JP2531837Y2 - 高速静圧気体軸受装置 - Google Patents
高速静圧気体軸受装置Info
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- JP2531837Y2 JP2531837Y2 JP1990070117U JP7011790U JP2531837Y2 JP 2531837 Y2 JP2531837 Y2 JP 2531837Y2 JP 1990070117 U JP1990070117 U JP 1990070117U JP 7011790 U JP7011790 U JP 7011790U JP 2531837 Y2 JP2531837 Y2 JP 2531837Y2
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Description
【考案の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 この考案は、主軸と軸受間の軸受隙間に圧縮気体を供
給することによって、主軸を非接触状態で支持するよう
にした高速静圧気体軸受装置、更に詳しくは、固有振動
数を越えた回転数で使用できる高速回転用静圧気体軸受
スピンドルに関する。
給することによって、主軸を非接触状態で支持するよう
にした高速静圧気体軸受装置、更に詳しくは、固有振動
数を越えた回転数で使用できる高速回転用静圧気体軸受
スピンドルに関する。
静圧気体軸受は、主軸と軸受の間に設けた微小な軸受
隙間に流体絞りノズルから圧縮気体を供給することによ
り、主軸を軸受に対して非接触で支持することができ
る。
隙間に流体絞りノズルから圧縮気体を供給することによ
り、主軸を軸受に対して非接触で支持することができ
る。
従って、他の軸受形式に比べて摩擦損失が小さく、寿
命の問題がないため、高速スピンドルの軸受に適し、例
えば、研削盤、小径穴明機、脆性材料加工機等の高速ス
ピンドルに使用されている。
命の問題がないため、高速スピンドルの軸受に適し、例
えば、研削盤、小径穴明機、脆性材料加工機等の高速ス
ピンドルに使用されている。
第５図は静圧気体軸受を使用した従来の高速スピンド
ルの例を示しており、ハウジング１内に収納した主軸２
を、４個のジャーナル軸受３、４、５、６と主軸２の鍔
７を両側から挟む両面対向形のスラスト軸受８、９によ
って軸受面に対して非接触に支持している。
ルの例を示しており、ハウジング１内に収納した主軸２
を、４個のジャーナル軸受３、４、５、６と主軸２の鍔
７を両側から挟む両面対向形のスラスト軸受８、９によ
って軸受面に対して非接触に支持している。
各ジャーナル軸受３、４、５、６とスラスト軸受８、
９には、ハウジング１に設けた圧縮気体供給路10と連通
する給気絞りノズル11、12が設けられ、軸受隙間に対し
て圧縮気体を供給することによりお、主軸２をラジアル
方向及びスラスト方向に対して非接触で支持し、各軸受
隙間は排気通路13、14、15、16によって外部に連通し、
大気圧に保たれている。
９には、ハウジング１に設けた圧縮気体供給路10と連通
する給気絞りノズル11、12が設けられ、軸受隙間に対し
て圧縮気体を供給することによりお、主軸２をラジアル
方向及びスラスト方向に対して非接触で支持し、各軸受
隙間は排気通路13、14、15、16によって外部に連通し、
大気圧に保たれている。
上記主軸２の駆動方法は図示の場合、後端部に取付け
たモータ17のロータ17aとモータステータ17bとによって
直接駆動するものを示したが、ベルトやカップリングを
用い、ハウジングの外部から他の駆動源で間接的に駆動
する方法も採用されている。
たモータ17のロータ17aとモータステータ17bとによって
直接駆動するものを示したが、ベルトやカップリングを
用い、ハウジングの外部から他の駆動源で間接的に駆動
する方法も採用されている。
このようなスピンドルにおいて、主軸２の不釣合によ
る加振力や駆動源からの振動によって主軸２が振れまわ
ると、加工仕上面の形状誤差や工具の破損等の原因とな
り、また、振れまわりの振幅がさらに大きくなると、主
軸と軸受が接触し、軸受面の損傷に結びつく。
る加振力や駆動源からの振動によって主軸２が振れまわ
ると、加工仕上面の形状誤差や工具の破損等の原因とな
り、また、振れまわりの振幅がさらに大きくなると、主
軸と軸受が接触し、軸受面の損傷に結びつく。
このため、従来の静圧空気軸受は、軸受の固有振動数
を大きくし、固有振動数以下の回転数で使用できるよう
にすることと、主軸の振れを小さくすることの２つの目
的で軸受剛性をできるだけ大きくする事を重点に考えら
れてきた。
を大きくし、固有振動数以下の回転数で使用できるよう
にすることと、主軸の振れを小さくすることの２つの目
的で軸受剛性をできるだけ大きくする事を重点に考えら
れてきた。
実際のスピンドルにおいては、長さの制限があるた
め、上記した「剛性を高くする」ということは、K/Lの
大きな軸受を選定し、第５図に示したように、制限長さ
内で、できるだけ多く並べて使用されてきた。もちろ
ん、剛性的に余裕のある場合は、長さ方向に並べる中央
部の軸受は省略してスピンドルを構成することもある。
め、上記した「剛性を高くする」ということは、K/Lの
大きな軸受を選定し、第５図に示したように、制限長さ
内で、できるだけ多く並べて使用されてきた。もちろ
ん、剛性的に余裕のある場合は、長さ方向に並べる中央
部の軸受は省略してスピンドルを構成することもある。
ちなみに、軸径30mm、ノズル数８個２列、ノズル孔径
0.3mm、軸受隙間12μｍ、給気圧5kgf/cm2（ゲージ圧）
のスピンドル軸受を例にとり、K/LとL/Dの関係を計算し
た結果を第６図に示す。ここでＫは剛性、Ｌはジャーナ
ル軸受長さ、Ｄは軸径である。
0.3mm、軸受隙間12μｍ、給気圧5kgf/cm2（ゲージ圧）
のスピンドル軸受を例にとり、K/LとL/Dの関係を計算し
た結果を第６図に示す。ここでＫは剛性、Ｌはジャーナ
ル軸受長さ、Ｄは軸径である。
第６図に示す結果より明らかなように、L/Dの小さな
軸受の方がK/Lが大きいため、従来はL/Dが0.5〜２の軸
受を１個のスピンドルに対して複数個使用している。
軸受の方がK/Lが大きいため、従来はL/Dが0.5〜２の軸
受を１個のスピンドルに対して複数個使用している。
ところで、上記のようなスピンドルにおいて、剛性を
向上させることによって固有振動数を増加させるとして
も限界があり、固有振動数を越えて使用する場合には、
精度よくフィールドバランスをとる必要が生じる。
向上させることによって固有振動数を増加させるとして
も限界があり、固有振動数を越えて使用する場合には、
精度よくフィールドバランスをとる必要が生じる。
また、このスピンドルの先端に工具等が付く場合、こ
の工具の着脱時に少しでもアンバランスが生じると、再
びフィールドバランスをとらないと固有振動数を乗り越
えられなくなる。
の工具の着脱時に少しでもアンバランスが生じると、再
びフィールドバランスをとらないと固有振動数を乗り越
えられなくなる。
しかしながら、フィールドバランスは大変熟練した技
術と労力を要するものであり、スピンドル製作時のコス
トアップと生産能力の阻害となり、現場においてもスピ
ンドル使用者がその都度フィールドバランスをとって使
用するのは非能率である。
術と労力を要するものであり、スピンドル製作時のコス
トアップと生産能力の阻害となり、現場においてもスピ
ンドル使用者がその都度フィールドバランスをとって使
用するのは非能率である。
従って、高速回転数において従来のスピンドル軸受を
使用するのは非常に困難であった。
使用するのは非常に困難であった。
そこで、この考案の課題は、上記のような問題点を解
決するため、従来無視されていた減衰係数に注目し、軸
受の減衰係数／剛性の値を高め、高速回転時の主軸の振
れ精度を向上させ、フィールドバランス等の工数を削減
することもできる高速静圧気体軸受装置を提供すること
にある。
決するため、従来無視されていた減衰係数に注目し、軸
受の減衰係数／剛性の値を高め、高速回転時の主軸の振
れ精度を向上させ、フィールドバランス等の工数を削減
することもできる高速静圧気体軸受装置を提供すること
にある。
上記のような課題を解決するため、この考案は、一方
の端部に駆動手段とスラスト板を有する主軸を１個のジ
ャーナル軸受で支持し、該ジャーナル軸受は、主軸の直
径に比較し３倍以上の長さを有し、かつ、前記スラスト
板の近傍と他方の端部の各々に複数の給気絞りノズルを
円周方向に並べて設けた構造とし、両端部の給気絞りノ
ズル間には排気口を設けないで軸受隙間を形成すると共
に、前記スラスト板にスラスト静圧気体軸受を設けた構
成としたものである。
の端部に駆動手段とスラスト板を有する主軸を１個のジ
ャーナル軸受で支持し、該ジャーナル軸受は、主軸の直
径に比較し３倍以上の長さを有し、かつ、前記スラスト
板の近傍と他方の端部の各々に複数の給気絞りノズルを
円周方向に並べて設けた構造とし、両端部の給気絞りノ
ズル間には排気口を設けないで軸受隙間を形成すると共
に、前記スラスト板にスラスト静圧気体軸受を設けた構
成としたものである。
一方の端部に駆動手段とスラスト板を有する主軸を、
該主軸の直径に比較して３倍以上の長さを有する１個の
静圧気体ジャーナル軸受で支持し、このジャーナル軸受
の両端部近傍に複数の給気絞りノズルを設け、両端部の
給気絞りノズル間には排気口を設けないので、主軸の軸
受面に対する非接触の支持が長く確保でき、これにより
減衰係数を大幅に向上させ、高速回転時の主軸の振れま
わりを抑制することができる。
該主軸の直径に比較して３倍以上の長さを有する１個の
静圧気体ジャーナル軸受で支持し、このジャーナル軸受
の両端部近傍に複数の給気絞りノズルを設け、両端部の
給気絞りノズル間には排気口を設けないので、主軸の軸
受面に対する非接触の支持が長く確保でき、これにより
減衰係数を大幅に向上させ、高速回転時の主軸の振れま
わりを抑制することができる。
以下、この考案の実施例を添付図面の第１図乃至第４
図及び第７図に基づいて説明する。
図及び第７図に基づいて説明する。
この考案は、１自由度系の振動モデルにおいて、アン
バランスによる加振力によって生じる変位に対し、剛性
と減衰係数の及ぼす影響を考慮し、従来とは異なって、
剛性よりも減衰係数を重視すべきことを見い出し、この
減衰係数／剛性が大きなことを特徴とした高速回転用静
圧軸受スピンドルを提供するものである。
バランスによる加振力によって生じる変位に対し、剛性
と減衰係数の及ぼす影響を考慮し、従来とは異なって、
剛性よりも減衰係数を重視すべきことを見い出し、この
減衰係数／剛性が大きなことを特徴とした高速回転用静
圧軸受スピンドルを提供するものである。
静圧気体軸受スピンドルの主軸−軸受系の振動は、第
４図に示す質量ｍの質点21、ばね定数Ｋのばね22、減衰
係数Ｃのダッシュポット23からなる振動系でモデル化し
て考えてみる。質点21は主軸の質量または慣性モーメン
ト、ばね22とダッシュポット23は軸受部の剛性ｋと減衰
係数にそれぞれ対応する。質点21に振幅Ｆ、角振動数ω
の加振力が作用するとき、質点21の運動方程式は、次の
ようになる。
４図に示す質量ｍの質点21、ばね定数Ｋのばね22、減衰
係数Ｃのダッシュポット23からなる振動系でモデル化し
て考えてみる。質点21は主軸の質量または慣性モーメン
ト、ばね22とダッシュポット23は軸受部の剛性ｋと減衰
係数にそれぞれ対応する。質点21に振幅Ｆ、角振動数ω
の加振力が作用するとき、質点21の運動方程式は、次の
ようになる。
ｍ＋ｃ＋kx＝Fcosωｔ （１） ここでｘは質点の変位、ｔは時間である。
（１）式を解いて、質点の振幅XFを求めると、 XF＝F/√ （ｋ−ｍω２）２＋c2ω２ （２） 加振力が主軸の不釣合によって発生する場合は、加振
力の振動数は主軸の回転数と一致し、その振幅はＦ＝ｕ
ω２であらわされる。
力の振動数は主軸の回転数と一致し、その振幅はＦ＝ｕ
ω２であらわされる。
ここで、ｕは主軸の不釣合量である。したがって振幅
XUは、次のようになる。
XUは、次のようになる。
XU＝ｕω２／√ （ｋ−ｍω２）２＋c2ω２ （３） 第４図の振動モデルの固有振動数ωは√k/mだから、
（３）式でω＝√k/mとすると、不釣合による振れまわ
りの振幅は（４）式で表わされる。
（３）式でω＝√k/mとすると、不釣合による振れまわ
りの振幅は（４）式で表わされる。
したがって、固有振動数と回転数が等しい場合には、
軸受部の剛性が大きいほどかえって不釣合による振れま
わりが大きくなる。
軸受部の剛性が大きいほどかえって不釣合による振れま
わりが大きくなる。
また、ωが固有振動数√k/mよりも大きい場合には、
ｋ＜ｍω２であるから、ｍ、ωが一定とすると、ｋが大
きいほど（ｋ−ｍω２）２は小さくなる。したがって、
（２）、（３）式の分母が小さくなる。つまり、固有振
動数よりも振動数の大きい加振力に対しても、ｋが大き
いほど振れ回りが大きくなる。
ｋ＜ｍω２であるから、ｍ、ωが一定とすると、ｋが大
きいほど（ｋ−ｍω２）２は小さくなる。したがって、
（２）、（３）式の分母が小さくなる。つまり、固有振
動数よりも振動数の大きい加振力に対しても、ｋが大き
いほど振れ回りが大きくなる。
以上のように、使用回転数が、主軸−軸受系の固有振
動数を越える場合には、軸受部の剛性を大きくする従来
の構造によっては、主軸の振れまわりを抑制することが
できない。
動数を越える場合には、軸受部の剛性を大きくする従来
の構造によっては、主軸の振れまわりを抑制することが
できない。
一方、軸受の減衰係数に注目すると、（４）式におい
て減衰係数ｃが大きいと不釣合による振れ回り量が小さ
くなることが分かるし、また、（２）、（３）式の分母
においても、減衰係数ｃは加振振動数ωとの積で効くの
で同様の事が言える。従って固有振動数を越えた高速回
転における主軸の振れ回りは、剛性はむしろ小さくし、
減衰係数を大きくする方が効果的に抑制できることにな
る。
て減衰係数ｃが大きいと不釣合による振れ回り量が小さ
くなることが分かるし、また、（２）、（３）式の分母
においても、減衰係数ｃは加振振動数ωとの積で効くの
で同様の事が言える。従って固有振動数を越えた高速回
転における主軸の振れ回りは、剛性はむしろ小さくし、
減衰係数を大きくする方が効果的に抑制できることにな
る。
前記第６図と同一諸元において軸受の単位長さ当りの
減衰係数C/LとL/Dの関係を計算してみると、第７図に示
すようになる。この結果よりC/LはL/Dが大きくなるに従
いC/Lも増加することが分かる。ただし増加率はL/Dが３
以上は低下して来ている。この考案では、上記結果を有
限長さのスピンドルに適用し、ジャーナル軸受部を主軸
直径の３倍以上の長さを有する１個のジャーナル軸受と
し、給気絞りノズルを軸受の両端近傍の位置に、各々円
周方向に複数個配置した構造を採用している。
減衰係数C/LとL/Dの関係を計算してみると、第７図に示
すようになる。この結果よりC/LはL/Dが大きくなるに従
いC/Lも増加することが分かる。ただし増加率はL/Dが３
以上は低下して来ている。この考案では、上記結果を有
限長さのスピンドルに適用し、ジャーナル軸受部を主軸
直径の３倍以上の長さを有する１個のジャーナル軸受と
し、給気絞りノズルを軸受の両端近傍の位置に、各々円
周方向に複数個配置した構造を採用している。
第１図はこの考案の第１の実施例を示しており、ハウ
ジング31内に収納した主軸32は、軸受幅の大きい１個の
スリーブ状静圧気体ジャーナル軸受33と主軸32の一方端
部側に設けたスラスト板34を挟む両面対向形のスラスト
静圧気体軸受35、36によって、軸受面に対して非接触状
態で支持される。
ジング31内に収納した主軸32は、軸受幅の大きい１個の
スリーブ状静圧気体ジャーナル軸受33と主軸32の一方端
部側に設けたスラスト板34を挟む両面対向形のスラスト
静圧気体軸受35、36によって、軸受面に対して非接触状
態で支持される。
ジャーナル軸受33は、主軸32の直径に比較して３倍以
上の長さを有し、その両端部近傍には給気絞りノズル3
7、37が円周方向に各々複数づつ配置され、両端の給気
絞りノズル37、37間には排気口を設けないで軸受隙間を
形成すると共に、一方の給気絞りノズル37はスラスト板
34に接近して位置し、この給気絞りノズル37、37とスラ
スト板34を挟むスラスト静圧気体軸受35、36における給
気絞りノズル38、38には、ハウジング31に設けた圧縮気
体供給路39から圧縮気体を供給し、主軸32を軸受面に対
して圧縮気体で非接触に支持する。
上の長さを有し、その両端部近傍には給気絞りノズル3
7、37が円周方向に各々複数づつ配置され、両端の給気
絞りノズル37、37間には排気口を設けないで軸受隙間を
形成すると共に、一方の給気絞りノズル37はスラスト板
34に接近して位置し、この給気絞りノズル37、37とスラ
スト板34を挟むスラスト静圧気体軸受35、36における給
気絞りノズル38、38には、ハウジング31に設けた圧縮気
体供給路39から圧縮気体を供給し、主軸32を軸受面に対
して圧縮気体で非接触に支持する。
主軸32は、後端となる一方端部に設けたモータ40のロ
ータ40a及びモータステータ40bによって直接駆動される
例を示し、軸受隙間は排気通路41、42、43によってハウ
ジング31の外部に連通している。
ータ40a及びモータステータ40bによって直接駆動される
例を示し、軸受隙間は排気通路41、42、43によってハウ
ジング31の外部に連通している。
上記のように、ジャーナル軸受33を主軸32の直径に比
較し３倍以上の長さを有する１個のスリーブで形成し、
その両端部近傍に給気絞りノズル37、37を設けかつ、両
端部の給気絞りノズル間には排気口を設けないで軸受隙
間を形成する構造とすることにより、軸受の減衰係数／
剛性の値を非常に高め、従来に比べて減衰係数を大幅に
向上させ、高速回転時の主軸32の振れまわりを抑制する
ことができる。
較し３倍以上の長さを有する１個のスリーブで形成し、
その両端部近傍に給気絞りノズル37、37を設けかつ、両
端部の給気絞りノズル間には排気口を設けないで軸受隙
間を形成する構造とすることにより、軸受の減衰係数／
剛性の値を非常に高め、従来に比べて減衰係数を大幅に
向上させ、高速回転時の主軸32の振れまわりを抑制する
ことができる。
ところで、ジャーナル軸受33を１個とするために１個
のスリーブで形成する必要があり、軸受スリーブの全長
が従来に比べて長いものになる。
のスリーブで形成する必要があり、軸受スリーブの全長
が従来に比べて長いものになる。
このため、このジャーナル軸受33を製作するにあたっ
ては、第５図で示した従来例のように、ジャーナル軸受
の端部にスラスト軸受一方を一体に設け、給気絞りノズ
ルの下穴をドリルで軸方向に加工することは非常に困難
な状態が生じる場合がある。
ては、第５図で示した従来例のように、ジャーナル軸受
の端部にスラスト軸受一方を一体に設け、給気絞りノズ
ルの下穴をドリルで軸方向に加工することは非常に困難
な状態が生じる場合がある。
第１の実施例ではこれを避けるため、スラスト静圧気
体軸受36をジャーナル軸受33と別部品にしている。しか
し、このような構造にすると、加工は容易になるが、ス
ラスト軸受部の厚さ分だけジャーナル軸受33が短くな
り、また、スラスト板34やモータロータ等の質量のジャ
ーナル軸受端からの突き出し量が大きくなるので、主軸
のコニカルモードの振れまわりに対して不利である。
体軸受36をジャーナル軸受33と別部品にしている。しか
し、このような構造にすると、加工は容易になるが、ス
ラスト軸受部の厚さ分だけジャーナル軸受33が短くな
り、また、スラスト板34やモータロータ等の質量のジャ
ーナル軸受端からの突き出し量が大きくなるので、主軸
のコニカルモードの振れまわりに対して不利である。
そこで、第２図に示す第２の実施例のように、ジャー
ナル軸受33の一方端部に一方のスラスト静圧気体軸受36
aを一体に設け、このスラスト静圧気体軸受36aに設ける
給気絞りノズル38の下穴38aを半径方向に加工する構造
を採用すれば、上記の不都合を解消することができる。
ナル軸受33の一方端部に一方のスラスト静圧気体軸受36
aを一体に設け、このスラスト静圧気体軸受36aに設ける
給気絞りノズル38の下穴38aを半径方向に加工する構造
を採用すれば、上記の不都合を解消することができる。
次に、第３図の第３の実施例は、主軸32の駆動源にエ
アタービンを採用し静電塗装機等として使用する構造を
示している。なお、第１図の第１実施例と同一部分につ
いては、同一符号を付して説明に代える。
アタービンを採用し静電塗装機等として使用する構造を
示している。なお、第１図の第１実施例と同一部分につ
いては、同一符号を付して説明に代える。
第３図において、ハウジング31内のスリーブ状静圧気
体ジャーナル軸受33で支持した主軸32の後端となる一方
端部に、大径鍔部51を連ねて設け、スラスト板となるこ
の鍔部51の外周面に圧力エアを受けるタービンブレード
52を円周方向に並べて形成し、ハウジング31に設けたエ
ア供給口53から供給したエアをタービンベレード52に向
けて噴出することにより、主軸32に高速回転を与えるよ
うになっている。
体ジャーナル軸受33で支持した主軸32の後端となる一方
端部に、大径鍔部51を連ねて設け、スラスト板となるこ
の鍔部51の外周面に圧力エアを受けるタービンブレード
52を円周方向に並べて形成し、ハウジング31に設けたエ
ア供給口53から供給したエアをタービンベレード52に向
けて噴出することにより、主軸32に高速回転を与えるよ
うになっている。
また、大径鍔部51を挟む両側に設けた給気絞りノズル
38、38には、エア供給口53から圧縮気体を供給し、鍔部
51の両面に作用する圧縮気体で主軸32をスラスト方向に
対して非接触で支持している。
38、38には、エア供給口53から圧縮気体を供給し、鍔部
51の両面に作用する圧縮気体で主軸32をスラスト方向に
対して非接触で支持している。
この第３の実施例のように、主軸32の駆動源にエアタ
ービンを用いると、モータの場合に比べて全体を小型化
できるという利点がある。
ービンを用いると、モータの場合に比べて全体を小型化
できるという利点がある。
なお、第３図はエアタービンへの給気と軸受への給気
を同一の供給口53から行う構造で説明したが、それぞれ
別の供給口から給気するようにしてもよい。
を同一の供給口53から行う構造で説明したが、それぞれ
別の供給口から給気するようにしてもよい。
さらに、第３図はハウジング31内の１個のスリーブ状
ジャーナル軸受の場合であるが、スリーブを中間部で円
筒状に複数個分割し、これをハウジング内に圧入や焼ば
め等により端面を合わせて挿入し、１個のジャーナル軸
受を形成してもよい。
ジャーナル軸受の場合であるが、スリーブを中間部で円
筒状に複数個分割し、これをハウジング内に圧入や焼ば
め等により端面を合わせて挿入し、１個のジャーナル軸
受を形成してもよい。
以上のように、この考案によると、静圧気体軸受を用
いた高速静圧気体軸受装置において、従来無視されてい
た減衰係数に注目し、軸受性能を計算した結果から主軸
の直径に比較し３倍以上の長さを有する１個のジャーナ
ル軸受を形成し、このジャーナル軸受の軸方向両端部近
傍に給気絞りノズルを円周方向に沿って複数配置し、両
端部の給気絞りノズル間には排気口を設けないで軸受隙
間を形成すると共に、主軸の一端側で給気絞りノズルの
近傍の位置にスラスト静圧気体軸受を設けたので、軸受
の減衰係数／剛性の値を非常に高めることができ、この
ため、高速回転時の主軸の振れ精度を大幅に向上させ、
固有振動を越えた回転数で使用できるスピンドルを得る
ことができる。
いた高速静圧気体軸受装置において、従来無視されてい
た減衰係数に注目し、軸受性能を計算した結果から主軸
の直径に比較し３倍以上の長さを有する１個のジャーナ
ル軸受を形成し、このジャーナル軸受の軸方向両端部近
傍に給気絞りノズルを円周方向に沿って複数配置し、両
端部の給気絞りノズル間には排気口を設けないで軸受隙
間を形成すると共に、主軸の一端側で給気絞りノズルの
近傍の位置にスラスト静圧気体軸受を設けたので、軸受
の減衰係数／剛性の値を非常に高めることができ、この
ため、高速回転時の主軸の振れ精度を大幅に向上させ、
固有振動を越えた回転数で使用できるスピンドルを得る
ことができる。
更に、主軸の振れ精度が従来と同等でよい場合には、
主軸の不釣合修正の精度を落し、フィールドバランス等
の工数を削減することもできる。
主軸の不釣合修正の精度を落し、フィールドバランス等
の工数を削減することもできる。
また、ジャーナル軸受を１個にしたことにより、部品
点数の削減、給気絞りノズルの微細な穴加工の個数減
少、給排気通路の簡略化等が図れ、加工工数の削減も可
能になると共に、主軸支持系を構成する給気絞りノズル
の個数が少なくなるので、軸受部の圧縮気体の消費量も
減少する。
点数の削減、給気絞りノズルの微細な穴加工の個数減
少、給排気通路の簡略化等が図れ、加工工数の削減も可
能になると共に、主軸支持系を構成する給気絞りノズル
の個数が少なくなるので、軸受部の圧縮気体の消費量も
減少する。
第１図はこの考案に係る高速静圧気体軸受装置の第１の
実施例を示す縦断面図、第２図は同第２の実施例を示す
縦断面図、第３図は同第３の実施例を示す縦断面図、第
４図は振動モデルの説明図、第５図は従来の静圧気体軸
受装置の縦断面図、第６図はジャーナル軸受長さ及び軸
径と剛性の関係を示すグラフ、第７図は軸受の単位長さ
当り減衰係数と軸受長さ及び軸径の関係を示すグラフで
ある。 31……ハウジング、32……主軸、33……ジャーナル軸
受、34……スラスト板、35、36……スラスト静圧気体軸
受、37、38……給気絞りノズル、39……圧縮気体供給
路、40……モータ、41、42、43……排気通路。
実施例を示す縦断面図、第２図は同第２の実施例を示す
縦断面図、第３図は同第３の実施例を示す縦断面図、第
４図は振動モデルの説明図、第５図は従来の静圧気体軸
受装置の縦断面図、第６図はジャーナル軸受長さ及び軸
径と剛性の関係を示すグラフ、第７図は軸受の単位長さ
当り減衰係数と軸受長さ及び軸径の関係を示すグラフで
ある。 31……ハウジング、32……主軸、33……ジャーナル軸
受、34……スラスト板、35、36……スラスト静圧気体軸
受、37、38……給気絞りノズル、39……圧縮気体供給
路、40……モータ、41、42、43……排気通路。
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭58−134225（ＪＰ，Ａ) 特開 昭59−89822（ＪＰ，Ａ) 特開 昭62−37516（ＪＰ，Ａ) 特開 昭61−90751（ＪＰ，Ａ) 特開 昭60−173316（ＪＰ，Ａ) 実開 昭61−135022（ＪＰ，Ｕ) 実開 昭55−109128（ＪＰ，Ｕ) 実開 昭54−183198（ＪＰ，Ｕ) 特公 昭54−547（ＪＰ，Ｂ１)
Claims (3)
- 【請求項１】一方の端部に駆動手段とスラスト板を有す
る主軸を１個のジャーナル軸受で支持し、該ジャーナル
軸受は、主軸の直径に比較し３倍以上の長さを有し、か
つ、前記スラスト板の近傍と他方の端部の各々に複数の
給気絞りノズルを円周方向に並べて設けた構造とし、両
端部の給気絞りノズル間には排気口を設けないで軸受隙
間を形成すると共に、前記スラスト板にスラスト静圧気
体軸受を設けた高速静圧気体軸受装置。 - 【請求項２】駆動手段がモータである請求項１記載の高
速静圧気体軸受装置。 - 【請求項３】駆動手段がエアータービンである請求項１
記載の高速静圧気体軸受装置。
Priority Applications (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1990070117U JP2531837Y2 (ja) | 1989-07-28 | 1990-06-29 | 高速静圧気体軸受装置 |
| GB9016234A GB2235259B (en) | 1989-07-28 | 1990-07-24 | Spindle assembly with externally pressurised gas bearing |
| FR9009674A FR2650352B1 (ja) | 1989-07-28 | 1990-07-30 |
Applications Claiming Priority (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1-89525 | 1989-07-28 | ||
| JP8952589 | 1989-07-28 | ||
| JP1990070117U JP2531837Y2 (ja) | 1989-07-28 | 1990-06-29 | 高速静圧気体軸受装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0373722U JPH0373722U (ja) | 1991-07-24 |
| JP2531837Y2 true JP2531837Y2 (ja) | 1997-04-09 |
Family
ID=31718400
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1990070117U Expired - Fee Related JP2531837Y2 (ja) | 1989-07-28 | 1990-06-29 | 高速静圧気体軸受装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2531837Y2 (ja) |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH09166143A (ja) * | 1995-12-18 | 1997-06-24 | Ntn Corp | 静圧空気軸受スピンドル |
| KR101489411B1 (ko) * | 2013-03-04 | 2015-02-04 | 유병선 | 진공 청소 장치 |
Family Cites Families (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS60173316A (ja) * | 1984-02-17 | 1985-09-06 | Nissan Motor Co Ltd | タ−ボチヤ−ジヤ用の気体軸受装置 |
| JPS6190751A (ja) * | 1984-10-08 | 1986-05-08 | 井関農機株式会社 | 籾摺機等の安全装置 |
| JPS6237516A (ja) * | 1985-08-13 | 1987-02-18 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | 静圧気体軸受 |
-
1990
- 1990-06-29 JP JP1990070117U patent/JP2531837Y2/ja not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0373722U (ja) | 1991-07-24 |
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| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |