von der Vorderseite der Spindel zu der
Werkzeug/Werkstück-Oberfläche.
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Vorzugsweise weist der Motor eine
Ausgangsleistungskapazität
auf, die mit etwa 100,67 kW (135 PS) angegeben ist, mit etwa zumindest
74,57 kW (100 PS) an dem Schneidwerkzeug zum Schneiden auf Grund
der Fluidreibungsverluste in den Lagern. Auf diese Weise lässt die
integrierte, motorisierte Spindeleinheit sowohl extrem schnelle
als auch schwere Schneidarbeitsgänge
an einem Werkstück ohne
Angst vor einer Überlastung
der Spindel auf Grund eines Mangels an ausreichender Leistung an dem
Werkzeugkopf zu.
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Die Spindelwelle kann einen proximalen
Abschnitt benachbart zu dem vorderen Ende der Spindelwelle, wo das
Schneidwerkzeug getragen wird, und einen distalen Abschnitt axial
einen vorbestimmten Abstand von dem proximalen Abschnitt nach hinten
beabstandet besitzen. Die hydrostatischen Lager sind um den proximalen
Abschnitt der Welle und dem distalen Abschnitt der Welle herum gebildet.
Vorzugsweise umfasst der Motor einen ersten Motorteil auf der Spindelwelle
zwischen den proximalen und distalen Abschnitten und einen zweiten
Motorteil an dem Gehäuse,
der mit dem ersten Motorteil zusammenwirkt, um die Spindelwelle
mit Drehzahlen von bis zu 20.000 Umdrehungen zu rotieren. Der vorbestimmte
Abstand zwischen den Spindelwellenabschnitten ist ausreichend klein;
so dass die Spindelwelle eine dynamische Steifheit aufweist, die
ausreichend ist, um das Einsetzen von Hochgeschwindigkeits-Resonanzschwingungen
der Welle während
eines Antreibens der Welle zwischen dem Start und bis zu 20.000
U/min zu vermeiden. Der Motor kann ein Permanentmagnetmotor sein,
wobei der zweite Motorabschnitt ein Stator ist und der erste Motorabschnitt
ein Rotor ist, der Permanentmagnete, die an dem Rotor befestigt
sind, umfasst. Der Motor kann eine Ausgangsleistungskapazität aufweisen,
die mit mindestens 100,67 kW (135 Pferdestärken) angegeben ist, wobei
die Lager an dem proximalen Abschnitt der Welle und an dem distalen
Abschnitt der Welle mit einem Abstand beabstandet sind, der kleiner
als 40,64 cm (16 Zoll) ist. Die Spindeleinheit hierin ist relativ
klein und kompakt, wobei die hydrostatischen Lager nahe axial in
einem Abstand entlang der Spindelwelle angeordnet sind, um eine
sehr starre und steife Spindel für
genaue Schneidarbeitsgänge
bei hohen Drehzahlen bereitzustellen.
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In einer weiteren Form der Erfindung
kann die Spindel- und Motoreinheit, die hydrostatische Lagerelemente
umfasst, mit den Lagerelementen versehen sein, die Hochdruck-Lagertaschen
um die Spindelwelle herum, um Hochdrucköl zum Tragen der Welle zur
Rotation aufzunehmen, und Niederdruck-Taschen zwischen den Hochdruck-Lagertaschen,
um Niederdrucköl
darin aufzunehmen, umfassen. Die Niederdruck-Taschen werden während des Spindelbetriebs
mit Niederdrucköl
voll gehalten, so dass die viskose Pumpwirkung des Fluids in den
Lagertaschen zurück
gegen die Drehrichtung der Spindelwelle nicht den Fluiddruck in
den Lagertaschen negativ beinflusst. Somit arbeitet die vorliegende Spindeleinheit,
welche die Niederdruck-Taschen umfasst, zuverlässig mit geeignetem Lagerdruck,
sogar bei hohen Drehzahlen, welche andernfalls dazu neigen würden, die
Belastbarkeit der hydrostatischen Lagern auf Grund des viskosen
Pumpens des Lagerfluids in den Lagertaschen negativ zu beeinflussen.
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Kurzbeschreibung
der Zeichnungen
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1 ist
eine schematische Ansicht einer integrierten Spindel- und Motoreinheit
für eine
Werkzeugmaschine in Übereinstimmung
mit der vorliegenden Erfindung, welche eine Spindelwelle und einen
Motor in einem Gehäuserahmen
zeigt;
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2 ist
eine vergrößerte Schnittansicht
des vorderen Endes der Spindelwelle, die vordere hydrostatische
Lager für
die Welle und ein Dichtungssystem, um das Lagerfluid an einem Austritt
aus der Spindeleinheit heraus zu hindern, zeigt;
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3 ist
eine vergrößerte Ansicht
des hinteren Abschnittes der integrierten Spindel- und Motoreinheit,
welche eine verschiebbare Lageranbringung zwischen einem hinteren
Schenkelabschnitt des Spindelgehäuses
und einem hinteren Lagerelement zeigt;
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4 ist
ein vordere Aufrissansicht einer alternativen Spindel- und Motoreinheit
gemäß der vorliegenden
Erfindung, die in Durchsicht die Lagerfluidkanäle für die radialen Lagertaschen
zeigt;
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5 ist
eine Schnittansicht entlang der Linie 5–5 von 4 der alternativen Spindel- und Motoreinheit,
welche einen Rotor des Motors zeigt, der Hydraulikfluid-Durchgänge für die Schrumpfsitzverbindung
des Rotors an der Spindelwelle umfasst;
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6 ist
eine vordere Aufrissansicht der alternativen Spindel- und Motoreinheit ähnlich der 4 mit Lagerfluidkanälen in Durchsicht
für Niederdruck-Taschen
zwischen den radialen Lagertaschen;
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7 ist
eine vergrößerte Schnittansicht entlang
der Linie 6–6
von 6 des vorderen Abschnittes
der alternativen Spindel- und Motoreinheit, die ein Dichtungssystem
für die
Dreh- und Axiallager zeigt, das im Wesentlichen ähnlich dem Dichtungssystem
von 2 ist;
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8 ist
eine perspektivische Ansicht eines der Lagerelemente, welche radiale
Lagertaschen und Niederdruck-Taschen zwischen den radialen Lagertaschen
zeigt;
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9 ist
eine Aufrissansicht des Lagerelements von 8, welche die Lagerfluidkanäle in dem Lagerelement
in Durchsicht zeigt; und
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10 ist
eine Schnittansicht des Lagerelements von 8 und 9 entlang
der Linie 10–10
von 9.
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Detaillierte
Beschreibung der bevorzugten Ausführungsform
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In 1 wird
eine integrierte Spindel- und Motoreinheit gemäß der vorliegende Erfindung
schematisch gezeigt und allgemein mit der Bezugszahl 10 bezeichnet.
Die integrierte Spindel- und Motoreinheit 10 umfasst ein
feststehendes Gehäuse 12,
in welchem eine Spindelwelle 14 zur Drehbewegung durch einen
Motor 16 angetrieben wird, der ebenfalls in dem Gehäuse 12 um
die Spindelwelle herum montiert ist. Die Spindelwelle 14 kann
bei Geschwindigkeiten von bis zu 20.000 Umdrehungen pro Minute angetrieben
sein, und wird auf eine steife Art durch hydrostatische Lager getragen,
im Allgemeinen mit 18 bezeichnet, die um die Spindelwelle 14 herum
in dem Gehäuse 12 gebildet
sind. Noch spezieller besitzt die Spirdelwelle 14 hydrostatische
Lagerkissen 20 sowohl um ihr vorderes Ende 14a als
auch um ihr hinteres Ende 14b herum. Vorzugsweise sind
vier in einem gleichen Abstand angeordnete Kissen 20 sowohl
um das vordere Ende 14a als auch um das hintere Ende 14b der
Welle 14 herum gebildet. Der axiale Abstand zwischen den
vorderen und hinteren Lagerkissen 20 ist relativ kurz,
so dass die Spindelwelle 14 in einer starren Weise in dem
Gehäuse 12 mit
hohen Niveaus von dynamischer Steifigkeit montiert ist, sogar wenn
sie durch den Motor 16 zur Hochgeschwindigkeitsdrehung
derselben angetrieben wird. Darüber
hinaus ist die gesamte Länge
der Spindelwelle 14, einschließlich ihrer Abschnitte, die
sich über die
Lager 18 hinaus erstrecken, relativ kurz. Somit erhöht die kurze
Spindel 14 mit einem kurzen axialen Abstand zwischen vorderen,
und hinteren Lagerkissen 20 die kritische Geschwindigkeitsschwelle,
bei welcher die Spindel angetrieben werden muss, bevor Resonanzschwingungen
auftreten, welche in diesem Beispiel bei einer Geschwindigkeit über 20.000 U/min
liegt. In dieser veranschaulichten Ausführungsform der Erfindung beträgt die Spanne
zwischen der Mitte der jeweiligen Lager 18 etwa 40,46 cm
(16 Zoll) für
einen Motor mit 74,57 kW (100 PS). Offensichtlich dienen dieser
Abstand und diese Leistung nur der Veranschaulichung, und nicht
der Einschränkung.
Das heißt,
die Lagerkissen 20 am vorderen Ende 14a der Welle
nahe der Befestigung des Schneidwerkzeug 22 ebendort, wie
hierin im Folgenden noch genauer besprochen werden wird, sind axial
in einem Abstand von 16 Zoll von den Lagerkissen 20 an
dem hinteren Ende 14b der Welle distal von dem Schneidwerkzeug 22 angeordnet.
Somit können durch
die Vorsehung einer engen axialen Beabstandung zwischen hydrostatischen
Lagerkissen 20 an der Vorder- und Hinterseite der relativ
kompakten integrierten Spindel- und Motoreinheit 10 hierin
hohe Schnittgeschwindigkeiten und – Lasten gehandhabt werden,
während
noch immer für
genaue Schnitte an Werkstücken
gesorgt wird, da Resonanz-Schwingungen der Spindelwelle 14 vermieden
werden.
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Der Motor 16 ist vorzugsweise
ein Permanentmagnetmotor, wobei der Motor 16 einen Statorabschnitt 26,
der an dem feststehenden Gehäuse 12 montiert
ist, und einen Rotorabschnitt 24 umfasst, der an der Spindelwelle 14 montiert
ist, welcher auch die Permanentmagnete umfasst. Wie zuvor erwähnt, ist
die Welle, um die kritische Geschwindigkeit der Spindelwelle 14 zu
erhöhen,
so konstruiert, dass sie relativ kurz ist, was auch die Länge des
Rotors 24 bestimmt, der an der Welle 14 in der
integrierten Konstruktion hierin vorgesehen sein kann. Dementsprechend
muss der Motor 16 in der Lage sein, eine Menge an Leistung
in einer kurzen Spanne zu liefern, was der vorliegenden Spindeleinheit 10 erhöhte Leistungsfähigkeit
gegenüber
gegenwärtigen
Spindeln verleiht, die Induktionsmotoren einsetzen. Hierin hat der
Motor mit 74,57 kW (100 PS) eine axiale Länge von 22,86 cm (9 Zoll),
und der Stator hat einen Durchmesser von etwa 22,86 cm (9 Zoll).
Der tatsächliche
Motor scheint etwas mehr quadratisch im Querschnitt zu sein als
in den Zeichnungen dieser Anmeldung abgebildet wird. Der Permanentmagnetmotor 16 hierin
vermeidet die Verwendung der Übertragungsbänder und
-Zahnräder
von früheren
Induktionsmotoren und die damit verbundenen Leistungsverluste. Darüber hinaus
kann der Permanentmagnetmotor 16 höhere Pferdestärkenniveaus
an den Werkzeugkopf in einer kürzeren
Spanne liefern als herkömmliche
Induktionsmotoren. Der Permanentmagnetmotor wird bevorzugt, obwohl
er kostspieliger ist als ein vergleichbarer Induktionsmotor. Somit
besitzt die vorliegende kompakte Hochgeschwindigkeits-Spindeleinheit 10 zusätzlich zu
der Eignung für höhere Geschwindigkeiten
und zu der verbesserten Steifigkeit auch eine erhöhte Pferdestärken-Kapazität, um größere Flexibilität in den
verschiedenen Arten von Schneidarbeitsgängen, die durchgeführt werden
können,
vorzusehen, z. B. Schrupp- und Fertigstellungsschnitte wie etwa
bei Bohr- und Aufsenkarbeitsschritten, und die Effizienz in der
Durchführung dieser
unterschiedlichen Arten von maschinellen Barbeitungsschritten.
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Es wird bevorzugt, dass der Rotor 24 einen länglichen
ringförmigen
Körper 24a besitzt,
welcher mit einer Schrumpfsitzverbindung an der Spindelwelle versehen
ist, wie in Bezug auf die alternative Spindel- und Motoreinheit 200 in 5 gezeigt. Der Rotorkörperabschnitt 24a,
wie er in der Spindel- und Motoreinheit 200 verwendet
wird, umfasst ringförmige
Ausnehmungen 27, die in seinen vorderen und hinteren Seitenflächen gebildet
sind, wobei die untere vertiefte Oberfläche 27a der vorderen
ringförmigen Ausnehmung
gegen eine Schulter angeschlagen ist, die an der Spindelwelle gebildet
ist, um den Rotorabschnitt 24 in der geeigneten axialen
Stellung an dieser zu platzieren. Die axialen Durchgänge 29 sind
in dem Rotorkörper 24a gebildet
und erstrecken sich in Längsrichtung
entlang der Länge
des Körpers 24a, und öffnen sich
an der unteren vertieften Oberfläche 27b der
hinteren ringförmigen
Ausnehmung 27. Mehrere Längsdurchgänge 29 sind in Umfangsrichtung
in einem Abstand um den Rotorkörper 24a zum
Zuführen
von Hochdruck-Hydraulikfluid zu kurzen radialen Durchgängen 31,
die sich radial von den Längsdurchgängen 29 erstrecken,
angeordnet. Vorzugsweise sind zwei axial in einem Abstand angeordnete
radiale Durchgänge 31 für jeden
Längsdurchgang 29 vorgesehen.
Die Durchgänge 31 erstrecken
sich radial zu einer Öffnung
an kreisförmigen
Nuten 31a, die in der Oberfläche 33 der durchgehenden
Bohrung des Rotorkörpers 33 gebildet
sind, sich um die Welle herum, erstrecken und Hochdruckhydraulikfluid
von axial ausgerichteten radialen Durchgängen 31 empfangen,
um Hochdruckhydrauliköl
zwischen die Oberflächen
der Welle und der Rotorbohrung 33 zuzuführen. Auf diese Weise kann
der Körper 24a des
Rotorabschnitts 24 erweitert werden, um zuzulassen, dass
er in geeigneter Weise an der Spindelwelle relativ zu dem Statorabschnitt 26,
der an dem Gehäuserahmen 12 angebracht
ist, orientiert wird. Wenn der Rotorkörper 24a in geeigneter
Weise orientiert ist, wird die Hochdruckhydraulik von den Längsdurchgängen 29 entfernt,
was dem Rotorkörper 24a gestattet,
und insbesondere dessen durchgehender Bohrung 33, auf die
Wellenoberflächen
zu schrumpfen, um den Rotorabschnitt 24 fest und sicher
auf die Welle zur Rotation mit derselben in Eingriff zu bringen.
Der erweiterbare Rotorkörper 24a ist
auch insofern vorteilhaft, als der erweiterbare Rotor 24a,
wenn die Spindelwelle einer thermischen Ausdehnung unterliegt, etwa während des
Hochgeschwindigkeitsbetriebs derselben, besser die Ausdehnung der
Spindelwelle aufnehmen kann, ohne Probleme für den Motor 16 zu verursachen.
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Die Lager 18 für die Spindeleinheit 10 werden
als Nächstes
noch genauer beschrieben. Die Spindelwelle 14 umfasst einen
zentralen Hauptabschnitt 15 mit größerem Durchmesser, an welchem der
Rotorabschnitt 24 des Motors montiert ist, wobei sich die
Wellenenden 14a und 14b an beiden Seiten derselben
befinden. Die Enden 14a und 14b der Spindelwelle
umfassen konische Abschnitte 17 und 19, welche
sich nach unten zu jeweiligen vorderen und hinteren ringförmigen Abschnitten 30 und 32 mit kleinerem
Durchmesser verjüngen.
Die vorderen und hinteren konischen Abschnitte 17 und 19 umfassen jeweilige äußere Oberflächen 34 und 36,
welche relativ zu der Längsachse 37 der
Spindelwelle 14, um welche sich die Welle dreht, schräg sind.
Der vordere Gehäuseabschnitt 12a und
der hintere Gehäuseabschnitt 12b umfassen
jeder einen radial nach innen ragenden Lagerabschnitt 38 und 40,
an welchem schräge
Flächen 38a und 40a vorgesehen
sind, die zu jeweiligen schrägen
Flächen 34 und 36 an
der Spindelwelle 14 benachbart und diesen zugewandt wird.
Die schrägen
Flächen 34 und 36 der
Spindelwelle 14 und die entsprechenden schrägen Flächen 38a und 40a an
den Lagerabschnitten 38 und 40 wirken zusammen,
um die hydrostatischen Lagerkissen 20 zur Aufnahme sowohl
der radialen als auch der axialen Lasten zu bilden, die während des
drehenden Antriebs der Welle 14 und der maschinellen Bearbeitungsschritte
mit der Spindeleinheit 10 erzeugt werden. Die Lagerkissen 20 sorgen
für verbesserte
Steifigkeit und eine Verringerung in der Anzahl der beweglichen
Teile gegenüber
herkömmlichen
Kontakt-Rollelementlagern, was die vorliegende Spindeleinheit 10 weniger
anfällig
für Schwingungen
macht, eine schwerwiegende Einschränkung von Spindeln, die nur
herkömmliche
Lager verwenden. Darüber
hinaus sehen die hydrostatischen Lagerkissen 20 eine Dämpfungsfunktion,
wie sie bei herkömmlichen
Lagern nicht vorhanden ist, vor, so dass, wenn die Welle 14 zu
schwingen beginnt, das Fluid in den Kissen 20 bewirkt,
dass die Schwingung zerstreut und gedämpft wird, bevor sie sich zur
Resonanz aufbauen kann. Es wurde herausgefunden, dass mit den hydrostatischen
Lagern die Steifigkeit der Spindeleinheit 10 hierin von
ungefähr
131345,14 N/mm (750.000 Pfund/Zoll) für kurze Werkzeuglängen, bis
ungefähr 61294,398
N/mm (350.000 Pfund/Zoll) fürgrößere Werkzeuge
reichen kann.
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Wie in 1 schematisch
dargestellt, wird den Lagerkissen 20 unter Druck gesetztes Öl über das Ölrückführungssystem
zugeführt,
das ein Lagerölzufuhrmittelumfasst
und allgemein mit 42 bezeichnet wird. Das Ölzufuhrmittel 42 umfasst
jeweilige Ölzufuhrdurchgänge 42a und 42b,
die in den vorderen und hinteren Gehäuseabschnitten 12a und 12b gebildet
sind, zum Zuführen
von Öl
von dem Zufuhrmittel in den Innenraum des Gehäuses 12 zu den Lagerkissen 20.
Vorzugsweise kann das Ölzufuhrmittel Öl, das unter
einen Druck von zumindest 68,498 bar (1000 psi) gesetzt ist, zu
den Lagerkissen 20 zuführen,
um die erhöhten
Lasten, die während
des drehenden Antreibens der Spindelwelle 14 mit hoher Geschwindigkeit
erzeugt werden können,
zu tragen. Noch bevorzugter liegt der Druckbereich für das Öl, das den
Lagerkissen 20 zugeführt
wird, zwischen 82,737 bis 103,421 bar (1200 bis 1500 psi). Wie zuvor
besprochen, verleiht bei hydrostatischen Lagern das Öl unter
Druck den Lagern deren Kapazität,
die Belastung zu tragen. Somit wird hierin die Spindelwelle 14 durch
das Hochdrucköl
mit erhöhter
Belastungskapazität
versehen, welche im Wesentlichen durch den gesamten Bereich der
Drehantriebsgeschwindigkeiten vom Start bis zu 20.000 U/min konstant
ist, da die Belastungskapazität
in hydrostatischen Lagern unabhängig
von der Drehgeschwindigkeit der Welle 14 ist. Solange der
maximal zulässige Belastungswert
nicht erreicht ist, findet kein Kontakt zwischen der Welle 14 und
den Lagerabschnitten 38 und 40 des Gehäuses statt.
Auf diese Weise bleibt die Belastungskapazität und die Steifigkeit der Spindeleinheit 10 bis
zu 20.000 U/min hoch.
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Als Nächstes wird auf die 2 verwiesen, um das allgemein
mit 28 bezeichnete Dichtungssystem für die motorisierte Spindeleinheit 10 zu
beschreiben. 2 zeigt
nur das Dichtungssystem 28, das an der Vorderseite der
Spindelwelle 14 vorgesehen ist, während hingegen unter Bezugnahme
auf 1 zu sehen ist,
dass die Hinterseite der Spindelwelle 14 in ähnlicher
Weise abgedichtet ist, so dass die Beschreibung des vorderen Dichtungssystems 28 in
gleicher Weise auf das hintere Dichtungssystem zutrifft, wobei nur
geringfügige
Unterschiede zwischen den Beiden bestehen. Als eine Folge davon, dass
die hydrostatischen Lager mit Hydrauliköl versorgt werden, ist es wichtig,
dass es keinen Austritt von der Spindeleinheit 10 zu dem
Schneidfluid gibt, das zu der Werkzeug/ Werkstück-Schnittstelle zugeführt wird, da das Schneidfluid
oder Kühlmittel,
das in maschinellen Bearbeitungsschritten eingesetzt wird, typischerweise
eine Wasser/Ölemulsion
auf Wasserbasis ist, welche mit dem in den Lagern verwendeten Hydrauliköl unverträglich sein
kann. Somit muss jeglicher Austritt von der Spindeleinheit 10 vermieden werden,
da eine Verunreinigung des Kühlmittels
mit dem Öllagerfluid
Probleme bezüglich
der Kühlungs- und
Spanentfernungsfunktion des Kühlmittels
erzeugen kann. Das Problem des Lagerfluid-Austritts wird durch die
Spindeleinheit 10 hierin noch verschlimmert, da herkömmliche
Dichtungen, welche die Spindelwelle 14 kontaktieren, bei
den hohen Geschwindigkeiten, mit welchen die vorliegende Spindelwelle 14 angetrieben
werden kann, zu Verschleiß neigen würden. Somit
setzt das Dichtungssystem 28 hierin berührungsfreie Dichtungen ein,
welche in beabstandeter Relation zu der Spindelwelle 14 und
insbesondere den ringförmigen
Abschnitten 30 und 32 derselben vorgesehen sind.
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Noch spezieller umfasst jeder der
vorderen und hinteren Gehäuseabschnitte 12a bzw. 12b sich axial
erstreckende Ringabschnitte 44 bzw. 46. An den
axialen äußeren Enden
der vorderen und hinteren Ringabschnitte 44 und 46 sind
jeweils vordere und hintere Abdeckelemente 48 und 50 befestigt,
und an diesen sind die vorderen und hinteren Dichtungssysteme 28 montiert.
Zum Abdichten des Lageröls
in der Spindeleinheit 10 sind drei Dichtungen an jedem Ende
der Spindel vorgesehen, wobei die erste eine Labyrinthdichtung 52 mit
sehr engen Zwischenräumen
zwischen einander zugewandten Seiten derselben ist. Die Labyrinthdichtungen 52 sind
benachbart zu den Lagerkissen 20 in vorderen und hinteren Kammern 54 und 56 vorgesehen,
die jeweils zwischen den vorderen und hinteren Abdeckelementen 48 und 50 und
den Gehäuseabschnitten 12a und 12b gebildet
sind, und im Besonderen den jeweiligen Ringabschnitten 44 und 46 und
Lagerabschnitten 38 und 40 derselben. Die Labyrinthdichtungen 52 sind
sehr effektive Dichtungen, wenn die Spindelwelle 14 rotiert
wird; wenn jedoch die Drehung aussetzt, können kleine Mengen von Lageröl durch
die Labyrinthdichtungen 52 austreten, und die verbleibenden
Dichtungen bewirken, dass ein Austritt verhindert wird, wenn die
Welle 14 sich nicht dreht.
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Die Labyrinthdichtung 52 umfasst
einen konischen Abschnitt 58 an den ringförmigen Abschnitten 30 und 32 der
Welle benachbart zu und unmittelbar axial nach außen von
dem Zusammentreffen der ringförmigen
Abschnitte 30 und 32 mit den entsprechenden konischen
Abschnitten 17 und 19 der Welle. Somit sind die
Labyrinthdichtungen 52 direkt zu den Lagerkissen 20 benachbart.
Der konische Abschnitt 58 der Labyrinthdichtung umfasst
ein Paar konzentrischer ringförmiger
Ringe 60 und 62, welche zusammenwirken, um eine äußere ringförmige Ausnehmung 64 dazwischen
zu bilden. Der innere ringförmige
Ring 62 und der Wellenansatzabschnitt 30 wirken dabei
zusammen, um eine innere ringförmige
Ausnehmung 66 dazwischen zu bilden. Ein feststehendes Labyrinthdichtungselement 68 ist
in einem sich nach hinten öffnenden
Ausnehmungsabschnitt 70 des Abdeckelements 48 angebracht
und umfasst äußere und
innere konzentrische ringförmige
Ringe 72 und 74, welche in entsprechende äußere und
innere ringförmige
Ausnehmungen 64 und 66 des konischen Abschnitts 58 passen,
wobei nur geringe Zwischenräume
zwischen den Oberflächen
derselben liegen. Diese Zwischenraumoberflächen liegen vorzugsweise in
dem Bereich von 0,127 bis 0,254 mm (0,005 bis 0,010 Zoll), wobei
0,127 (0,005) in der hierin beschriebenen Ausführungsform verwendet wird. Der
innere Ring 74 ist eng in einem Abstand von, dem Wellenansatzabschnitt 30 angeordnet
und wirkt mit dem Außenring 72 zusammen,
um eine ringförmige
Ausnehmung 76 zu bilden, in welche der Ring 62 hineinragt.
Der äußere ringförmige Ring 60 des
konischen Abschnitts ist in einem engen Abstand radial nach außen von
dem Außenring 72 des
feststehenden Dichtungselements angeordnet. Wie man sieht wird durch
die eng ineinander passende Anordnung zwischen den ringförmigen Ringen 60 und 62 des
konischen Abschnitts 58 und den ringförmigen Ringen 72 und 74 des
feststehenden Dichtungselements 68 ein gewundener Pfad
vorgesehen, der jeglichen Öldurchgang
dort durch während
der Drehbewegung der Spindelwelle 14 verhindert. Somit
muss das Öl, um
aus den Lagerkissen 20 aus der Spindel 10 auszutreten,
zuerst den gewundenen Pfad durchqueren, der durch die Labyrinthdichtungen 52 gebildet
wird.
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Um sicherzustellen, dass alle kleinen Ölmengen,
die durch die Labyrinthdichtungen 52 austreten, nicht aus
der Spindel 10 austreten, insbesondere wenn die Welle 14 sich
nicht dreht, ist ein Paar ringförmiger
schwimmender Ringdichtungen 78 und 80 axial nach
außen
von den Labyrinthdichtungen 54 an jedem der Wellenabschnitte 30 und 32 vorgesehen. Die
Ringdichtungen 78 und 80 werden als schwimmende
Ringdichtungen bezeichnet, da sie nicht mit der Spindelwelle 14 in
Kontakt stehen und auf einer Schicht aus Druckluft schwimmen, wie
hierin noch genauer beschrieben wird. Eine Abflussnut 82 ist
in dem Abdeckelement 48 benachbart zu dem Wellenansatzabschnitt 30 zwischen
den Ringdichtungen 78 und 80 gebildet. Jegliche
kleine Ölmengen,
die durch die innere Ringdichtung 78 austreten können, werden
aus der Spindel 10 über
die Abflussnut 82, sowie ein daran anliegendes Vakuum,
herausgesaugt und abgeleitet. Jegliches verbleibende Öl wird durch
die Außenringdichtung 80 davon
abgehalten, aus der Spindel 10 auszutreten. Auf diese Weise
verhindert das Dichtungssystem 28 hierin das Austreten
von Fluid aus den Lagerkissen 20 in das Äußere der Spindeleinheit 10,
insbesondere in das Schneidfluid an der Werkzeug-/Werkstück-Schnittstelle.
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Die Ringdichtungen 78 und 80 werden
mit Hochdruckluft von einem Luftzufuhrmittel in der Form des in 2 schematisch dargestellten
Luftverdichters 84 versorgt. Die Luft von dem Kompressor 84 bildet
eine Hochdruck-Luftschicht, vorzugsweise zwischen 2,758 bis 5,516
bar (40 bis 80 psi), an der Schnittstelle zwischen den Dichtungen 78 und 80 und dem
Spindelansatzabschnitt 30. Die schwimmenden Ringdichtungen 78 und 80 haben
einen extrem engen Sitz zwischen den schwimmenden Ringdichtungen 78 und 80 und
den benachbarten Oberflächen des
Abdeckelements 48 in einem Bereich von etwa 12,7 bis 25,4
mm (0,0005 bis 0,001 Zoll). Die Hochdruckluft wird in die Kammer
eingelassen, die die äußere umlaufende
Oberfläche
der Körper 78a und 80a der
jeweiligen schwimmenden Ringe 78 und 80 umgibt.
Sie können
aus porösen
Elementen bestehen, oder mehrere Löcher 81 können radial
darum gebohrt werden, um einen aerostatischen Film zwischen der
Spindel und den schwimmenden Ringen zu bilden, wie in 7 in der alternativen Spindel- und Motoreinheit 200,
welche hierin im folgenden ausführlicher
beschrieben wird, dargestellt. O-Ringe 83 können zu
beiden Seiten der schwimmenden Ringe hinzugefügt werden, um die Effektivität der aerostatischen
Dichtung zu verbessern. Die Poren oder alternativ die Löcher 81 wirken
als Beschränkungen, um
einen aerostatischen Film zwischen der inneren umlaufenden Oberfläche des
schwimmenden Rings und der äußeren umlaufenden
Oberfläche
der Spindel zu bilden, um den Ölaustritt
zu verhindern.
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Wie früher bereits erwähnt, sind
die Labyrinthdichtung 52 und die aerostatisch schwimmenden Ringdichtungen 78 und 80 ebenfalls
in ähnlicher
relativer Orientierung zueinander an dem hinteren Wellenabschnitt 32 vorgesehen.
Der vordere Ansatzabschnitt 30 der Spindelwelle 14 umfasst
jedoch auch eine vordere Labyrinthdichtung 86, welche das Schneidfluid
an der Werkzeug/ Werkstück-Schnittstelle
davon abhält,
in den Innenraum der Spindeleinheit 10 zu gelangen. Noch
spezieller kann das Abdeckelement 48 eine vordere Öffnungsausnehmung 88 umfassen,
in welcher ein ringförmiges
Dichtungsbefestigungselement 90 befestigt ist. An dem Dichtungsbefestigungselement 90 ist
ein äußerer ringförmiger feststehender
Abschnitt 92 der Labyrinthdichtung 86 befestigt,
der radial vorragende Zähne 92a umfasst.
Der rotierende Dichtungsabschnitt 94 der Labyrinthdichtung 86 ist
an dem Wellenansatzabschnitt 30 vorgesehen und umfasst
radial nach außen
ragende Zähne 94a,
welche mit den Zähnen 92a ineinandergreifen,
um einen gewundenen Pfad zum Abdichten des Schneidfluids gegen ein
Eintreten in die Spindeleinheit 10 zu erzeugen. Eine Dichtungsabdeckung 96 ist
an der Vorderseite des Abdeckelements 48 befestigt und
schützt
die Labyrinthdichtung 86 vor Arbeitsspänen, welche während der
Bearbeitungsschritte erzeugt werden.
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An der anderen Seite des Lagerkissens 20 sind
ein vorderer innerer Hohlraum 98 und ein hinterer innerer
Hohlraum 100 in jeweiligen Gehäuseabschnitten 12a und 12b gebildet.
Hydrauliklageröl
von den Kissen 20, welches axial nach innen in die Hohlräume 98 und 100 austritt,
wird aus diesen Hohlräumen
abgeleitet und in den Ölsumpf
des Ölzufuhrmittels 42 zurückgeführt, wo
es erneut gefiltert und wieder zurück in die Lagerkissen 20 gepumpt
werden kann, um das Hydrauliköl
dort durch zurückzuführen. Die
Gehäuseabschnitte 12a und 12b umfassen
jeweilige nach innen öffnende
Ausnehmungen 102 und 104 zum Befestigen feststehender
Dichtungsbefestigungselemente 106 bzw. 108. Die
Dichtungsbefestigungselemente 106 und 108, die
in deren entsprechenden Ausnehmungen 102 und 104 befestigt
sind, definieren Ringdichtungskammern 110 und 112,
in welchen schwimmende Ringdichtungen 114 und 116 vorgesehen
sind. Die schwimmende Ringdichtungen 114 und 116 hindern
Lageröl,
das nicht aus den Hohlräumen 98 und 100 abgeleitet
wird, daran, in den Motorhohlraum 118 auszutreten. Darüber hinaus
kann der Motorhohlraum mit geringfügig unter Druck gesetzter Luft,
so etwa in dem Bereich von 2 bis 3 psi, wie etwa von einer Werkstätten-Luftquelle,
versorgt werden, um ferner austretendes Öl daran zu hindern, in den
Motorhohlraum 118 einzutreten. Darüber hinaus ist ein Ölablass 120 in
dem Motorhohlraum 118 vorgesehen, welcher Öl zurück in den
Sumpf des Ölzufuhrmittels 42 führt, so
dass, wenn Öl
in den Hohlraum 118 eintritt, der Motor 16 nicht
beschädigt
wird und das Öl
daraus entfernt wird.
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Die Spindelwelle 14 ist
auch mit einer axialen Bohrung 122 versehen, die sich durch
dieselbe erstreckt, in welcher ein herkömmlicher Werkzeugwechsler 124 montiert
ist. Der Werkzeugwechsler umfasst Greifelemente 126 an
seinem vorderen Ende zum Greifen und Sichern eines herkömmlichen HSK-Werkzeugadapters 128 an
der Spindelwelle 14. Der Werkzeugadapter 128 montiert
das Schneidwerkzeug 22 daran, wie in der Explosionsdansicht aus
der Vordeseite der Spindeleinheit in 1 dargestellt
wird. Die axiale Bohrung 122 umfasst einen Buchsenabschnitt 130 mit
erweitertem Durchmesser an dem vordren Ende derselben, welcher verjüngte Wände zur
Aufnahme eines entsprechend verjüngten
Schaftabschnitts 132 des Werkzeugadapters 128 umfasst.
Die Greifelemente 126 des Werkzeugwechslers 124 können in
einen Bohrungsabschnitt 134 des Adapterschafts 132 eingesetzt
werden, wobei der Werkzeugwechsler 124 betätigt wird,
um den Adapterschaft in die Buchse 130 zu ziehen. Hintere Federn 136 halten
den Werkzeugadapter 128 in der Buchse 130 der
Spindelwelle 14 eingesetzt, zur Rotation mit dieser.
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Bezugnehmend auf 3 wird eine abgewandelte Version des
hinteren Endes der Spindeleinheit 10 gezeigt, um eine thermische
Ausdehnung der Spindelwelle 14 zu berücksichtigen. Dies erfolgt in der
Art, dass das hintere Lagerelement 140 mit einer verschiebbaren
Lageranbringung versehen wird, allgemein mit 142 bezeichnet,
welche eine relative Bewegung zwischen den verschiedenen Abschnitten der
Hinterseite des Gehäuses 12 und
dem hinteren Lagerelement 140 während der Wellenausdehnung zulässt, um
die Zwischenräume
zwischen den gegenüberstehenden
Lageroberflächen
innerhalb eines bestimmten vorbestimmten Abstands zu halten, unterhalb
dessen die Lagerlastkapazität
der hinteren Lagerkissen negativ beeinflusst werden kann, welcher
in diesem Beispiel aus Zwischenräumen
von ungefähr
38,1 μm
(0,0015 Zoll) bestehen kann. Dem entsprechend veranlasst jede Ausdehnung
der Welle 14, welche andernfalls verursachen würde, dass
die Zwischenräume
unter den minimalen Zwischenraumabstand fallen würde, das hintere Lagerelement 140,
sich über
die verschiebbare Lageranbringung 142 zu verschieben, um
die Ausdehnung der Welle zu verfolgen, wodurch die Zwischenräume über der minimalen
gesetzten Begrenzung für
die Aufrechterhaltung der geeigneten Belastbarkeit in den hydrostatischen
Lagerkissen 20 gehalten werden.
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Noch spezieller umfasst die verschiebbare Lageranbringung 142 vorzugsweise
ein ringförmiges Federelement 144 in
der Form einer Tellerfeder, deren am inneren Durchmesser umlaufender
Rand gegen den radialen Schenkelabschnitt 146a eines Lagerunterstützungselements 146 montiert
ist, wobei das hintere Lagerelement 140 an seiner/ihrer
inneren Oberfläche
angebracht ist. Die verschiebbare Lageranbringung 142 umfasst
des Weiteren einen Rollenkäfig 148 für Rollenelemente 150,
welche in Eingriff mit der Außenfläche der
Lagerunterstützung 146 stehen,
wie in 3 zu sehen. Der
Gehäuserahmen 12 kann
einen hinteren Gehäuseabschnitt 152 mit
einer inneren umlaufenden Oberfläche 152a umfassen, welche
koaxial mit der Wellenachse 38 ist und welche an der äußeren Seite
des Rollenkäfigs 148 relativ zu
der Lagerunterstützung 146 und
in Eingriff mit den Rollenlementen 150 derselben angeordnet
ist. Der hintere Gehäuseabschnitt 152 umfasst
einen ringförmigen
Ausschnitt 154, der durch die vertikale Schulteroberfläche 154a definiert
wird, welche sich von dem axial inneren Ende der Innenraumoberfläche 152a und
radial nach außen
zu der umlaufenden Oberfläche 154b erstreckt,
welche koaxial mit der Wellenachse 38 ist.
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Der radial äußere Rand 144a des
Tellerfederelements 144 ist an der Ecke eingebracht, wo
die Oberflächen 154a und 154b des
ringförmigen
Ausschnitts zusammentreffen, und sein radial inneres Ende 144b ist
gegen den Schenkel 146a der Lagerunterstützung eingebracht.
Das radial innere Ende des Federelements 144 ist in einem
Abstand axial nach innen von dem radial äußeren Ende angeordnet, um das
ringförmige
Federelement 144 mit einer geringfügig schrägen konischen Gestalt zu versehen, um
die Lagerunterstützung 146 und
damit das hintere Lagerelement 140 gegen den Gehäuseabschnitt 152 vorzuspannen,
wenn die Welle sich ausdehnt. Die Lagerunterstützung 146 erstreckt
sich in Längsrichtung
zu einer Stellung axial nach innen von der ausgeschnittenen vertikalen
Schulter 154a, um einen ausreichenden Zwischenraum zu bilden,
um das konische Federelement 144 fest zwischen dem Schenkel 146a und
der Ecke des Ausschnitts 154 aufzunehmen. Wenn die Welle 14 im
Zuge von Hochgeschwindigkeitsschneidarbeitsgängen einer thermischen Ausdehnung
unterliegt, können
sich die Zwischenräume
zwischen den gegenüberliegenden schrägen Flächen 36 an
der Spindelwelle 14 und 140a des hinteren Lagerelements 140 geringfügig verändern; mit
den verschiebbaren Lageranbringung 142 hierin ist es jedoch
möglich,
die Zwischenräume aufrecht
zu erhalten, so dass sie nicht unter festgelegte Toleranzen für die geeignete
Lagerlastkapazität fallen,
wie etwa in der Größenordnung
von ungefähr 38,1 μm (0,0015
Zoll). Sobald sich die Welle 14 ausgedehnt hat, so dass
die Federvorspannungskraft, welche vorzugsweise ungefähr 13344,67
bar (3.000 Pfund) beträgt, überwunden
wird, werden die Zwischenräume
auf die minimale Toleranz verringert und bei diesem Zwischenraum
aufrecht erhalten, indem der Ausdehnung der Welle auf Grund der
Verschiebung des Lagerelements 140 und der zugehörigen Lagerunterstützung 146 an
den Rollenelementen 150 nachgefolgt wird, wobei der Schenkel 146a der Lagerunterstützung gegen
den radialen inneren Abschnitt des Federelements 144 liegt
und es axial nach außen
zu der vertikalen Oberfläche 154a des hinteren
Gehäuseabschnitts 152 hin
drückt.
Auf diese Weise beeinflusst die thermische Ausdehnung der Welle 14 die
Belastbarkeit des hydrostatischen Lagers nicht negativ, was insbesondere
wichtig ist, wenn die Spindel bei den hohen Drehzahlen läuft, die für die Spindel
hierin in Betracht gezogen wird, d. h. bis zu 20.000 U/min.
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Die alternative Spindel- und Motoreinheit 200 von 4–10 wird
als Nächstes
beschrieben werden. Der hauptsächliche
Unterschied zwischen der Spindel- und Motoreinheit 200 und
der zuvor beschriebenen Spindel- und
Motoreinheit 10 besteht in Bezug auf die Gestaltung der
hydrostatischen Lager, da die Spindel- und Motoreinheit 10 schräge Flächen zur
Bildung der Lagerkissen 20 einsetzt, um sowohl die axialen
als auch die radialen Lasten der Spindelwelle 14 aufzunehmen,
während
hingegen die Spindel- und Motoreinheit 200 separate Radiallager 201 und
Axiallager 203 einsetzt. Die Radiallager 201 besitzen
jeweils Taschen 202 und die Axiallager 203 besitzen
jeweils Nuten 204, um die radialen und axialen Lasten der
Spindelwelle 206 aufzunehmen. Der Permanentmagnetmotor
für die
Einheit 200 ist ein wassergekühlter Motor mit 100,67 kW (135
Pferdestärken).
Mit dem Motor mit 100,67 kW (135 Pferdestärken) sind 74,57 kW (100 Pferdestärken) an
dem Werkzeugkopf verfügbar,
wobei die Leistungsverluste der Fluidreibung in den Lagern 18 zuzuschreiben sind.
Das Dichtungssystem 28 der Spindel- und Motoreinheit 10 ist
im Wesentlichen dasselbe wie das Dichtungssystem 208 der
Spindel- und Motoreinheit 200. Der hauptsächliche
Unterschied besteht darin, dass die Konstruktion der aerostatisch
schwimmende Ringdichtungen 78 und 80 einen porösen Körper verwendet,
wohingegen die aerostatisch schwimmenden Ringe 210 und 212 radiale
Durchgänge 81, die
durch den Körper
gebohrt sind, anstelle von porösen
Körpern
verwendet. O-Ringe sind an beiden Seiten der Ringe zum Zweck der
Dichtung angeordnet. Die Hochdruckluft wird in eine Kammer eingelassen, die
die schwimmenden Ringe 78, 80, 210 und 212 umgibt,
wobei die Poren oder die gebohrten Löcher als Beschränkungen
wirken, um einen aerostatischen Film zwischen der inne ren umlaufenden
Oberfläche
des schwimmenden Rings und der äußeren umlaufenden
Oberfläche
der Spindel zu bilden, um Ölaustritt
zu verhindern. Die schwimmenden Ringe 78, 80, 210 und 212 tragen
nur ihr eigenes Gewicht und der aerostatische Film lässt den
Ring schwimmen und hält
in sogar bei Lageveränderungen
konzentrisch. Die Körper
der Ringdichtungen 210 und 212 können aus
einem Kohlenstoffmaterial bestehen, so dass, sogar wenn ein gewisser
Kontakt mit der Spindelwelle 206 herrscht, keine Beschädigung an
der Welle 206 entsteht. Darüber hinaus dient die Spindel-
und Motoreinheit 200 zur Verwendung mit einer Werkzeugmaschine
vom Nutationstyp, welche die Stellungen etwa zwischen ungefähr 35° nach oben
relativ zur Horizontalen oder 35° nach
unten in Bezug auf die Horizontale verändert. Dementsprechend hat
die Effektivität
des Dichtungssystems 208 hierin eine besondere Bedeutung
in der Spindel- und Motoreinheit 200 vom Nutationstyp.
In dieser Hinsicht wurde herausgefunden, dass die Verwendung der
aerostatisch schwimmenden Ringdichtungen 210 und 212 besonders
gut geeignet ist, um im Wesentlichen den Austritt von Lagerfluid
von der Spindel 200 zu verhindern, sogar wenn diese einem
Kippen unterliegt, da der aerostatische Film die schwimmenden Ringe
konzentrisch mit der Spindelwelle hält, sogar wenn der Nutator
die Spindel beträchtlich
kippt, z. B. um einen Kippwinkel von 30°.
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Wie zuvor erwähnt umfasst die Spindel- und Motoreinheit 200 verschiedene
Radial- und Axiallager 201 und 203, um die radialen
und axialen Lasten der Welle 206 aufzunehmen. Radiallagertaschen 202 und
Axiallagernuten 204 sind an dem vorderen Ende 200a der
Einheit 200 vorgesehen, wohingegen an dem hinteren Ende 200b nur
Radiallagertaschen 202 vorgesehen sind. In dieser Hinsicht
umfasst die Spindelwelle 206 einen ringförmigen Druckringabschnitt 214 benachbart
zu dem vorderen Ende des Schaftes 206, welcher sich radial
nach außen
von dem Rest der Welle
206 mit im Wesentlichen konstant
kleineren Durchmesser der Welle 206 erstreckt. Axiallager 203 sind
an beiden Seiten des ringförmigen
Druckringabschnitts 214 angeordnet, wie am besten in 5 und 7 zu sehen ist. Die Radiallager 201 haben
Taschen 202, welche in Umfangsrichtung um die Spindelwelle 206 herum
axial nach vorne von dem Druckringabschnitt 214 in einem
Abstand angeordnet sind, und die Nuten 204 des Axiallagers
erstrecken sich um diese herum.
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Noch spezieller umfasst die Spindel-
und Motoreinheit einen Gehäuserahmen 216,
welcher einen vorderen Schenkelabschnitt 218 an dem vorderen
Ende 200a der Einheit 200 umfasst, wobei der Schenkelabschnitt 218 einen
sich axial erstreckenden Ringabschnitt 220 umfasst. Ein
vorderes Abdeckelement 222 ist an dem vorderen Ende des
Ringabschnittes 220 befestigt, und das vordere Dichtungssystem 208 ist
an innere Oberflächen
des Abdeckelements 222 angebracht, ähnlich dem Abdeckelement 48 und
dem Dichtungssystem 28 der Spindeleinheit 10.
Der Schenkelabschnitt 218 umfasst eine innere umlaufende
Bohrungoberfläche 224,
die sich in Längsrichtung
nach hinten zu einer vertikalen und radial sich nach innen erstreckenden
Wandungsoberfläche 226 erstreckt,
welche ihrerseits eine abgestufte Oberfläche 228 besitzt, die
sich in Längsrichtung
nach hinten von dieser parallel zu der Wellenachse mit der abgestuften
Oberfläche 228 erstreckt.
Die abgestufte Oberfläche
besitzt einen Durchmesser, der um einen Abstand, welcher dem Abstand
entspricht, durch welchen sich die vertikale Wandungsoberfläche 226 erstreckt,
kleiner ist als der Durchmesser der Bohrungsoberfläche 224.
Der Wellendruckringabschnitt 214 ist axial mit der abgestuften
Oberfläche 228 des
Gehäuseabschnitts
ausgerichtet und radial von dieser nach innen in einem Abstand angeordnet.
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Ein hydrostatisches Lagerelement 230 mit einem
Abschnitt 232 kleinen Durchmessers und einem Schenkelabschnitt 234 größeren Durchmessers ist
an dem Gehäuseabschnitt 218 montiert,
wobei die Oberfläche
des äußeren Durchmessers
des Schenkelabschnitts 234 gegen die Bohrungsoberfläche 224 an
der Hinterseite davon und der Abschnitt 232 mit kleinem
Durchmesser gegen die abgestufte Oberfläche 228 liegt, wie
am besten in 5 und 7 zu sehen ist. Das Lagerelement 230 umfasst
eine axiale durchgehende Bohrung 236 zur Aufnahme der Spindelwelle 206 durch
diese. Die Radiallagertaschen 202 sind in der Oberfläche der
durchgehenden Bohrung 236 gebildet, während eine der umlaufenden
Nuten 204 des Axiallagers in einem radial inneren geringfügig erhöhten ringförmigen Wandungsabschnitt 232a des Abschnitts 232 mit
kleinem Durchmesser des Lagerelements gebildet ist. Dementsprechend
ist der DN-Wert (das Produkt aus dem Durchmesser der Lager in Millimeter
und der maximalen Drehzahl der Spindel, die die Lager aushalten
können)
der Axiallager 204 auf der Grundlage ihrer größeren Durchmesser
von ungefähr
120 Millimeter in der Spindeleinheit 200 größer gegenüber den
ungefähr
85 Millimeter Durchmesser der Radiallager 202. Die Radiallager 202 weisen
einen maximalen DN von ungefähr 1.700.000
auf und die Axiallager 204 weisen einen maximalen DN von
ungefähr
2.400.000 auf, so dass der Großteil
der Wärme
in dem Lagerfluid, das die Spindeleinheit 200 verlässt, von
den Axiallagern 204 abgeleitet wird.
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Ein weiteres Merkmal der Radiallager 201 der
vorliegenden Erfindung ist die Vorsehung von Niederdruck-Taschen 238 (10) zwischen benachbarten
Hochdruck-Radiallagertaschen 202, um den Druck des Fluids
in den Lagertaschen 202 auf einem ausreichend hohen Niveau
für eine
geeignete Belastbarkeit zu halten. Dies minimiert die negativen Auswirkungen
des viskosen Pumpens auf das Hochdrucköl in den Lagertaschen 202.
Wie zuvor beschrieben, sind hydrostatische Lagertaschen 202 typi scherweise
von Stegbereichen umgeben, ähnlich den
Steg- oder Schwellenbereichen 240 der Oberfläche der
durchgehenden Bohrung 236 um die Taschen 202 herum,
wobei Abzugsnuten 244 zwischen den Taschen 202 angeordnet
sind und sich axial erstrecken, um für einen begrenzten Austritts-Strömungsweg
für Lagerfluid
von den Taschen 202 zu sorgen.
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Um einen ausreichend hohen Fluiddruck
in den Lagertaschen 202 sogar während eines Hochgeschwindigkeitsarbeitsschritts
der Spindel- und Motoreinheit 200 hierin aufrecht zu erhalten,
werden die Niederdruck-Taschen 238 mit
Hydraulikfluid oder -öl mit
niedrigen Drücken
versorgt, um diese während des
Betriebs der Spindeleinheit 200 jederzeit voll zu halten,
und statt als offenendige Abzugsnuten gebildet zu sein. Die Taschen 238 umfassen
gegenüberliegende
Endwände 240 an
gegenüberliegenden
Enden der Taschen 238, wobei die Endwände kleine, sich axial erstreckende
Einkerbungen 244 aufweisen, welche sich zentral von den
Enden der Taschen 238 zu den Rändern des Schwellenbereichs 240 zum Austragen
von Öl
aus den Taschen 238 erstrecken. Das Niederdrucköl in den
Strömungstaschen 238 dient
nur dazu, die negativen Auswirkungen der viskosen Pumpwirkung auf
den Druck in den Radiallagertaschen 202 zu minimieren.
Durch Versehen der Niederdruck-Strömungstaschen 238 mit
Endwänden 242 und
kleinen Einkerbungen 244 darin, fließt das Öl nicht frei von den Strömungstaschen 238 aus
hinter die Ränder
des Schwellenbereichs 240. Es wurde herausgefunden, dass
die kleinen Einkerbungen 244 als Druckbeschränkungen
wirken, um ein bestimmtes Ausmaß an
Rückstau
zu dem Hydrauliksystem hinzuzufügen,
um dem Druck in den Lagertaschen 202 ausreichend hoch für eine geeignete
Belastbarkeit bei Hochgeschwindigkeitsumdrehungen der Spindelwelle 206 zu
halten, trotz jeglicher viskoser Pumpwirkung des Lagerfluids in
den Taschen 202.
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Um Hochdrucköl, z. B. 82,737 bis 103,421 bar
(1200 bis 1500 psi), zu den Radiallagertaschen 202 des
Radiallagers zuzuführen,
umfasst der Schenkelabschnitt 218 des Gehäuses (4 und 5) radiale und axiale Fluidzufuhrleitungen 246 und 248, wobei
sich die radialen Kanäle 246 radial
von der Außenfläche 218a des
Schenkelabschnitts mit großem Durchmesser
zu dem axialen inneren Ende der axialen Kanäle 248 erstrecken,
welche sich in Längsrichtung
nach außen
erstrecken und sich an der vertikalen Wandungsoberfläche 226 des
Gehäuseabschnitts 218 öffnen, wie
am besten in 5 zu sehen ist.
Die vertikale Wandungsoberfläche 226 liegt
gegen die ringförmige
Oberfläche 250 des
Schenkelabschnitts 234 des Lagers an, wobei das Ende der
axialen Kanäle 248 mit Öffnungen
zu den axialen Zufuhrleitungenn 252 des Lagerelements in
dem Schenkelabschnitt 234 des Lagers ausgerichtet ist. Die
axialen Kanäle 252 des
Lagerelements erstrecken sich von ihren Öffnungen an der inneren ringförmigen Oberfläche 250 des
Schenkelabschnitts 234 des Lagerelements zu den radialen
Kanälen 254 des Lagerelements,
welche sich radial nach innen erstrecken und sich an Einlassöffnungen 256 der
Radiallagertaschen 202 öffnen.
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In der bevorzugten Form besitzt das
Lagerelement vier radiale Lager 201, wobei deren jeweilige Lagertaschen 202 in
Umfangsrichtung um die Bohrung 236 herum in einem gleichmäßigen Abstand
angeordnet sind. Die Lagertaschen 202 werden mit Hochdrucköl durch
zugehörige
radiale und axiale Zufuhrleitungen 246 und 248 in
dem Lagerabschnitt 218 sowie axiale und radiale Zufuhrleitungen 252 und 254 in
dem Lagerelement 230 und in die zentral angeordnete Einlassöffnung 256 hinein
und in die Taschen 202 hinaus versorgt. Dementsprechend
besitzt jede Lagertasche 202 ein separates Hydraulikleitungssystem
in der Spindeleinheit 200, um mit Hochdruck-Lagerfluid
zum Tragen der Lasten der Welle 206 versorgt zu werden.
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Um Niederdrucköl in die Niederdruck-Taschen 238 zuzuführen, umfasst
der Schenkelabschnitt 218 des Lagers eine einzelne radiale
Zufuhrleitung 258 (7),
welcher sich an dem Schenkelabschnitt an der Oberfläche 218a öffnet und
sich radial zu der inneren Bohrungsoberfläche 224 erstreckt.
Einlassöffnungen 260 sind
in einer umlaufenden Nut 262 um die Außenseite des Schenkelabschnitts 234 des
Lagers herum gebildet, wobei die Austrittsöffnung der radialen Zufuhrleitung 258 mit
einer der Einlassöffnungen 260 ausgerichtet
ist, wie in 6 und 7 dargestellt. Radiale Zufuhrleitungen 262 erstrecken
sich von zugehörigen Öffnungen 260 in der
Schenkelnut 262 durch das Lagerelement 230 zu Einlassöffnungen 264 der
Niederdruck-Taschen 238. Somit wird Niederdruckfluid durch
die Zufuhrleitung 258 zu der Nut 262 zugeführt. Fluid
wandert durch die eine ausgerichtete Einlassöffnung 260 zu ihrer zugehörigen Zufuhrleitung 262 und
zu den verbleibenden der Einlassöffnungen 260 durch
Strömung
in der Nut 262, um so Niederdruckfluid in die verbleibenden Zufuhrleitungen 262 hinein
und aus den Öffnungen 264 der
Taschen 238 heraus zuzuführen. Da das Niederdruckfluid
nur eingesetzt wird, um die Taschen 238 aus den zuvor beschriebenen
Gründen voll
zu halten, ist die präzise
Steuerung der Fluidzufuhr zu jeder der Taschen 238 nicht
so kritisch wie bei den Lagertaschen 202, wo jede Tasche 202 mit Hochdruckfluid
durch separate Kanalsysteme, die in dem Gehäuseabschnitt 218 gebildet
sind, zum Zweck der Belastbarkeit versorgt wird, im Gegensatz zu
der einzelnen Zufuhrleitung 258 für das Niederdruckfluid, um
die Taschen 238 gefüllt
zu halten.
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Zur Versorgung der Axiallager 203 in
dem erhöhten
Abschnitt 232a des Lagerelements mit Hochdrucköl umfasst
der Gehäuseabschnitt 218 eine
radiale Zufuhrleitung 264 (7),
der sich an der Oberfläche 218a öffnet und
sich radial durch die abgestufte Oberfläche 228 des Gehäuseab schnitts
erstreckt. Eine Schulteroberfläche 266 des
Abschnitts 232 des Lagerelements liegt gegen die abgestufte
Oberfläche 228 des
Gehäuses
an und besitzt eine Einlassöffnung
für eine
radiale Zufuhrleitung 268, die in dem Abschnitt 232 des
Lagerelements gebildet ist, mit der Zufuhrleitung 264 ausgerichtet
ist und sich radial nach innen zu der axialen Zufuhrleitung 270 erstreckt.
Die Zufuhrleitung 270 erstreckt sich axial nach innen und öffnet sich
an der erhöhten
ringförmigen
Oberfläche 232a in
dem Abschnitt 232 des Lagerelements, um das Lagerfluid
in die umlaufende Axiallagernut 204 an der axial äußeren Seite
des Wellendruckrings 214 zu leiten.
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Die Nut 204 an der axial
inneren Seite des Druckrings 214 wird mit Hochdrucköl von der
radialen Zufuhrleitung 272 versorgt, der in einem Abstand
axial von der Taschenzufuhrleitung 258 in dem Gehäuseabschnitt 218 angeordnet
ist und sich von der Oberfläche 218a zu
der axialen Zufuhrleitung 274 erstreckt, wie in 7 gezeigt. Ein Axiallagerelement 276 ist
an das hintere innere Ende des Gehäuseabschnitts 218 montiert
und besitzt einen ähnlichen
Aufbau wie das Lagerelement 230 mit einem Abschnitt 278 kleinen
Durchmessers und einem Schenkelabschnitt 280 größeren Durchmessers.
Die axiale Zufuhrleitung 274 ist mit der axialen Zufuhrleitung 282 ausgerichtet,
welche sich von der ringförmigen
Oberfläche 284 des
Schenkelabschnitts 280 in Längsrichtung nach innen von
dem Wellendruckring 214 weg zu der radialen Zufuhrleitung 286 erstreckt.
Die Zufuhrleitung 286 erstreckt sich radial nach innen
zu einer weiteren axialen Zufuhrleitung 288, die in einem Abstand
radial nach innen von dem axialen Kanal 282 angeordnet
ist, welcher das Fluid zurück
zu dem Wellendruckring 214 leitet und Lagerfluid zu einer Einlassöffnung in
der Axiallagernut 204 zuführt, die in dem geringfügig erhöhten ringförmigen Abschnitt 278a des
Lagerelementabschnitts 278 gebildet ist. Dementsprechend
wird Hochdruck-Lagerfluid in die umlau fenden Nuten 204 an
beiden Seiten des Wellenringabschnitts 214 zugeführt, um
die axial gerichteten Längsbelastungen
der Welle 206 aufzunehmen.
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Wie zuvor erwähnt ist der Wellendruckringabschnitt 214 radial
nach innen in einem Abstand von der abgestuften Lageroberfläche 228 angeordnet,
um einen Abflussbereich 290 vorzusehen, von welchem Öl aus der
Spindeleinheit 200 heraus abgezogen wird, um gekühlt, gefiltert
und unter Druck in die Lager 201 und 203 gepumpt
zu werden, zur Rückführung des
Hydraulikfluids, das hierin in der Spindel- und Motoreinheit 200 eingesetzt
wird. Der Abflussbereich 290 wird an beiden Seiten desselben durch
die anliegenden Lagerelementabschnitte 232 und 278 begrenzt
und nimmt Öl
auf, welches axial nach innen von der radialen Lagertasche 202 und den
Niederdruck-Taschen 238 und radial nach außen von
den Axiallagernuten 204 austritt, wobei das Öl aus dem
Bereich 290 durch Austragsöffnungen 292 abgesaugt
wird.
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Ähnlich
wie die Spindeleinheit 10 wird der Motorhohlraum 294 (7), um das Lagerfluid von dem
Permanentmagnetmotor weg zu halten, mit geringfügig unter Druck gesetzter Luft,
mit etwa 0,3447 bar (5 psi), versorgt. Das Axiallagerelement 276 weist eine
axiale durchgehende Bohrung 296 auf, mit Oberflächen, die
radial in einem Abstand von der Welle 206 angeordnet sind,
welche sich dadurch erstreckt, um einen kleinen Zwischenraum dazwischen zum
Bilden einer Kapillardichtung vorzusehen, um das Lagerfluid davon
abzuhalten, axial nach innen von dem Hohlraum 298 zu wandern,
welcher sich radial nach innen von dem erhöhten Abschnitt 278a des
Axiallagerelements befindet. Darüber
hinaus ist eine aerostatisch schwimmende Ringdichtung 300 in einer
sich axial nach innen öffnenden
Ausnehmung 302 des Axiallagerelements 276, angeord net,
um zu verhindern, dass Fluid durch die Kapillardichtung Zutritt
zu dem Motorhohlraum 294 erlangt.
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Unter Bezugnahme auf 5 ist ersichtlich, dass das hintere Ende 200b der
Spindel- und Motoreinheit 200 einen im Wesentlichen ähnlichen
Aufbau wie das vordere Ende 200a besitzt, mit Ausnahme der
Struktur bezüglich
der Axiallager 204. Dementsprechend gibt es keinen entsprechenden
Druckringabschnitt an dem hinteren Endabschnitt der Welle 206 ähnlich dem
Druckringabschnitt 214 an dem vorderen Endabschnitt der
Welle 206, doch davon abgesehen sind die Radiallager mit
deren Kanalsystemen ähnlich,
und die Dichtungssysteme entsprechen im Wesentlichen einander, und
werden dementsprechend hierin nicht im Detail beschrieben werden.
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Obwohl bestimmte Ausführungsformen
der vorliegenden Erfindung veranschaulicht und beschrieben wurden,
ist leicht einsehbar, dass dem Fachmann eine große Anzahl von Änderungen
und Abwandlungen möglich
sein wird, und es ist beabsichtigt, dass die nachfolgenden Patentansprüche alle
diese Änderungen
und Abwandlungen abdecken, die in den Bereich der vorliegenden Erfindung fallen.