JP2001289245A - 軸受装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 実際の運転条件に応じた最適な予圧力を軸受
に付与する予圧切換を行うことができる軸受装置を提供
する。 【解決手段】 軸受装置のニューロコンピュータ４３
は、アンギュラ玉軸受４ａに埋め込まれた各センサ
Ｓ_X，Ｓ_Yからの荷重信号Ｆ_X，Ｆ_Yおよび温度信号Ｔ _WX，
Ｔ_WY、モータドライバ４１からの駆動トルク信号Ｔ、Ｎ
Ｃ制御コントローラ４２からの回転速度指示信号ＣNの
それぞれを入力し、各アンギュラ玉軸受４ｃ，４ｄに付
与する予圧力を決定する作動油の圧力を指示する圧力指
示信号ＣPを出力する。圧力指示信号ＣPは圧力制御ユニ
ット４８に入力され、圧力制御ユニット４８は、圧力指
示信号ＣPに基づきポンプ４７から油供給路１ｅを介し
て隙間Ｓ２に供給される作動油の圧力を制御する。これ
により、アンギュラ玉軸受４ｃ，４ｄに付与される予圧
力が制御される。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、ハウジングと、前
記ハウジングに挿通された主軸と、前記ハウジング内に
組み込まれ、前記主軸を回転可能に支持する軸受とを備
える軸受装置に関する。

【０００２】

【従来の技術】一般に、マシニングセンターによる加工
は、主軸速度により、高速軽切削加工、低速重切削加工
の２つに分けられ、こられらの加工は、通常、１台の機
械すなわち１つの主軸で行われる。高速軽切削加工にお
いては、主軸の最高回転速度が高く、スピンドルに組み
込まれている転がり軸受の最大接触面圧Ｐmaxが大きく
なるので、この最大接触面圧Ｐmaxが許容値を超えない
ように軸方向予圧として低予圧を付与する。これに対
し、低速重切削加工においては、例えば切削幅が大きい
ので、びびり現象の発生に関わる重要因子であるスピン
ドルの動剛性を高める必要がある。そのために、低速重
切削加工時には、スピンドルの転がり軸受に対して軸方
向予圧として高予圧を付与する。このように、スピンド
ルにおいては、主軸を支持する転がり軸受に所定方式で
予圧を切り換えながら付与する。この予圧を付与する予
圧方式としては、定圧予圧方式と定位置予圧方式とがあ
る。

【０００３】まず、定圧予圧方式について図７を参照し
ながら説明する。図７は従来のビルトインスピンドルの
構成を示す縦断面図である。ここでは、主軸を回転駆動
するためのモータを内蔵するいわゆるビルトインスピン
ドルを例にして説明するとともに、予圧切換ユニットの
構成を中心に説明し、この予圧切換ユニットに直接関連
しない部材などについては、その説明を簡略化または省
略する。

【０００４】ビルトインスピンドル７０は、図７に示す
ように、ハウジング７１と、ハウジング７１に組み込ま
れ、主軸７２を回転駆動する高周波モータ７３とを備え
る。高周波モータ７３は、ハウジング７１に固定された
ステータ７３ａと、主軸７２に固着されたロータ７３ｂ
とを有する。ハウジング７１の前端部（工具装着側端
部）には、スリーブ７４が挿入されている。スリーブ７
４は、主軸７２を挿通する中空円筒部材からなり、その
一端（工具装着側端部）には、フランジ部７４ａが形成
されている。フランジ部７４ａは、ボルト７５によりハ
ウジング７１に取り付けられている。スリーブ７４の他
端（高周波モータ７３側）には、ボールブッシュ７７を
介してスリーブ７４の軸方向に転がり案内されるながら
可動可能な軸受スリーブ７６が挿入されている。

【０００５】スリーブ７４と主軸７２との間には、主軸
７２を支持するための２つの固定用アンギュラ玉軸受７
８が配置され、また、軸受スリーブ７６と主軸７２との
間には、主軸７２を支持する２つの予圧用アンギュラ玉
軸受７９が配置されている。予圧用アンギュラ玉軸受７
９においては、その外輪が軸受スリーブ７６に固定さ
れ、その内輪が主軸７２に嵌合されている。

【０００６】スリーブ７４には、軸受スリーブ７６を介
して予圧用アンギュラ玉軸７９に予圧を付与するための
予圧切換ユニットが組み込まれている。この予圧切換ユ
ニットは、軸受スリーブ７６を軸方向に付勢するための
定圧予圧用ばね８０と、スリーブ７４内に設けられたピ
ストンシリンダ機構８１とを有する。このピストンシリ
ンダ機構８１のピストン８１ａは、油路（図示せず）を
介してシリンダ８１ｂに供給される作動油によりシリン
ダ８１ｂ内を軸方向に往復運動する。ピストン８１ａの
往復運動は、定位置予圧用間座８２を介して外輪押え８
３に伝達される。この外輪押え８３は、ボルト８４によ
り軸受スリーブ７６に一体的に固定されている。定位置
予圧用間座８２はバイアスばね８５により軸方向にバイ
アスされ、バイアイスばね８５は定位置予圧用間座８２
と位置規制部材８６との間に配置されている。位置規制
部材８５は、スリーブ７４にボルト８７により取り付け
られ、ピストン８１ａの最下点位置を規制するように配
置されている。

【０００７】この予圧付与機構においては、ピストンシ
リンダ機構８１への作動油の供給を制御することによ
り、軸受スリーブ７６の軸方向への移動を制御する。こ
れにより、軸受スリーブ７６を付勢する定圧予圧用ばね
８０の変形量が調整され、定圧予圧用ばね８０による軸
受スリーブ７６に対するばね力即ち各アンギュラ玉軸受
７９に対する予圧が調整される。

【０００８】主軸７２を高速に回転駆動する場合には、
ピストンシリンダ機構８１への作動油の供給を停止して
油圧を零にし、ピストン８１ａを最高点位置に保持す
る。このとき、軸受スリーブ７６は定圧予圧用ばね８０
の第１の圧縮量に応じたばね力により付勢された低予圧
状態になり、各アンギュラ玉軸受７９の外輪にはこの低
予圧状態に対応する予圧力（低圧力）が付与される。こ
れに対し、主軸７２を低速に回転駆動する場合には、ピ
ストンシリンダ機構８１へ所定圧力の作動油を供給し、
ピストン８１ａを最下点位置に保持する。このとき、軸
受スリーブ７６は定圧予圧用ばね８０の第２の圧縮量に
応じたばね力により付勢された高予圧状態になり、各ア
ンギュラ玉軸受７９の外輪にはこの高予圧状態に対応す
る予圧力（高圧力）が付与される。

【０００９】このように、ビルトインスピンドル７０に
おいては、主軸７２の低速、高速のそれぞれの回転駆動
に応じて予圧を２段階に切り換える。

【００１０】次に、定位置予圧方式について図８を参照
しながら説明する。図８は従来の定位置予圧方式を用い
たスピンドルの構成を示す縦断面図である。なお、ここ
では、予圧切換ユニットに係る主要部構成についてのみ
説明する。

【００１１】定位置予圧方式を用いたスピンドル９０
は、図８に示すように、複数のハウジング部分９１ａ，
９１ｂ，９１ｃ，９１ｄからなるハウジング９１を備
え、ハウジング９１には、主軸９２が挿通されている。
主軸９２は、ＤＴＢＴ組合せの４つのアンギュラ玉軸受
９３，９４により支持される。各アンギュラ玉軸受９
３，９４の内、２つのアンギュラ玉軸受９３は、工具装
着側に位置する固定側用軸受であり、２つのアンギュラ
玉軸受９４は、予圧調整側軸受である。予圧調整側アン
ギュラ玉軸受９４には、予圧切換ユニットにより予圧が
付与され、この予圧切換ユニットは、ハウジング部分９
１ｂに組み込まれている。

【００１２】予圧切換ユニットは、ピストン９５を有
し、このピストン９５は、複数のシリンダ構成部材９
６，９７，９８，９９とハウジング９１ｂとが互いに協
働して構成するシリンダ内に往復動可能に収容される。
各シリンダ構成部材９６，９７，９８は、ボルト１００
により一体的に締結され、シリンダ構成部材９６は、ハ
ウジング部分９１ｂ内面に嵌め込まれている。シリンダ
構成部材９６には、上記シリンダ内を往復動するピスト
ン９５の最上点位置を規制するための部位９６ａが設け
られている。シリンダ構成部材９７には、上記シリンダ
内を往復動するピストン９５の最下点位置を規制するた
めの部位９７ａが設けられている。

【００１３】シリンダ構成部材９９は、シリンダ構成部
材９６に対向してシリンダ構成部材９８とハウジング部
分９１ｂとの間に軸方向へ移動可能に嵌め込まれた頭部
９９ａと、頭部９９ａに一体的に連なり、ハウジング部
分９１ｂの内周面に沿って軸方向に伸びる筒状部９９ｂ
とを有する。シリンダ構成部材９９の頭部９９ａの移動
範囲は、シリンダ構成部材９７とシリンダ構成部材９８
の部位９８ａにより規制される。また、シリンダ構成部
材９９の筒状部９９ｂには、各アンギュラ玉軸受９４が
組み込まれている。各アンギュラ玉軸受９４において
は、その外輪が固定されており、その内輪が主軸９２に
嵌合されている。シリンダ構成部材９９の筒状部９９ｂ
の外周面（ハウジング部分９１ｂの内周面との対向面）
には、螺旋溝９９ｃが形成され、この螺旋溝９９ｃに油
路１０１を介して高圧油（スライド用油圧）を供給する
ことによって、シリンダ構成部材９９とハウジング部分
９１ｂとの間に隙間が確保されてシリンダ構成部材９９
の軸方向への移動が円滑に行われる。すなわち、後述す
る予圧切換動作が円滑かつ確実に行われる。

【００１４】ピストン９５とシリンダ構成部材９６との
間に画成されるシリンダ内の空間１０２には、油路１０
３を介して高圧油が供給され、ピストン９５とシリンダ
構成部材９９との間に画成されるシリンダ内の空間１０
４には、油路１０５を介して高圧油が供給される。各空
間１０２，１０４への高圧油の供給は選択に切り換えら
れる。ここで、空間１０４へ高圧油が供給されると、ピ
ストン９５はその最上点位置まで移動するとともに、シ
リンダ構成部材９９はその頭部９９ａが反工具装着側へ
向けてシリンダ構成部材９８の部位９８ａに当接する位
置まで移動する。これにより、各アンギュラ玉軸受９４
には高予圧が付与される。これに対し、空間１０２へ高
圧が供給されると、ピストン９５はその最下点位置まで
移動し、各アンギュラ玉軸受９４には中予圧が付与され
る。また、各空間１０２，１０４への高圧油の供給を停
止すると、シリンダ構成部材９９およびピストン９５が
軸受反力によりシリンダ構成部材９６に向けて移動し、
各アンギュラ玉軸受９４には低予圧が付与される。

【００１５】このように、スピンドル９０においては、
主軸９２の低速、高速のそれぞれの回転駆動に応じて予
圧を３段階に切り換えることができる。

【００１６】

【発明が解決しようとする課題】転がり軸受に付与する
予圧力の切換に関しては、工具種類、工具径などの条件
が加工種類（高速軽切削、低速重切削など）毎に変わる
ので、これらの条件を考慮して実際の運転条件に近い条
件を設定し、この設定された条件に応じた最適な予圧力
を付与するように予圧力の切換を行うことが望ましい。
しかしながら、上述した従来の各予圧方式では、最高回
転速度、低速切削加工時に掛かる最大荷重の２つの条件
を想定して各段階の予圧力（高圧、低圧または高圧、中
圧、低圧）を決定するので、実際の運転条件に適した予
圧を付与することはできない。ここで、例えば、予圧力
をさらに多い段数で段階的に切り換えることを可能にし
ても、実際の運転条件に適した予圧力を付与するように
予圧切換を行うことは非常に難しい。

【００１７】本発明は、上述の問題点に鑑みてなされた
ものであり、その目的は、実際の運転条件に応じた最適
な予圧力を軸受に付与する予圧切換を行うことができる
軸受装置を提供することにある。

【００１８】

【課題を解決するための手段】本発明は、ハウジング
と、前記ハウジング内に挿通された主軸と、前記ハウジ
ング内に組み込まれ、前記主軸を回転可能に支持する軸
受とを備える軸受装置において、供給される流体により
作動し、該流体の圧力に応じた予圧を前記軸受に付与す
る予圧負荷装置と、前記主軸の回転駆動時における回転
速度、負荷荷重の各制御パラメータをそれぞれ検出する
検出器と、前記予圧を可変制御するように、前記各制御
パラメータに基づき前記予圧負荷装置に供給される流体
の圧力を可変制御する制御装置とを有することを特徴と
する。

【００１９】本発明では、検出器により主軸の回転駆動
時における回転速度、負荷荷重の各制御パラメータをそ
れぞれ検出し、制御装置により、検出された各制御パラ
メータに基づき予圧負荷装置に供給される流体の圧力を
可変制御するので、予圧負荷装置により軸受に付与され
る予圧力を各制御パラメータに応じて無段階に可変制御
することが可能になり、実際の運転条件に応じた最適な
予圧力を軸受に付与する予圧切換を行うことができる。

【００２０】次に、高速軽切削加工時、低速重切削加工
時のそれぞれの加工時における軸受に付与する予圧力の
算出について図１を参照しながら説明する。図１（ａ）
はスピンドルに組み込まれているアンギュラ玉軸受に作
用するラジアル荷重およびスラスト荷重の関係を模式的
に示す図、（ｂ）はアンギュラ玉軸受に作用するラジア
ル荷重およびスラスト荷重とボールに作用する遠心力と
の関係を模式的に示す図、（ｃ）は外輪の軌道溝とボー
ル間に作用する接触力を模式的に示す図である。

【００２１】スピンドルにおいては、図１（ａ）に示す
ように、主軸１１１がアンギュラ玉軸受１１２により支
持されているとする。アンギュラ玉軸受１１２は、主軸
１１１に嵌合されている内輪１１３と、ハウジング１１
６に固定されている外輪１１４と、内輪１１３と外輪１
１４間に形成された転がり空間に収容された複数のボー
ル１１５とを有する。ここで、ボール１１５の直径をｄ
_bとし、ボール１１５の数をｎ（偶数）とし、ボール１
１５の密度をγとし、アンギュラ玉軸受１１２における
接触角をαとし、回転速度Ｎ＝０のときにアンギュラ玉
軸受１１２に作用するスラスト荷重をＦ_thとすると、外
輪１１４の軌道溝とボール１１５間の接触力Ｑ₀は、次
の（１）式で表される。

【００２２】 Ｑ₀＝Ｆ_th／（ｎγｄ_b） …（１） 主軸１１１が回転速度Ｎで回転駆動されると、図１
（ｂ）に示すように、ボール１１５には遠心力ｆ_cが作
用し、ボール１１５は外側にΔ分移動する。このボール
１１５の移動に伴い外輪１１４とボール１１５の接触角
は、角度αから角度α_oに変化し、内輪１１３とボール
１１５の接触角は、角度αから角度α_iに変化する。こ
こで、遠心力ｆ_cは、次の（２）式で表される。

【００２３】 ｆc＝π／４８・γ／ｇ・（１−ｄ／Ｄm）²・ｄ_b ³・Ｄm・Ｎ² …（２） また、ボール１１５にはスラスト荷重ｆ_th（＝Ｆ_th／
ｎ）、ラジアル荷重ｆ_Rが作用する。さらに、外輪１１
４の軌道溝とボール１１５間には、接触力Ｑが作用す
る。

【００２４】また、図１（ｃ）に示すように、主軸１１
１の回転駆動により、アンギュラ玉軸受１１２にラジア
ル荷重Ｆ_Rが作用し、各接点（外輪１１４とボール１１
５との接点）での変形を線形とすると、各ボール１１５
に作用する接触荷重Ｑ'θ_iは、次の（３）式で表され
る。

【００２５】 Ｑ'θ_i＝ｋδθ_i …（３） ここで、ｋは線形係数、δθ_iは、各接点（外輪１１４
とボール１１５との接点）での変形量を示す。また、各
ボール１１５に作用する荷重Ｑ'θ_iの内の最大荷重ｆ
_Rmaxは、θi＝0のときの荷重であり、次の（４）式で表
される。

【００２６】 ｆ_Rmax＝２／ｎ・Ｆ_R …（４） 高速軽切削が可能なスピンドルにおいては、通常、遠心
力ｆ_cがラジアル荷重ｆ_Rに比して大きく、またラジアル
荷重ｆ_Rの値がボール位置により異なるので、以下の手
順で最終荷重Ｑ_maxをＱ＋ΔＱとして求めることとす
る。

【００２７】まず、図１（ｂ）に示す接触角αは、ラジ
アル荷重ｆ_R＝０のときとする。即ち、遠心力ｆ_c、スラ
スト荷重ｆ_th、荷重Ｑが、遠心力ｆ_c＝０（外力が零）
のときに接触角α（幾何学的接触角）で釣り合うとす
る。また、遠心力ｆ_cによるボール１１５の外側への移
動量をΔとし、接触角αがα_o，α_iにそれぞれ変化する
ものとする。そして、最大ラジアル荷重ｆ_Rmaxによる荷
重Ｑの増加量ΔＱを接触角α_oにおける接触荷重として
求め、Ｑ＋ΔＱを最終荷重Ｑ_maxとして求める。

【００２８】接触荷重Ｑ、その増加量ΔＱは、次の
（５），（６）式で表される。

【００２９】 Ｑ＝ｆ_th・１／sinα_o …（５） ここで、sinα_o＝sinα｛１−ｃ₁・sinα・cosα・（ｆ_c／ｆ_th）｝ ｃ₁＝（ｒ_i−ｄ_b／２）／（ｒ_i＋ｒ_o−ｄ_b） ΔＱ＝２／（ｎcosα_o）・Ｆ_R …（６） よって、最終荷重Ｑ_maxは、スラスト荷重ｆ_th＝Ｆ_th／
ｎの関係式および上記（２）式を用いて、次の（７）式
により表される。

【００３０】 Ｑ_max＝Ｑ＋ΔＱ ＝１／ｎ・（Ｆ_th／sinα_o＋２Ｆ_R／cosα_o） …（７） このようにして、最終荷重Ｑ_maxが回転速度Ｎ，ラジア
ル荷重Ｆ_Rの関数としてスラスト荷重Ｆ_thをパラメータ
として計算される。

【００３１】ここで、上記（７）式において、接触角α
_oは、回転速度Ｎが高速である場合（高速軽切削の場
合）と低速である場合（低速重切削の場合）との各場合
に応じてそれぞれ異なる手順で算出される。

【００３２】回転速度Ｎが低速である場合、遠心力ｆ_e
がスラスト荷重ｆ_thに比して十分に小さいので、２Δ／
（ｒ_i−ｄ_b／２）・（cosα／sinα）≦１の関係式が成
立するとして、接触角α_oは、次の（８）式で表され
る。

【００３３】 α_o＝sinα^-1｛１−ｃ₂・sinα・cosα・（ｎｆ_c／Ｆ_th）｝ …（８ ） ここで、ｃ₂＝（ｒ_i／ｄ_b−１／２）／（ｒ_i／ｄ_b＋ｒ_o
／ｄ_b−１）よって、回転速度Ｎが低速の場合、上記
（８）式から接触角α_oを算出し、この算出された接触
角α_oを上記（７）式に代入することによって、最終荷
重Ｑ_maxを求める。

【００３４】これに対し、回転速度Ｎが高速である場
合、遠心力ｆ_eとスラスト荷重ｆ_thとの間でｆ_e≧（４〜
５）ｆ_thの関係式が成立するとし、接触角α_oは、次の
（９），（１０）式から算出される。

【００３５】 ｆ_e／ｆ_th＝（cosα＋ｃ₃）／｛１−（cosα＋ｃ₃）²｝^-1/2 ＋（cosα−ｃ₄）／｛１−（cosα−ｃ₄）²｝^-1/2 …（９） ここで、ｃ₃＝Δ／（ｒ_o−ｄ_b／２） ｃ₄＝Δ／（ｒ_i−ｄ_b／２） α_o＝cosα^-1｛cosα＋Δ／（ｒ_o／ｄ_b−２）｝ …（１ ０） よって、回転速度Ｎが高速の場合、上記（１０）式を満
足するΔを数値計算し、この数値計算から得られたΔを
上記（９）式に代入することによって、接触角α _oを算
出する。そして、この算出された接触角α_oを上記
（７）式に代入することによって、最終荷重Ｑ_maxを求
める。

【００３６】また、ボール１１５と軌道溝との接点にお
ける最大面圧ｐ_maxが発生する外輪１１４の軌道溝との
ヘルツの接触応力については、接触荷重をＱ、接触楕円
の長径を２ａ、縦弾性率をＥ₁（ボール），Ｅ₂（外
輪），ポアソン数をｍ₁（ボール），ｍ₂（外輪）、主曲
率和をΣρとすると、最大面圧ｐ_maxは、次の（１１）
式の関係を、また長径２ａは次の（１２）式の関係をそ
れぞれ満足する。

【００３７】 ｐ_max∝１／（μν）・｛Ｆ（Ｅ）²・（Σρ）²Ｑ｝^1/3 …（１ １） ａ∝μ・｛１／Ｆ（Ｅ）・Ｑ／Σρ｝^1/3 …（１２ ） 但し、Ｆ（Ｅ）＝１／｛（１−１／ｍ₁ ²）／Ｅ₁＋（１−１／ｍ₂ ²）／Ｅ₂ ｝ μ，νは、主曲率（ボールの半径ｄ_b／２，軌道溝半径
ｒ_o，外輪軌道半径Ｒ_o）より求められるcosτの関数で
あって表から与えられる。

【００３８】cosτ＝（１／ｒ_o−１／Ｒ_o）／（４／ｄ_b
−１／ｒ_o−１／Ｒ_o） ここで、ｒ_oは外輪の軌道溝のＲ寸法、Ｒ_oは外輪の軌道
溝の径である。

【００３９】Σρ＝４／ｄ_b−１／ｒ_o−１／Ｒ_o ここで、接触荷重Ｑが一定値であるとき、上記（１１）
式から、次の（１２）式に示す関係が得られる。

【００４０】 ｛１／（μν）｝^3/2・Σρ∝｛ｐmax³／Ｆ（Ｅ）²｝^1/2 …（１３ ） そして、上記（１２）式に上記（１３）式のΣρを代入
すると、長径２ａは、次の（１４）式で示す関係を満足
する。

【００４１】 ａ∝（μ／ν）^1/2・１／（ｐ_max）^1/2 …（１４ ） また、変位δ（図1（ｃ）を参照）は、次の（１５）式
で表される。

【００４２】 δ∝２Ｋ／（πμ）・｛１／Ｆ（Ｅ）²・Σρ・Ｑ²｝^1/3 …（１５ ） さらに、ばね定数ｋ＝ｄＱ／ｄδより、ばね定数ｋは次
の（１６）式の関係を満足する。

【００４３】 ｋ∝１／（２Ｋ／πμ）・１／（Σρ）^1/3・Ｆ（Ｅ）^2/3・Ｑ^1/3 …（１ ６） ここで、（２Ｋ／πμ）は、cosτの関数であって表よ
り求められる。

【００４４】次に、回転速度Ｎが低速回転である場合に
は、遠心力ｆcが回転速度Ｎの２乗に比例するので、遠
心力ｆ_cはスラスト荷重ｆ_thに比して十分に小さくなる
一方、剛性を増すために、スラスト荷重ｆ_thが大きくさ
れる。即ち、スラスト荷重ｆ _thが大きくされることは、
接触荷重Ｑが大、ばね定数ｋが大になることになり、さ
らに加工力（ラジアル荷重）Ｆ_Rが大きくなるので、遠
心力ｆ_cを零であると見なすことができる。よって、各
接触角α，αo，αiは等しく、遠心力ｆ_c＝０とする
と、以下の式が成立する。

【００４５】 Ｆ_th＝ｎＱsinα …（１７） Ｑ＝Ｑ_max−２／ｎ・Ｆ_R／cosα …（１８） ここで、Ｑ_maxは次の（１９）式の関係を満足する。

【００４６】 Ｑ_max∝（μν）³／（Σρ）²・１／Ｆ（Ｅ）²・ｐ_max ³ …（１９ ） また、ばね定数ｋは次の（１６）式の関係を満足する。

【００４７】上述の関係から、高速軽切削、低速重切削
などの各運転条件における軸受の負荷荷重、転動体荷
重、軸受剛性を想定し、対応する運転条件に最適な予圧
を解析することができ、この解析により得られた最適な
予圧を最適値として保持する。そして、本発明では、主
軸の回転速度および負荷荷重の各制御パラメータを検出
し、この検出した各制御パラメータに基づき予圧を算出
し、この算出した予圧が上記最適値に一致するように予
圧負荷装置に供給される流体の圧力を可変制御する。従
って、予圧負荷装置により軸受に付与される予圧力を各
制御パラメータに応じて無段階に可変制御することが可
能になり、実際の運転条件に応じた最適な予圧力を軸受
に付与するように予圧切換を行うことができる。

【００４８】また、主軸の高速回転駆動時に生じる軸受
の焼付けなどを防止するために、軸受に冷却用流体を供
給する冷却装置を設けることが好ましい。この場合、運
転条件に最適な予圧が付与されていることを前提に、主
軸の駆動トルクと軸受すきまを予想して軸受の冷却条件
（冷却用流体の流量および温度）を解析し、その解析に
より得られた結果を最適値として保持する。そして、軸
受の温度を検出し、この検出された軸受温度に基づき軸
受に供給される冷却用流体の流量およびその温度を上記
最適値になるように制御する。

【００４９】さらに、上記各制御に伴い生じる工具先端
位置の変化量を算出し、この算出した変化量に基づき工
具先端位置を補正するための補正量を算出することが好
ましい。

【００５０】

【発明の実施の形態】以下、本発明の実施の形態につい
て図面を参照しながら説明する。

【００５１】（実施の第１形態）図２は本発明の実施の
第１形態に係る軸受装置の全体構成を模式的に示す図、
図３は図２の軸受装置の構成を示す縦断面図、図４は図
３の軸受装置に設けられている主軸後端部側のスリーブ
を示す斜視図、図５は図３の軸受装置に設けられている
主軸前端部側のスリーブを示す図である。本実施の形態
では、内面研削盤用ビルトインスピンドルを例にして説
明する。

【００５２】まず、内面研削盤用スピンドルの構成につ
いて説明する。内面研削盤用スピンドルは、図３に示す
ように、主軸２を駆動する高周波モータ３を内蔵するハ
ウジング１を備える。ハウジング１は、互いに結合され
ている第１ハウジング部１ａ、第２ハウジング部１ｂお
よび第３ハウジング部１ｃから構成され、マシン本体の
フレーム１０に組み込まれている。

【００５３】第１ハウジング部１ａはマシン本体のフレ
ーム１０に固定されている。第１ハウジング部１ａには
スリーブ２０が組み込まれ、スリーブ２０には、主軸２
の前端部（工具装着側端部）を支持する２つのアンギュ
ラ玉軸受４ａ，４ｂが収容されている。このスリーブ２
０は、主軸２の線膨張係数より大きい線膨張係数を有す
る材質から構成されている。ここで、後述するように隙
間Ｓ１へ供給する冷却用油の温度を制御しながらこの冷
却用油を循環させる（例えば油温を室温に制御しながら
循環させる）ので、第１ハウジング部１ａの温度上昇を
限りなく零に近づけることが可能である。この場合に
は、第１ハウジング部１ａの温度上昇はないとし、スリ
ーブ２０の温度上昇は軸受に同じであり、また主軸２の
温度上昇も同じと想定することができ、このような条件
下で、主軸２の先端における軸方向の変位（工具の先端
における軸方向の変位）を零とするような線膨張係数を
有する材質でスリーブ２０を構成すれば、主軸２の先端
における軸方向の変位（工具の先端における軸方向の変
位）を可能な限り小さくすることができる。

【００５４】スリーブ２０は、図５（ａ），（ｂ）に示
すように、主軸２が挿通されている円筒状の本体２１
と、本体２１の外周面に一体的に連なる円環状のフラン
ジ２２とを有する。フランジ２２には、複数のボルト受
入穴２２ａおよび放電ワイヤカットによる平行ばね機構
２３がそれぞれ形成されている。

【００５５】平行ばね機構２３は、スリーブ２０の軸方
向と直交する面に形成されている複数の溝２３ａ〜２３
ｈからなる。平行ばね機構２３におけるばね定数ｋ２
１、ばね部位置（各溝２３ａ〜２３ｈの相対位置および
長さ）、各溝２３ａ〜２３ｈにおける連結点の穴径ｄ、
ヒンジ部の距離Δs（隣り合う溝２３ａ〜２３ｈの連結
点間の距離）などの各諸元は、有限要素法により決定さ
れる。具体的には、スリーブ２０にアンギュラ玉軸受４
ａ，４ｂが収容されている場合、ラジアル方向の剛性を
アンギュラ玉軸受４ａ，４ｂのラジアル剛性以上の値、
好ましくは１．５〜２倍程度の値になるように平行ばね
機構２３の各諸元が設定される。よって、この平行ばね
機構２３により、フランジ２２にスリーブ２０のアラジ
アル方向へのばね作用を持たせることが可能になり、フ
ランジ２２のスリーブ２０のラジアル方向への静剛性の
みを小さくすることができる。また、スリーブ２０に円
筒ころ軸受が収容されている場合、ラジアル方向の剛性
のみが円筒ころ軸受のラジアル剛性以下、好ましくは１
／３〜１／２倍程度の値になるように平行ばね機構２３
の各諸元が設定される。この平行ばね機構に関する技術
的事項は、１９９６年度砥粒加工学会学術講演会講演論
文集、「Ｂ８大型数値制御超精密研削加工機の直線送り
装置」に記載されている。

【００５６】スリーブ２０は、図３に示すように、第１
ハウジング部１ａ内に挿入され、ボルト受入穴２２ａ
（図５（ａ）に示す）に挿入されたボルト（図示せず）
により第１ハウジング部１ａに固定されている。スリー
ブ２０の本体２１の外径および長さは、本体２１の端面
（第１ハウジング部１ａの内方側端面）を含む外面と第
１ハウジング部１ａの内面との間に隙間Ｓ１が形成され
るように第１ハウジング部１ａの内径および長さに対し
て設定される。隙間Ｓ１は、第１ハウジング部１ａとス
リーブ２０との間に挿入された複数のＯリング５により
外部からシールされ、この隙間Ｓ１には、第１ハウジン
グ部１ａに設けられた油供給路１ｄを介して所定粘度を
有する冷却用油が供給され、この供給された冷却用油は
第１ハウジング部１ａに設けられた油排出路１ｆを介し
て外部のオイルタンク（図示せず）に戻される。この隙
間Ｓ１に供給される冷却用油の流量および温度は、後述
する制御系により制御される。この隙間Ｓ１の隙間量
は、有限要素法などを用いて、スリーブ２０と第１ハウ
ジング部１ａとが所定の温度範囲内で熱膨張した際に本
体２１と第１ハウジング部１ａとの間に所定量以上の隙
間が残存するように、また平行ばね機構２３のばね定数
などを考慮して所定の減衰係数が得られるように決定さ
れる。例えば、隙間Ｓ１の隙間量は１００〜１５０μｍ
の範囲の値に設定される。

【００５７】アンギュラ玉軸受４ａ，４ｂにおいては、
その外輪がスリーブ２０の本体２１に嵌合され、内輪が
主軸２に嵌合されている。また、各アンギュラ玉軸受４
ａ，４ｂ間には外輪間座６ａおよび内輪間座６ｂが挿入
されている。アンギュラ玉軸受４ａの内輪は、主軸２の
ねじ部２ａに螺合されている内輪固定ナット７により主
軸２に固定され、これにより、アンギュラ玉軸受４ｂの
内輪も同様に主軸２に固定されることになる。アンギュ
ラ玉軸受４ａの外輪は、スリーブ２０に挿入固定された
外輪押え８により本体２１の内面に固定され、これによ
り、アンギュラ玉軸受４ｂの外輪も同様に本体２１の内
面に固定されることになる。

【００５８】アンギュラ玉軸受４ａの外輪（図示せず）
には、それに作用する荷重および温度を検出するための
２つのセンサＳ_X，Ｓ_Yが埋め込まれている。センサＳ_X
とＳ_Yとは互いに角度的に９０度離れた位置にかつアン
ギュラ玉軸受４ａの外輪に作用する荷重の絶対値および
その方向が検出可能なように配置されている。センサＳ
_Xは、アンギュラ玉軸受４ａの外輪のＸ方向に作用する
荷重Ｆ_Xと温度Ｔ_WXとを検出するセンサであり、センサ
Ｓ_Yは、アンギュラ玉軸受４ａの外輪のＹ方向に作用す
る荷重Ｆ_Yと温度Ｔ_WYとを検出するセンサである。ここ
で、軸方向をＺ方向とすると、Ｘ方向は、Ｚ方向に直交
する面上に沿った方向であり、Ｙ方向はＺ方向に直交す
る面上でＸ方向に直交する方向である。この種のセンサ
Ｓ_X，Ｓ_Yとしては、例えば、荷重センサとして動作する
ピエゾ素子および該素子の信号を処理する電子回路を有
するタイプのものが用いられる。

【００５９】スリーブ２０には、カバー部材９が取り付
けられ、このカバー部材９により、スリーブ２０の平行
ばね機構２３の形成面が覆われる。

【００６０】第２ハウジング部１ｂ内には、モータ３が
組み込まれている。モータ３は、主軸２に固定されてい
るロータ３ａと、ロータ３ａの周囲に配置され、第２ハ
ウジング部１ｂに取り付けられているステータ３ｂとを
有する。第２ハウジング部１ｂとステータ３ｂの外筒３
ｃとの間には冷却水循環経路１１が設けられ、この冷却
水循環経路１１には、冷却水が流される。この冷却水循
環経路１１に流された冷却水は、外部に導かれて再び冷
却された後に冷却水循環経路１１に戻される。第２ハウ
ジング部１ｂ内には、第１ハウジング部１ａに設けられ
た冷却媒体供給口１２ａから冷却媒体（空気または水
素）が供給され、この供給された冷却媒体は、第３ハウ
ジング部１ｃに設けられた冷却媒体排気口１２ｂを介し
て外部の冷却媒体タンク側に戻される。本実施の形態で
は、この冷却媒体としてより冷却能力が大きい水素を用
いていることにより、従来の冷却エアーを用いている場
合に比して、モータ３の鉄損、風損による発熱に対する
冷却効率を高めることができる。

【００６１】第３ハウジング部１ｃにはスリーブ３０が
挿入され、スリーブ３０には、主軸２の後端部を支持す
る２つのアンギュラ玉軸受４ｃ，４ｄが収容されてい
る。スリーブ３０は、主軸２が挿通されている円筒状の
本体３１と、本体３１の外周面から垂直に立ち上がるフ
ランジ３２とを有する。

【００６２】スリーブ３０の本体３１の端面には、図４
に示すように、後述する外輪押え１７を固定するための
ボルト（図示せず）を受け入れるための複数のねじ穴３
１ｃが形成されている。フランジ３２は、本体３１の外
周面に一体的に連なりかつ該外周面から垂直に立ち上が
る４つの柱状部３３と、各柱状部３３をそれぞれ一体的
に繋ぐように形成されたリング状の連結部３４とから構
成される。各柱状部３３は、本体３１の外周面に沿って
等間隔に配列されている。各柱状部３３には、ボルト受
入穴３３ａおよび放電ワイヤカットによる平行ばね機構
３５がそれぞれ形成されている。平行ばね機構３５は、
柱状部３３におけるスリーブ３０の軸方向と直交する面
に形成されたＺ状の溝３５ａと、柱状部３３の軸方向と
直交する面に、溝３５ａにおける始点、終点を含む各連
結点に対向して直線状に伸びるように形成された４つの
溝３５ｂとを有する。平行ばね機構３５におけるばね定
数ｋ２２、ばね部位置（溝３５ａ，３５ｂの位置）、溝
３５ａの上記各連結点の穴径ｄ、ヒンジ部の距離Δｓ
（溝３５ａの上記各連結点と対応する溝３５ｂとの間の
距離）などの各諸元は、有限要素法により決定される。
具体的には、各アンギュラ玉軸受４ｃ，４ｄに正規の予
圧力を付与するために、スリーブ３０のラジアル、軸回
転方向の静剛性が所定の値を満足することを条件に軸方
向の静剛性のみが小さくなるように平行ばね機構３５の
各諸元が設定される。よって、この平行ばね機構３５に
より、フランジ３２にスリーブ３０の軸方向へのばね作
用を持たせることが可能になり、スリーブ３０の軸方向
への静剛性のみを小さくすることができる。

【００６３】また、フランジ３２の連結部３４には、各
アンギュラ玉軸受４ｃ，４ｄへ潤滑油を供給するための
複数の供給口３４ａ，３４ｂが形成され、同様に本体３
１に各アンギュラ玉軸受４ｃ，４ｄへの潤滑油の供給口
３１ａ，３１ｂが形成されている。供給口３４ａと供給
口３１ａおよび供給口３４ｂと供給口３１ｂは、流体論
理回路素子用パイプなどの柔軟性を有するパイプ３６
ａ，３６ｂ（図中の二点鎖線で示す）を介して接続さ
れ、各供給口３４ａ，３４ｂは、第３ハウジング部１ｃ
内の潤滑油供給路（図示せず）に連通する。各供給口３
１ａ，３１ｂはパイプ３６ａ，３６ｂを介して供給され
た潤滑油をアンギュラ玉軸受４ｃ，４ｄに導く。

【００６４】スリーブ３０は、図３に示すように、第３
ハウジング部１ｃ内に挿入され、ボルト受入孔３３ａに
挿入されたボルト１３により第３ハウジング部１ｃに固
定されている。スリーブ３０は、その本体３１の一方の
端面側部位（ハウジング１の内方側）とハウジング１の
内周面との間に所定隙間量を有する隙間Ｓ２が形成され
るように第３ハウジング部１ｃ内に挿入されている。こ
の隙間Ｓ２は、スリーブ３０の本体３１と第３ハウジン
グ部１ｃとの間に挿入された複数のＯリング１４により
外部に対してシールされている。隙間Ｓ２には、第３ハ
ウジング部１ｃに形成された油供給路１ｅを介して作動
油が供給され、この隙間Ｓ２に供給される作動油によ
り、アンギュラ玉軸受４ｃ，４ｄに対して軸方向への予
圧が付与される。このアンギュラ玉軸受４ｃ，４ｄに対
する予圧は、隙間Ｓ２に供給する作動油の圧力を制御す
ることにより可変することが可能である。この隙間Ｓ２
への作動油の供給およびその圧力制御についての詳細
は、後述する。

【００６５】アンギュラ玉軸受４ｃ，４ｄにおいては、
その外輪がスリーブ３０の本体３１に嵌合され、内輪が
主軸２に嵌合されている。また、各アンギュラ玉軸受４
ｃ，４ｄ間には外輪間座１５ａおよび内輪間座１５ｂが
挿入されている。アンギュラ玉軸受４ｃの内輪は、主軸
２のねじ部２ｂに螺合されている内輪固定ナット１６に
より主軸２に固定され、これにより、アンギュラ玉軸受
４ｄの内輪も同様に主軸２に固定されることになる。ア
ンギュラ玉軸受４ｃの外輪は、スリーブ３０に取り付け
られた外輪押え１７によりスリーブ３０の内面に固定さ
れ、これにより、アンギュラ玉軸受４ｄの外輪も同様に
スリーブ３０の内面に固定されることになる。ここで、
外輪押え１７はスリーブ３０の各ねじ穴３１ｃ（図４に
示す）に螺合されたボルト（図示せず）によりスリーブ
３０に固定されている。

【００６６】第３ハウジング部１ｃの端面には、リング
状のダンパ盤１８がスリーブ３０のフランジ３２と対向
するように取り付けられている。ダンパ盤１８とスリー
ブ３０間には、所定の隙間量を有する隙間Ｓ３が形成さ
れ、この隙間Ｓ３の一部Ｓ３１は、ダンパ盤１８とスリ
ーブ３０との間に挿入された複数のＯリング１９により
外部に対してシールされている。隙間Ｓ３１には、ダン
パ盤１８に形成された油供給路（図示せず）を介して供
給された所定粘度の油が充填されている。この隙間Ｓ３
１に充填された油により、スリーブ３０と第３ハウジン
グ部１ｃとの間にダンピング作用が付与されることにな
る。この隙間Ｓ３１における油圧は、アンギュラ玉軸受
４ｃ，４ｄに付与される予圧に影響を与えない程度の低
圧力に設定される。

【００６７】次に、本実施の形態における制御系につい
て図２を参照しながら説明する。

【００６８】本実施の形態における制御系は、軸受（ア
ンギュラ玉軸受４ａの外輪）に作用する荷重およびその
温度、高周波モータ３の駆動トルク、主軸２の回転速度
Ｎのそれぞれに基づき各アンギュラ玉軸受４ｃ，４ｄに
付与する予圧の制御、スリーブ２０を冷却するために隙
間Ｓ１に供給される冷却用油の流量およびその温度の制
御を行うとともに、これらの制御の結果として生じる工
具４０の先端位置の補正を行う。この制御系は、図２に
示すように、高周波モータ３を駆動するモータドライバ
４１と、ＮＣ制御コントローラ４２と、ニューロコンピ
ュータ４３とを有する。ＮＣ制御コントローラ４２は、
回転速度を指示するための回転速度指示信号ＣNを出力
するとともに、ニューロコンピュータ４３からの補正信
号ΔＸ，ΔＹ，ΔＺを監視しながら工具４０の先端位置
の補正を行う。ここで、回転速度指示信号ＣNはニュー
ロコンピュータ４３に入力されるとともに、モータドラ
イバ４１に入力され、モータドライバ４１は、入力され
た回転速度指示信号ＣNに基づき対応する回転速度で高
周波モータ３を駆動する。また、モータドライバ４１
は、高周波モータ３の駆動トルク値を示す駆動トルク信
号Ｔをニューロコンピュータ４３に入力する。

【００６９】ニューロコンピュータ４３は、入力層４３
ａと、中間層４３ｂと、出力層４３ｃとを有する階層型
ネットワークから構成され、入力パターンと対応する目
標出力の組の集合が与えられたときに、ネットワークの
出力が与えられた目標出力に一致するようにネットワー
クの結合荷重を修正する。具体的には、軸受の回転速
度、軸受に作用する力、外輪温度、モータトルクを含め
た軸受解析によって計算された出力の最適値と、スピン
ドル剛性の測定結果と、冷却油（隙間Ｓ１に供給される
冷却用油）による冷却効果を確認するための実験により
得られた結果とを教師データ（目標出力）として与え、
アンギュラ玉軸受４ａに埋め込まれた各センサＳ_X，Ｓ_Y
からの荷重信号Ｆ_X，Ｆ_Yおよび温度信号Ｔ_WX，Ｔ_WY、モ
ータドライバ４１からの駆動トルク信号Ｔ、ＮＣ制御コ
ントローラ４２からの回転速度指示信号ＣNのそれぞれ
を入力層４３ａに入力する。そして、入力層４３ａに入
力された各信号は、中間層４３ｂを経て出力層４３ｃに
送られ、出力層４３ｃからは、各アンギュラ玉軸受４
ｃ，４ｄに付与する予圧力を決定する流体圧力（隙間Ｓ
２に供給される油の圧力）を指示する圧力指示信号Ｃ
P、隙間Ｓ１に供給される冷却用油の流量を指示する流
量指示信号ＣQおよびその温度を指示する温度指示信号
ＣTの各制御信号を対応する教師データに一致するよう
に出力するとともに、こららの信号による制御の結果と
して生じるＸ，Ｙ，Ｚの各方向における工具先端位置の
補正量をそれぞれ示す補正信号ΔＸ，ΔＹ，ΔＺが出力
される。これら出力される信号はデジタル信号である。

【００７０】圧力指示信号ＣPは、圧力制御ユニット４
８に入力される。圧力制御ユニット４８は、圧力指示信
号ＣPに基づきポンプ４７から油供給路１ｅを介して隙
間Ｓ２に供給される作動油の圧力を制御するためのユニ
ットであり、このユニットは、ポンプ４７の吐出口に接
続されたデジタル弁（図示せず）を含む。このデジタル
弁は、隙間Ｓ２に供給された作動油の圧力を圧力指示信
号ＣPにより指示される圧力に保持するように動作す
る。

【００７１】流量指示信号ＣQは、流量制御ユニット４
５に入力される。流量制御ユニット４５は、流量指示信
号ＣQに基づきポンプ４４から油供給路１ｄを介して隙
間Ｓ１に供給される冷却用油の流量を制御するためのユ
ニットであり、このユニットは、ポンプ４４の吐出口に
接続されたデジタル弁（図示せず）を含む。このデジタ
ル弁は、隙間Ｓ１に供給される冷却用油の流量を流量指
示信号ＣQにより指示される流量に保持するように動作
する。温度指示信号ＣTは、流量制御ユニット４５の下
流側に配置された冷却ユニット４６に入力される。冷却
ユニット４６は、温度指示信号ＣTに基づきポンプ４４
から隙間Ｓ１に供給される冷却用油の温度を制御するた
めのユニットであり、冷却用油に対する冷却媒体の流量
を調整することによって、隙間Ｓ２に供給される冷却用
油の温度を温度指示信号ＣTにより指示される温度に保
持するように制御する。

【００７２】各補正信号ΔＸ，ΔＹ，ΔＺはＮＣ制御コ
ントローラ４２に入力され、ＮＣ制御コントローラ４２
は、入力された各補正信号ΔＸ，ΔＹ，ΔＺに基づき工
具４０の先端位置の補正を行う。

【００７３】予圧を各アンギュラ玉軸受４ｃ，４ｄに付
与する際には、図３に示すように、運転状態に応じた圧
力の作動油が隙間Ｓ２に供給され、スリーブ３０には作
動油の圧力が作用する。このとき、スリーブ３０は、フ
ランジ３２の固定部位（ボルト１３により第３ハウジン
グ部１ｃに固定されている部位）を中心とし、平行ばね
機構３５により軸方向に主軸２の後端側に向けて弾性変
形する。このスリーブ３０の軸方向の弾性変形量は、作
動油の圧力に応じた値である。この弾性変形に伴い各ア
ンギュラ玉軸受４ｃ，４ｄの外輪には、作動油の圧力に
応じた軸方向への予圧力が付与されることになる。よっ
て、上述した制御系により隙間Ｓ２に供給される作動油
の圧力を制御することによって、予圧を、主軸２の規定
回転速度への立ち上がり時または立ち下がり時に対応す
る大きさの予圧、高速軽切削から低速重切削までの運転
条件に対応する大きさの予圧にそれぞれ切り換えること
ができる。

【００７４】また、スリーブ３０においては、平行ばね
機構３５により軸方向への静剛性のみを小さく設定して
いるので、このスリーブ３０の軸方向への静剛性が小さ
くなった分、隙間Ｓ３１に充填した油によるダンピング
が有効的に作用することになる。同様に、スリーブ２０
においても、その平行ばね機構２３によりラジアル方向
への静剛性のみを小さく設定しているので、このラジア
ル方向への静剛性が小さくなった分、隙間Ｓ１のダンピ
ング効果が有効に作用することになる。その結果、加工
時には適正な予圧を安定に保持することができるととも
に、加工時の軸方向の不安定現象例えばびびりなどの発
生をなくすことができる。

【００７５】さらに、隙間Ｓ１へ供給する冷却用油の油
温を制御しながら冷却用油を循環させることにより、主
軸２の高速回転駆動時に生じるアンギュラ玉軸受４ａ，
４ｂの焼付けなどを未然に防止することができる。ま
た、冷却用油の流量および温度を運転条件に応じた適正
な値に設定することができ、安定した冷却効果を得るこ
とができる。

【００７６】さらに、上記各制御信号による制御の結果
として生じるＸ，Ｙ，Ｚの各方向における工具先端位置
の補正量をそれぞれ示す補正信号ΔＸ，ΔＹ，ΔＺに基
づき工具先端位置の補正が行われるので、運転条件の変
化に拘らず高精度な加工を実現することができる。

【００７７】さらに、工具先端位置の安定のためには、
主軸２への熱の流入を抑え、できる限りアンギュラ玉軸
受４ａ，４ｂの外輪からスリーブ２０側へ熱を逃す方が
よい。このためには、外輪の熱伝導率が内輪の熱伝導率
より大きいことが望ましい。ここで、外輪に熱が多く流
れるとすると、内輪の温度が外輪の温度より高くなるの
で、軸受隙間を一定にするために、内輪の線膨張係数が
外輪の線膨張係数より小さくすることが好ましい。

【００７８】（実施の第２形態）次に、本発明の実施の
第２形態について図６を参照しながら説明する。図６は
本発明の実施の第２形態に係る軸受装置の主要部構成を
示す図である。

【００７９】本実施の形態は、上述の実施の第１形態で
用いられている埋め込み型センサＳ _X，Ｓ_Yに代えて、ロ
ードワッシャ５１を用い、主軸２（工具）に作用する荷
重を検出するように構成されている。なお、他の構成に
ついては上述の実施の第１形態と同じであり、その説明
は省略する。

【００８０】具体的には、図６（ａ）に示すように、ス
リーブ２０は、４本のボルト５０により第１ハウジング
１ａに取り付けられ、スリーブ２０のフランジ２２と第
１ハウジング１ａとの間には、２つのロードワッシャ５
１および２つのダミーワッシャ５２が挟み込まれてい
る。各ロードワッシャ５１および各ダミーワッシャ５２
には、対応するボルト５０が挿通されている。各ロード
ワッシャ５１は、図６（ｂ）に示すように、互いに角度
的に９０度離れた位置に、かつ主軸２（工具）に作用す
る荷重の絶対値およびその方向が検出可能なように配置
されている。一方のロードワッシャ５１は、主軸２のＸ
方向に作用する荷重を検出するセンサであり、他方のロ
ードワッシャ５１は、主軸２のＹ方向に作用する荷重を
検出するセンサである。このように、本実施の形態で
は、各ロードワッシャ５１を用いて主軸２（工具）に作
用する荷重の絶対値およびその方向を検出する。各ダミ
ーワッシャ５２は互いに角度的に９０度離れた位置に配
置されている。

【００８１】また、軸受温度の検出に関しては、温度セ
ンサ（図示せず）が例えばアンギュラ玉軸受４ａの外輪
に取り付けられ、この温度センサにより軸受温度を検出
するように構成されている。

【００８２】

【発明の効果】以上説明したように、本発明によれば、
検出器により主軸の回転駆動時における回転速度、負荷
荷重の各制御パラメータをそれぞれ検出し、制御装置に
より、検出された各制御パラメータに基づき予圧負荷装
置に供給される流体の圧力を可変制御するので、予圧負
荷装置により軸受に付与される予圧力を各制御パラメー
タに応じて無段階に可変制御することが可能になり、実
際の運転条件に応じた最適な予圧力を軸受に付与する予
圧切換を行うことができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】（ａ）はスピンドルに組み込まれているアンギ
ュラ玉軸受に作用するラジアル荷重およびスラスト荷重
の関係を模式的に示す図、（ｂ）はアンギュラ玉軸受に
作用するラジアル荷重およびスラスト荷重とボールに作
用する遠心力との関係を模式的に示す図、（ｃ）は外輪
の軌道溝とボール間に作用する接触力を模式的に示す図
である。

【図２】本発明の実施の第１形態に係る軸受装置の全体
構成を模式的に示す図である。

【図３】図２の軸受装置の構成を示す縦断面図である。

【図４】図３の軸受装置に設けられている主軸後端部側
のスリーブを示す斜視図である。

【図５】図３の軸受装置に設けられている主軸前端部側
のスリーブを示す図である。

【図６】本発明の実施の第２形態に係る軸受装置の主要
部構成を示す図である。

【図７】従来のビルトインスピンドルの構成を示す縦断
面図である。

【図８】従来の定位置予圧方式を用いたスピンドルの構
成を示す縦断面図である。

【符号の説明】

１ ハウジング １ａ 第１ハウジング部 １ｄ，１ｅ 油供給路 ２ 主軸 ３ 高周波モータ ４ａ，４ｂ，４ｃ，４ｄ アンギュラ玉軸受 ２０，３０ スリーブ ２３，３３ 平行ばね機構 ２３ａ〜２３ｈ，３３ａ〜３３ｈ 溝 ４１ モータドライバ ４２ ＮＣ制御コントローラ ４３ ニューロコンピュータ ４４，４７ ポンプ ４５ 流量制御ユニット ４６ 冷却ユニット ４８ 圧力制御ユニット ５１ ロードワッシャ Ｓ１，Ｓ２ 隙間 Ｓ_X，Ｓ_Y センサ

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 ハウジングと、前記ハウジング内に挿通
   された主軸と、前記ハウジング内に組み込まれ、前記主
   軸を回転可能に支持する軸受とを備える軸受装置におい
   て、供給される流体により作動し、該流体の圧力に応じ
   た予圧を前記軸受に付与する予圧負荷装置と、前記主軸
   の回転駆動時における回転速度、負荷荷重の各制御パラ
   メータをそれぞれ検出する検出器と、前記予圧を可変制
   御するように、前記各制御パラメータに基づき前記予圧
   負荷装置に供給される流体の圧力を可変制御する制御装
   置とを有することを特徴とする軸受装置。