JP3609613B2

JP3609613B2 - Hydrostatic magnetic compound bearing

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Publication number: JP3609613B2
Application number: JP12196698A
Authority: JP
Inventors: 伸幸鈴木; 裕之山田
Original assignee: NTN Corp
Current assignee: NTN Corp
Priority date: 1997-04-28
Filing date: 1998-05-01
Publication date: 2005-01-12
Anticipated expiration: 2018-04-09
Also published as: JPH1113761A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、静圧気体軸受と磁気軸受とを組み合わせた静圧磁気複合軸受に関し、例えば、高速切削加工機のスピンドル装置等に用いられる静圧磁気複合軸受に関する。
【０００２】
【従来の技術と発明が解決しようとする課題】
磁気軸受は、大きな軸受ギャップを持つため回転によるトルクロスが極めて小さく、積分制御により大きな静剛性を付与できる特徴がある。
図２６は、従来のアルミ材用高速ミーリング磁気軸受スピンドル装置を示す縦断面図である。この従来例のスピンドル装置は、タッチダウンベアリング２５１、工具２５２、変位センサ２５３、ラジアル磁気軸受２５４、スラスト磁気軸受２５５、モータ２５６、ラジアル磁気軸受２５７、変位センサ２５８、および主軸２５９を有する。この磁気軸受スピンドル装置は、最高回転数：４万ｒｐｍ、出力：１５ｋＷ、最大切削能力：１２５０ｃｍ^３／ｍｉｎの各性能を有し、上記用途として大変優れたものである。
【０００３】
しかし、磁気軸受スピンドル装置は、加工中に主軸の曲げ固有振動数の影響を受け易く、そのため非常に複雑な制御系を構成する必要がある。したがって、様々な加工条件への対応が要求される汎用工作機用スピンドル装置としては適さない。
【０００４】
一方、非接触の軸受として、磁気軸受のほかに静圧気体軸受がある。静圧気体軸受は、回転精度が極めて高く優れた動的安定性を持っているが、圧縮性を有するために、静剛性および負荷容量が小さく、汎用工作機械用としてはほとんど適用例がない。
【０００５】
そこで、最近、高速加工機用スピンドル装置として、図２７に縦断面図で示すような、静圧気体軸受と磁気軸受とを組合せた複合軸受スピンドル装置が提案され、実用化が検討されている。この従来例のスピンドル装置は、変位センサ２６３、ラジアル磁気軸受２６４、スラスト磁気軸受２６５、モータ２６６、ラジアル磁気軸受２６７、変位センサ２６８、変位センサ２７０、主軸２７１、および静圧気体軸受２７２，２７３を有する。
【０００６】
しかし、同図の複合軸受スピンドル装置では、磁気軸受２６４，２６７と、静圧気体軸受２７２，２７３とを、軸方向に並べて配置しているため、主軸２７１が長くなり、曲げ固有振動数が低くなるという問題点がある。また、磁気軸受を単独で適用するスピンドル装置の場合と全く同じ構造の制御系の構成を採用しているために、静圧気体軸受の動的安定性を損ね、むしろ外乱発生源として作用するという問題点もある。
また、このスピンドル装置で高回転精度を得るためには、磁気軸受用変位センサが高精度であることが要求されるが、通常、磁気軸受に使用される変位センサは渦電流センサなどの磁気センサが用いられ、分解能は１μｍ程度である。一方、高精度変位センサとしては静電容量型変位センサがあるが、高価で利用は難しい。
したがって、静圧気体軸受，磁気軸受の特長を生かしつつ、欠点を補い合うという目的は十分に達成されていないのが現状である。
【０００７】
この発明の目的は、このような課題を解消し、静圧気体軸受の優れた動剛性および高回転精度と磁気軸受の優れた静剛性とを併せ持ち、コンパクト化が図れる静圧磁気複合軸受を提供することである。
この発明の他の目的は、電磁石のコアの材質の選定や組み合わせにより、絞りの加工性の向上による静圧気体軸受の高精度化や、コンパクト化、鉄損の軽減による発熱防止を実現可能とすることである。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
この発明の静圧磁気複合軸受は、いずれもロータの変位を測定する変位測定手段を有し、この変位測定手段の測定値に従って電磁力を発生させる磁気軸受と、この磁気軸受の軸受ステータに絞りを有する静圧気体軸受とを併設することにより前記ロータを非接触支持するものである。このため、静圧気体軸受の優れた動剛性および回転精度と磁気軸受の優れた静剛性という両者の特長を生かした軸受とできる。なお、静圧気体軸受は、例えば静圧空気軸受とされる。静圧気体軸受は、磁気軸受の磁極面および隣合う磁極面間の非磁性部材面により円周面状の内径面に構成しても良い。
この発明の静圧磁気複合軸受は、ラジアル軸受であっても、アキシャル軸受であっても良い。
ラジアル軸受に適用した場合は、静圧による支持と磁気による支持とに、ロータとなる主軸に別の長さ部分を必要とせず、軸方向に短い複合軸受とでき、主軸長さを短くできる。これにより、曲げ固有振動数が高められ、より高速回転が可能となる。また、軸方向に対する磁気軸受の支持中心点と静圧気体軸受の支持中心点とを略一致させることができ、両軸受の制御が容易になる。
アキシャル軸受に適用した場合は、単に静圧気体軸受と磁気軸受とを径方向に並べて配置する場合に比べて、構成がコンパクトになり、ロータの軸受対向面の径を小さくできる。
【０００９】
このうち請求項１記載の静圧磁気複合軸受は、磁気軸受の電磁石のコアにむく材を使用したものである。
むく材を使用すると、通常使用される積層鋼板で構成された磁気軸受のコアと比較し、自成絞り等の絞りが加工し易く、精度の良い静圧気体軸受を構成することができる。
【００１０】
請求項２記載の静圧磁気複合軸受は、電磁石のコアにつき、全体をむく材とする代わりに、一部をむく材で構成し、このむく材の部分に静圧気体軸受の前記絞りを設け、前記コアのその他の部分を積層珪素鋼板としたものである。
これにより、電磁石のコアで発生する鉄損を軽減すると共に、静圧気体軸受の自成絞り等の絞りを容易に形成することができる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
この発明の第１の実施形態を図１ないし図３と共に説明する。
図１はこの実施形態にかかる静圧磁気複合軸受を応用したスピンドル装置の縦断面図を示す。この静圧磁気複合軸受スピンドル装置１は、工作機械のビルトインモータ形式のスピンドル装置であって、スピンドル台となる円筒状のハウジング２内に、モータ５の前後に配置された一対の静圧磁気複合軸受３，３と、後端のスラスト磁気軸受１０とを介して主軸４を回転自在に支持したものである。主軸４は、静圧磁気複合軸受３のロータとなる。モータ５は、主軸４に一体に設けられたモータ部ロータ６と、ハウジング２に直接設置されたステータ７とで構成される。
ハウジング２の前後端にはフランジ２１Ａ，２１Ｂが形成され、これらフランジ２１Ａ，２１Ｂの内周面は潤滑性に優れた材料からなる保護用軸受面２２とされている。これにより、複合軸受３に異常が生じて主軸４がタッチダウンした場合でも、主軸４の焼付きが防止される。
スラスト磁気軸受１０は、主軸４に一体に設けた軸受ロータ１９と、ハウジング２に設置され上記軸受ロータ１９を軸方向に前後から挟む一対の軸受ステータ２０Ａ，２０Ｂとからなる。軸受ステータ２０Ａ，２０Ｂのコイル電流は、主軸４の軸方向変位を検出するスラスト変位センサ２４の測定値で制御される。スラスト変位センサ２４は、ハウジング２の後部壁２３に設けられている。
【００１４】
前後の静圧磁気複合軸受３，３は、次のようにラジアル磁気軸受８とラジアル静圧気体軸受９とを、構成部品に兼用部分が生じるように一体化させたものである。静圧気体軸受９には静圧空気軸受が用いられている。なお、後述の各実施形態においても、各静圧気体軸受には静圧空気軸受を用いている。ラジアル磁気軸受８は、主軸４の外周に設けられた磁性体の軸受ロータ１１と、ハウジング２に設置された軸受ステータ１２とで構成される。軸受ステータ１２は、コア１３とコイル１４とコイル覆い材１８とでリング状に形成されている。コア１３には固有抵抗の大きい軟磁性むく材が使用される。コア１３は、図２に示すようにリング状部分から複数のヨーク部１３ａを内径側へ互いに放射状に突出させたものであり、各ヨーク部１３ａに前記コイル１４が巻かれている。隣合うヨーク部１３ａ，１３ａ間の隙間は、樹脂モールド、または非磁性金属材料もしくはセラミックス材料からなる溶射による充填、または非磁性金属材料もしくはセラックス材料からなる隔壁、などからなるコア覆い材１８によって充填される。コア覆い材１８の内径面は、ヨーク部１３ａの先端面と共に同一円筒面に仕上げ加工されている。これらコア覆い材１８とヨーク部１３ａとで軸受ステータ１２の円筒面状の内径面を構成している。
【００１５】
軸受ステータコア１３のリング状部の内部には、全周にわたる給気通路１６が形成され、この給気通路１６から各々分岐して、軸受隙間に給気する絞り１５が各ヨーク部１３ａの電磁力発生面である先端内径面に開口して設けられている。給気通路１６は、周方向の１か所または複数箇所に設けた給気口１７から、圧力流体である圧縮空気の供給源（図示せず）に配管等で接続されており、供給された圧縮空気は、軸受ステータ１２の内径面と主軸４との間に形成される軸受隙間ｄに噴出される。
これら絞り１５と、軸受隙間形成部材を兼用する軸受ステータコア１３およびコア覆い材１８とで、ラジアル静圧気体軸受９が構成される。また、軸受ステータコア１３は、絞り１５および給気通路１６の形成部材を兼用する。
この構成により、静圧気体軸受９は、磁気軸受８の全体の軸方向幅内に配置されることになる。また、磁気軸受８のギャップは、軸受ステータコア１３と主軸４との間の隙間となるので、静圧気体軸受９の軸受隙間ｄと、磁気軸受８のギャップとは、互いに主軸４の軸方向の同じ位置に設けられることになる。
図３に示すように、絞り１５は自成絞りであり、コア１３に設けられた給気孔１５ａと軸受隙間ｄとで構成される。給気孔１５ａは、内径が段付きに形成されて、コア１３の内面からなる静圧気体軸受面に開口する部分が微細孔となっており、この微細孔部分は、直径１ｍｍ以下とされている。このように、静圧気体軸受の給気形式に自成絞りを用いた場合、ニューマティックハンマに対する安定性が向上し、高周波域の軸安定性すなわち動剛性を高めることができる。絞り１５は主軸４の円周方向の少なくとも３か所に配置することが好ましい。
【００１６】
なお、この実施形態では、ヨーク部１３ａの全体をむく材としたが、図４に示すように、ヨーク部１３ａの絞り周囲部１３ａａのみをむく材で形成し、ヨーク部１３ａのその他の部分である絞り非近傍部１３ａｂは、積層珪素鋼板としても良い。いずれの場合も、微細孔で形成される自成絞り１５の部分をむく材で製作するため、通常使用される積層鋼板で構成されたコアに加工する場合に比べて、このような微細孔の形成が容易に行え、精度良く静圧気体軸受を形成することができる。また、図４の例のように、絞り周囲部１３ａａ以外に積層珪素鋼板を用いた場合は、全てむく材とする場合に比べてコア１３で発生する鉄損を軽減できる。
【００１７】
この静圧磁気複合軸受３は、このように静圧気体軸受９と磁気軸受８とを組み合わせたものであるため、静圧気体軸受９の優れた動剛性および回転精度と磁気軸受８の優れた静剛性という両者の特長を生かした軸受とできる。
しかも、静圧気体軸受９と磁気軸受８とは、構成部品が兼用されているため、単に静圧気体軸受と磁気軸受とを軸方向に並べて配置する場合に比べて、構成がコンパクトになり、主軸４の長さ短縮できる。これにより、曲げ固有振動数が高められ、より高速回転が可能となる。特に、この実施形態では、磁気軸受８の軸受ステータコア１３およびコア覆い材１８が静圧気体軸受９の軸受隙間形成部材を兼用し、かつ前記軸受ステータコア１３が絞り１５および給気通路１６の形成部材を兼用するため、構成部品が高度に兼用化され、構成のコンパクト化の効果が高い。
【００１８】
前記静圧磁気複合軸受３の制御系を説明する。軸受ステータ１２には、コア覆い材１８を半径方向に貫通して軸受隙間ｄに開口する圧力検出用通気孔２６が、絞り１５の近くの周方向４か所に等間隔に設けられ、これに連通するセンサ装着孔２５に圧力センサ２７Ａ〜２７Ｄが設けられている。これら圧力センサ２７Ａ〜２７Ｄは、互いに直径方向に対向する２つのセンサが１組となって、主軸４のラジアル変位を検出する差圧式のエアマイクロセンサとされている。すなわち、互いに直径方向に対向する圧力センサ２７Ａ，２７Ｂが１つの組を、圧力センサ２７Ｃ，２７Ｄが他の１つの組をなし、一方の圧力センサ２７Ａ，２７Ｂの組の間では、対応する通気孔２６が開口する静圧気体軸受面での圧力差を測定し、これを主軸４のＹ軸方向の変位に換算する。また、他方の圧力センサ２７Ｃ，２７Ｄの組の間でも、対応する通気孔２６が開口する静圧気体軸受面での圧力差を測定し、これを主軸４のＸ軸方向の変位に換算する。
【００１９】
コントローラ２８ａおよびアンプ２９などで構成される磁気軸受制御手段２８は、Ｙ軸方向およびＸ軸方向のフィードバック制御系を有しており、Ｙ軸方向のフィードバック制御系では、上記圧力センサ２７Ａ，２７Ｂにより検出される主軸４のＹ軸方向への変位に基づき、磁気軸受８のＹ軸方向のフィードバック制御が行われる。すなわち、主軸４の変位に応じて、アンプ２９を経て圧力センサ２７Ａ，２７Ｂに対応する位置のコイル１４またはその近隣の幾つかのコイル１４に供給する電流を加減し、主軸４がＹ軸方向に偏らないように制御する。すなわち、主軸４が目標位置に一致するように制御する。これと同様に、磁気軸受制御手段２８のＸ軸方向のフィードバック制御系は、他の圧力センサ２７Ｃ，２７Ｄの測定値により、所定のコイル１４の電流制御を行う。
このように、磁気軸受８の変位センサとして、軸受隙間ｄの静圧を検出する圧力センサ２７Ａ〜２７Ｄを用いたエアマイクロセンサ方式を採用するため、磁気軸受８の制御系のゼロ点（目標値）と静圧気体軸受９の支持中心点（圧力平衡点）を容易に一致させることができ、複雑なセンサ調整が不要となる。また、他の方式のセンサで問題となるロータセンサターゲット面の磁気特性むらや真円度誤差は無関係となる。
【００２０】
磁気軸受制御手段２８によるフィードバック制御は、積分動作または比例積分動作のみとされ、高周波における補償は行われない。また、圧力センサ２７Ａ，２７Ｂのドリフト等により磁気軸受制御系のゼロ点と静圧気体軸受９の支持中心点がずれる場合は、積分制御において僅かな不感帯ｗ（図５）を設けてもよい。不感帯ｗは、圧力センサ２７Ａ，２７Ｂと磁気軸受制御手段２８との間に図６のように不感帯回路３１を設けることで設定しても、また磁気軸受制御手段２８を構成する制御回路内に不感帯回路を設けることで設定しても良い。このように不感帯ｗを設けることにより、温度ドリフト等による磁気軸受８の誤動作を抑制することができる。すなわち、動剛性（高周波領域）を静圧気体軸受９で、静剛性（低周波領域）を磁気軸受８でそれぞれ分担して受け持つ役割分担が確実に行えて、両軸受８，９の特長が共に生かされ、互いに干渉することを回避できる。また、このように、磁気軸受８は積分動作または比例積分動作という低周波制御系となるため、比較的応答性の遅い圧力センサ２７Ａ〜２７Ｄを変位センサとして用いることができる。
磁気軸受８の性能は、磁気軸受制御手段２８の設定によって設定することができるが、一般に磁気軸受の場合、高周波域に有効に減衰力を発生させ、主軸を安定して浮上させることが難しいといった問題がある。そこで、この発明では、磁気軸受８は、その特長である低周波域での軸受剛性を高める役目だけに利用するようにしている。
【００２１】
磁気軸受８のコイル１４に電流を供給するアンプ２９には、電流−電磁力を線型化させるための線型化回路、例えば電流２乗フィードバック回路を有するものが用いられる。これにより、バイアス電流を流すことなく線形化でき、磁気軸受特有の負の剛性も発生しない。すなわち、磁気軸受８で負の剛性が発生するのを回避でき、その負の剛性により静圧気体軸受９の安定性が損なわれるのを防止できる。また、主軸４が回転したときにそのバイアス電流によって発生する主軸４内の鉄損を無くすことができ、高速回転が可能となる。
磁気軸受制御手段２８には、主軸４の回転数に同期したバンドエリミネートフィルタ３２（図７）を挿入しても良い。これにより、主軸４の回転時のロータアンバランスによる振れに対して、磁気軸受８の電磁石からの電磁力は作用しなくなる。前述したように、磁気軸受制御手段２８を積分動作で構成した場合には高周波域での磁気軸受８の作用力は主軸４に対して、不安定力として働く。主軸４の回転時には主軸４の振れは回転同期成分が主成分となる。これを選択的に除去することで、主軸４を安定して回転させることが可能となる。
【００２２】
なお、この実施形態では、圧力センサ２７Ａ〜２７Ｄで直接に主軸４の変位を検出するようにしたが、圧力センサによる測定値から換算して、主軸４と静圧気体軸受面との間の隙間の大きさを求め、この隙間の変化に応じて磁気軸受制御手段２８による制御を行うようにしても良い。
また、圧力センサを前記のように磁気軸受８のコア１３の内部に配置する代わりに、静圧気体軸受９の軸受隙間に連通するように中空パイプ（図示せず）を配置し、外部の圧力センサで圧力を測定するようにしても良い。軸受サイズが小さく、外部に圧力センサを収納するスペースがある場合は、この外部に配置する構成が好ましい。
さらに、図８に示すように、磁気軸受８の内径部、例えばコア覆い材１８等の部分に直接に圧力センサ２７を配置し、主軸４とコア１３間の圧力を測定して主軸４の変位に換算するようにしても良い。
【００２３】
図９，図１０は、他の実施形態にかかる静圧磁気複合軸受を示す。この例は、ラジアル磁気軸受８Ａの軸受ステータ１２のコア１３Ａ内に、静圧気体軸受９Ａの軸受隙間ｄへ給気する絞り１５を形成した静圧磁気複合軸受３Ａにおいて、ラジアル磁気軸受８の電磁石のコア１３Ａをいわゆる馬蹄形とし、その磁極１３Ａａ，１３Ａａの対を、主軸４の軸方向に並べて配置した構造である。各磁極１３Ａａの同一円周上の極性は同じにしてある。この様にすることで、主軸４の回転に伴って主軸４で発生する鉄損を減少させることができる。その他の構成，効果は第１の実施形態と同様である。コア１３Ａの個数は、換言すれば電磁石の個数は、円周方向に３個以上とすることが好ましい。
このように、磁気軸受８Ａを構成する電磁石を３個以上有するものとし、各電磁石のコア１３Ａの磁極１３Ａａを回転軸方向に配置し、同一円周上における各磁極１３Ａａの極性を一致させることで、主軸４の回転に伴い、磁気軸受８Ａの主軸部で発生するヒステリシス損および渦電流損を軽減できる。また、これらの損失による主軸４の発熱が抑制できるため、主軸４の熱膨張よる軸受隙間の減少を最小限に抑え、安定した静圧気体軸受９Ａの性能を得ることができる。
【００２４】
図１１〜図１３の軸受３Ｂは、図９，図１０の例に対して、ラジアル磁気軸受８Ａのコア形状を改良したものである。主軸４の軸方向に配置したコア１３Ｂのヨーク部１３Ｂａ，１３Ｂｂのうち、一方のヨーク部１３Ｂａ側を円周方向に隣り合うヨーク部と共通化し、形状を簡略化させている。このように電磁石を構成することで、電磁石のヨーク１３Ｂの加工工数を減少できて、加工性を向上させることができると共に、主軸４の回転に伴い発生する磁気軸受主軸部分での鉄損をさらに軽減することができ、より高速回転に対応できる。
【００２５】
図１４は、第１の実施形態において、軸受３と対向する主軸４の表面にセラミックスのコーティング層３３を施したものである。これにより、タッチダウン時の主軸４および軸受面の焼き付きを防止できる。さらに、コーティング層３３がセラミックスであるため、磁気軸受８の動作中で主軸４が回転したときに、その主軸４の内部での、鉄損の発生を抑制でき、主軸４の高速回転に対応できる。また、コーティング層３３の外周面は静圧気体軸受９のロータ面、内周面は磁気軸受８のロータ面となり、静圧気体軸受隙間と磁気軸受隙間とが異なる寸法となるため、コーティング層３３の厚さを調整することで、最適な静圧気体軸受９と磁気軸受８の隙間を設定できる。このコーティング層３３の厚さを１ｍｍ厚以下とすることで磁気軸受隙間ｄ′が広くなることを制限すれば、コイル１４の供給電流を増やすことなく所望の電磁力を発生させることができる。
また、主軸４の磁気軸受８におけるロータ部に積層珪素鋼板（図示せず）を使用し、その上にセラミックスコーティング層３３を施しても良い。前記積層珪素鋼板からなるロータ部は、例えば主軸４の外周に設ける。その場合、積層珪素鋼板を使用したことで、高速回転時の鉄損を一層軽減し、高速回転時のロータの発熱を抑えることができる。
また主軸４の材質、またはその外周に前記のように設けるロータ部の材質に、低熱膨張軟磁性材たとえばインバー材を使用し、その外周面上にセラミックスのコーティング層３３を施すことが好ましい。これにより、主軸４ないしロータの曲げ固有振動数が高められ、より高速まで回転することが可能になる。また、インバー材は、低熱膨張係数を有するため、主軸４に温度上昇があっても、主軸４の熱膨張による軸受隙間ｄ′の減少量は小さく抑えることができ、かつ磁気軸受８に適した磁気特性を持つ。このため安定した静圧気体軸受性能が確保できる。しかも、軸方向への膨張量も少ないため、工作機械用のスピンドル装置に応用した場合には、加工精度の向上に効果がある。さらに、一般にセラミックスは低熱膨張係数を有することから、例えばフェライト系のステンレス鋼で製作した主軸４上にセラミックスコーティング層３３を施すと、主軸４の熱膨張係数の差によって、セラミックスコーティング層３３に割れが発生したり、剥がれ生じる可能性があるが、インバー材を使用することによりこのような問題は解決される。
【００２６】
なお、前記各静圧磁気複合ラジアル軸受の実施形態では、軸受ステータコア１３に絞り１５を設けたが、絞り１５はコア１３を避けてコイル覆い材１８等に形成しても良い。
また、上記各静圧磁気複合ラジアル軸受の実施形態では、磁気軸受８と静圧気体軸受９とに部品を兼用させたが、磁気軸受と静圧気体軸受とは、必ずしも部品を兼用させなくても良く、磁気軸受の全体の軸方向幅内に静圧気体軸受を設け、または静圧気体軸受の全体の軸方向幅内に磁気軸受を設けても良い。あるいは、静圧気体軸受の軸受隙間ｄと、磁気軸受の軸およびステータコア間のギャップとを、互いに軸方向の略同じ位置に設ければ良い。部品の兼用を行わずに、磁気軸受と静電軸受との幅に共通部分を持たせる構成は、磁気軸受を構成する部品と静電軸受を構成する部品の配置を円周方向に異ならせることなどで実現される。
【００２７】
図１５は、この静圧磁気複合軸受をアキシャル軸受に適用した例を示す。この静圧磁気複合アキシャル軸受装置は、磁性体からなる主軸４１の鍔状のスラスト支持部である軸受ロータ４１ａを軸方向両側から２つの静圧磁気複合アキシャル軸受部４２，４３で挟んで構成される。各静圧磁気複合アキシャル軸受４２，４３は、電磁石のコア４４，４５内にコイル４６，４７を収納し、このコア４４，４５内に絞り４８を設けたものであって、主軸４１の外周にリング状に設けられる。絞り４８は自成絞りであり、コア４４，４５の軸受面に開口する先端が微細孔となった給気孔４８ａと、軸受隙間ｄ１，ｄ２とで構成される。前記のコア４４，４５とコイル４６，４７とで、アキシャル磁気軸受４９の軸受ステータ５２が構成され、コア４４，４５と絞り４８とでアキシャル静圧気体軸受５０が構成される。
【００２８】
コア４４，４５とロータ４１ａ間にこの圧力流体を噴出させることにより、コア４４，４５とロータ４１ａ間に圧力が発生する。また、自成絞り４８を設けたことによって、コア４４，４５とロータ４１ａ間の隙間ｄ１，ｄ２の変動によって、圧力および隙間の間隔が自動的に変化し、自動調芯機能を有する静圧気体軸受を形成できる。これにより、ロータ４１ａを安定浮上させることができる。この場合に、コア４４，４５とロータ４１ａ間の隙間ｄ１，ｄ２を０．１ｍｍ以下と微小することで、この静圧気体軸受による軸受剛性を高め、静圧気体軸受単独でも、ロータ４１ａは安定して浮上することができる。
【００２９】
この静圧磁気複合軸受には、外部にコア４４，４５とロータ４１ａ間の距離を測定する変位センサ５１を設け、その変位センサ５１の測定値に応じてコイル４６，４７に流す電流をフィードバック制御する磁気軸受制御手段５３を設ける。磁気軸受制御手段５３は、例えばアンプ５４を介して電流制御する。これにより、静圧気体軸受と磁気軸受とを兼用した軸受構成が可能となる。この磁気軸受制御手段５３は、第１の実施形態等で説明した磁気軸受制御手段２８と同様な機能のものを用いることができる。
【００３０】
この実施形態の静圧磁気複合アキシャル軸受装置において、前記変位センサ５１を設ける代わりに、静圧気体軸受面の圧力を測定し、この圧力によって静圧気体軸受５０における軸受隙間ｄ、すなわち電磁石のコア４５とロータ４１ａ間の隙間ｄ（ｄ１，ｄ２）の大きさを換算して求めてもよい。この隙間ｄの大きさの検出結果により、磁気軸受制御手段５３でコイル４６，４７の電流を制御する。圧力測定による変位測定の場合、他の方式のセンサで問題となるロータセンサターゲット面の磁気特性むらによるセンサの誤動作がなく、高精度なセンシングが可能となる。
【００３１】
この圧力測定のために、同実施形態において、図１６に示すように、電磁石のコア４４，４５の内部に圧力センサ５５を配置し、直接に静圧気体軸受５０の圧力を測定するようにしても良い。
図１７に示すように、静圧気体軸受５０に直結した形で、中空パイプ５６を設け、外部の圧力センサ５７で圧力を測定するようにしても良い。この場合、コア４４などの静圧気体軸受５０の軸受面の構成部材に圧力測定用の微細孔５９を設け、この微細孔５９に中空パイプ５６を結合する。軸受サイズが小さく、外部に圧力センサのスペースがある場合には、外部に圧力センサ５７を設けることが有利である。また、圧力測定用に設けた前記微細孔５９の直径を１ｍｍ以下と規制することで、静圧気体軸受への影響を少なくし、またそれに接続するパイプ５６の内径（直径）も１ｍｍ以下に規制することで、周波数特性を低下させずに圧力の測定が可能となる。
【００３２】
図１８は、図１６のＡ−Ａ断面を示した図である。この例では、センサ圧力測定個所を静圧磁気複合アキシャル軸受の静圧気体軸受面における同一円周上の等ピッチ３箇所以上（図１８では３箇所の測定点ａ１，ａ２，ａ３）の圧力を測定し、各測定値から各部のロータ４１ａと電磁石コア４４，４５間の隙間ｄ１，ｄ２の値を換算し、その値の平均をとる。これにより、ロータ４１ａのアキシャル方向位置を正確に測定することができる。前記平均をとる演算は、例えば磁気軸受制御手段５３で行う。
【００３３】
上記のように３か所で圧力を測定する代わりに、図１９に示すように、円周上の１８０°離れた対向する２個所の測定点ｂ１，ｂ２で行うようにしても良い。図１９は図１６のＡ−Ａ断面に相当する図である。圧力測定点ｂ１，ｂ２をこのように円周上の１８０°離れた２点に設定することで、ロータ４１ａのピッチング運動もしくはヨーイング運動に影響されることなく、最小の圧力センサ個数でロータ４１ａのアキシャル方向位置を測定することができる。
【００３４】
図１６の例のようにロータ４１ａの両側に対向して静圧磁気複合アキシャル軸受部４２，４３を設ける場合、軸受隙間ｄ１，ｄ２の圧力を測定する測定点は、図２０に示すように、各軸受隙間ｄ１，ｄ２について１個所ずつとしても良い。その場合、片方の軸受隙間ｄ１の測定点ｃ１と、もう片方の軸受隙間ｄ２の測定点ｃ２とは、投影面で同一円周上の１８０°離れた２点とする。また、磁気軸受制御手段５３は、両測定点ｃ１，ｃ２の圧力測定値から求めた軸受隙間ｄ１，ｄ２の差分を計算して電流制御を行うようにする。これにより、ロータ４１ａのピッチング運動もしくはヨーイング運動に影響されることなく、さらにロータ４１ａに熱膨張があった場合にも、最小の圧力センサ個数でロータ４１ａのアキシャル方向位置を測定することができる。
これら図１８ないし図２０と共に説明した方法により、ロータ４１ａのアキシャル方向の変位を正確にかつ低コストで測定することができる。
【００３５】
なお、前記各実施形態において示した圧力センサ、例えば図１５，図１６の例や、図８の例の圧力センサ５１，５５，２７は、半導体圧力センサを用いても良い。これにより、装置をコンパクトでかつその測定結果を電気信号で直接外部に取り出すことができる。
【００３６】
図２１はさらに他の実施形態にかかる静圧磁気複合アキシャル軸受を示す。この例は、主軸４１のロータ４１ａの片方のみを支えるアキシャル軸受としたものである。すなわち、磁気軸受４９のステータコア４５および静圧気体軸受５０の絞り４８をロータ４１ａの軸方向の片側のみに配置している。
この例では、磁気軸受４９によるロータ４１ａへの作用力Ｆｍは吸引力として働き、一方静圧気体軸受５０によるロータ４１ａへの作用力Ｆｓは反発力として作用する。よって、静圧気体軸受５０の単独ではロータ軸方向が鉛直方向にあった場合には、ロータを支持することができない。しかし磁気軸受４９と複合化することにより、軸受の据え付け方向に依らずロータ４１ａを支持することができる。このように、主軸４１のスラスト支持部４１ａの片方のみに磁気軸受４９および静圧気体軸受５０を配置し、吸引力と反発力とを釣り合わせるようにした静圧磁気複合軸受とすることで、軸受構成がより一層コンパクトになる。
【００３７】
図２２は、他の応用例に係る静圧磁気複合軸受スピンドル装置の縦断面図を示す。この静圧磁気複合軸受スピンドル装置１は、図１の静圧磁気複合軸受スピンドル装置１において、モータ５と各軸受３，３，１０の配置関係を変えたものであり、モータ５をハウジング２内の最後部に配置してある。スラスト磁気軸受１０は、前後の静圧磁気複合軸受３，３の間に配置してある。その他の構成は前記実施形態と同じである。
図１の例のモータ配置では、モータ５を高出力とした場合、モータ５のロータ６の肉厚，質量が大きくなって曲げ固有振動数を低下させることがあるが、図２２の実施形態のようにモータ５を主軸４の後端部に配置することで、これに対処できる。
【００３８】
図２３はさらに他の応用例を示す。この静圧磁気複合軸受スピンドル装置１は、図１の静圧磁気複合軸受スピンドル装置１において、軸受に対する主軸４のラジアル変位を検出するセンサとして、渦電流式の変位センサ３０を用いたものである。各静圧磁気複合軸受３に対するセンサ３０の設置位置は前後のどちらでも良いが、図示の例では、前部の静圧磁気複合軸受３に対するものは軸受前方とされ、後部の静圧磁気複合軸受３に対するものは軸受後方とされている。なお、上記渦電流式変位センサ３０に代えて、リラクタンス式変位センサや静電容量式変位センサを用いてもよい。その他の構成は、図１の実施形態と同じである。
【００３９】
図２４は、静圧磁気複合軸受で構成したさらに他のスピンドル装置を示す。このスピンドル装置は、２組の静圧磁気複合ラジアル軸受６５，６６と、１組の静圧磁気複合アキシャル軸受６７と、主軸６８を回転させるモータ６９から構成される。主軸６８は静圧磁気複合アキシャル軸受６７で支持される鍔状のロータ４１ａを有する。これら静圧磁気複合ラジアル軸受６５，６６および静圧磁気複合アキシャル軸受６７には、前記各実施形態で説明したいずれのものを使用しても良い。
また、同図のスピンドル装置において、２組の静圧磁気複合ラジアル軸受６５，６６として、図２５に示すように、コイル１４の主軸軸方向の両側に自成絞り１５を有する静圧磁気複合ラジアル軸受６５Ａ，６６Ａを用いても良い。図２５の静圧磁気複合軸受スピンドル装置におけるその他の構成は図４に示すスピンドル装置と同じである。
なお、これらの例のスピンドル装置において、必ずしも全ての軸受を静圧磁気複合軸受で構成する必要はない。スラスト方向のみの静剛性を高める必要ある場合は、アキシャル軸受部のみを静圧磁気複合軸受で構成し、ラジアル方向の軸受支持を静圧気体軸受で構成すればよい。また、ラジアル方向のみの静剛性を高める必要のある場合は、スピンドル負荷側の端部に静圧磁気複合ラジアル軸受６５を配置し、他の軸受支持部を静圧気体軸受で構成してもよい。
【００４０】
【発明の効果】
この発明の静圧磁気複合軸受およびスピンドル装置は、いずれも静圧気体軸受と磁気軸受とを所定の関係で組み合わせたものであるため、静圧気体軸受の優れた動剛性と磁気軸受の優れた静剛性とを併せ持ちながら、構成がコンパクトになる。ラジアル軸受に適用した場合は、主軸長も短縮することができる。
また、電磁石のコアの材質の選定，組み合わせにより、給気用の絞りの加工性の向上による静圧気体軸受の高精度化や、コンパクト化、あるいは鉄損の軽減による発熱防止が実現できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の第１の実施形態に係る静圧磁気複合軸受を応用したスピンドル装置の縦断面図である。
【図２】その静圧磁気複合ラジアル軸受の横断面図と軸受制御系のブロック図とを組み合わせて示す説明図である。
【図３】同静圧磁気複合ラジアル軸受の部分拡大図である。
【図４】同静圧磁気複合ラジアル軸受のヨーク部分の変形例の部分拡大図である。
【図５】同静圧磁気複合ラジアル軸受の電流制御例を示す説明図である。
【図６】同静圧磁気複合ラジアル軸受の制御系の変形例を示すブロック図である。
【図７】同静圧磁気複合ラジアル軸受の制御系の他の変形例を示すブロック図である。
【図８】この発明の他の実施形態にかかる静圧磁気複合ラジアル軸受の断面図である。
【図９】この発明のさらに他の実施形態にかかる静圧磁気複合ラジアル軸受の横断面図である。
【図１０】その縦断面図である。
【図１１】この発明のさらに他の実施形態にかかる静圧磁気複合ラジアル軸受の縦断面図である。
【図１２】図１１のＸＩＩ−ＸＩＩ線断面図である。
【図１３】図１１のＸＩＩ１−ＸＩＩ１線断面図である。
【図１４】この発明のさらに他の実施形態にかかる静圧磁気複合ラジアル軸受の部分断面図である。
【図１５】この発明のさらに他の実施形態にかかる静圧磁気複合アキシャル軸受の部分断面図と軸受制御系のブロック図とを組み合わせて示す説明図である。
【図１６】この発明のさらに他の実施形態にかかる静圧磁気複合アキシャル軸受の部分断面図と軸受制御系のブロック図とを組み合わせて示す説明図である。
【図１７】この発明のさらに他の実施形態にかかる静圧磁気複合ラジアル軸受の部分断面図である。
【図１８】その測定点の説明図である。
【図１９】その測定点の他の例の説明図である。
【図２０】（Ａ），（Ｂ）は各々測定点の他の例の説明図である。
【図２１】この発明のさらに他の実施形態にかかる静圧磁気複合ラジアル軸受の部分断面図である。
【図２２】この発明の他の応用例に係る静圧磁気複合軸受スピンドル装置の縦断面図である。
【図２３】この発明のさらに他の応用例に係る静圧磁気複合軸受スピンドル装置の縦断面図である。
【図２４】この発明のさらに他の応用例に係る静圧磁気複合軸受スピンドル装置の縦断面図である。
【図２５】この発明のさらに他の応用例に係る静圧磁気複合軸受スピンドル装置の縦断面図である。
【図２６】従来例の縦断面図である。
【図２７】他の従来例の縦断面図である。
【符号の説明】
１…静圧磁気複合軸受スピンドル装置
２…ハウジング
３…静圧磁気複合軸受
４…主軸（ロータ）
８…ラジアル磁気軸受
９…ラジアル静圧気体軸受
１０…スラスト磁気軸受
１２…軸受ステータ
１３…ステータコア
１４…コイル
１５…絞り
１５ａ…給気孔
２７Ａ〜２７Ｄ…圧力センサ（変位検出手段）
２８…磁気軸受制御手段
３３…コーティング層
４１…主軸（ロータ）
４１ａ…ロータ
４４，４５…ステータコア
４６…コイル
４８…絞り
４９…磁気軸受
５０…静圧気体軸受
５３…磁気軸受制御手段
５１…変位センサ
５２…軸受ステータ
５５…圧力センサ
ｄ…軸受隙間[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydrostatic magnetic compound bearing in which a hydrostatic gas bearing and a magnetic bearing are combined. For example, the present invention relates to a hydrostatic magnetic compound bearing used in a spindle device of a high-speed cutting machine.
[0002]
[Prior art and problems to be solved by the invention]
Magnetic bearings have a large bearing gap, so that torque cross due to rotation is extremely small, and there is a feature that a large static rigidity can be imparted by integral control.
FIG. 26 is a longitudinal sectional view showing a conventional high-speed milling magnetic bearing spindle device for aluminum material. This conventional spindle device includes a touch-down bearing 251, a tool 252, a displacement sensor 253, a radial magnetic bearing 254, a thrust magnetic bearing 255, a motor 256, a radial magnetic bearing 257, a displacement sensor 258, and a main shaft 259. This magnetic bearing spindle device has a maximum rotational speed of 40,000 rpm, an output of 15 kW, and a maximum cutting capacity of 1250 cm.³Each performance of / min is very excellent as the above-mentioned use.
[0003]
However, the magnetic bearing spindle device is easily affected by the bending natural frequency of the main shaft during processing, and therefore, it is necessary to construct a very complicated control system. Therefore, it is not suitable as a spindle device for a general-purpose machine tool that is required to cope with various machining conditions.
[0004]
On the other hand, as a non-contact bearing, there is a static pressure gas bearing in addition to a magnetic bearing. Static pressure gas bearings have extremely high rotational accuracy and excellent dynamic stability. However, since they have compressibility, static rigidity and load capacity are small, and there are almost no application examples for general-purpose machine tools.
[0005]
Therefore, recently, as a spindle device for a high-speed processing machine, a composite bearing spindle device in which a static pressure gas bearing and a magnetic bearing are combined as shown in a longitudinal sectional view in FIG. 27 has been proposed, and its practical application has been studied. This conventional spindle apparatus includes a displacement sensor 263, a radial magnetic bearing 264, a thrust magnetic bearing 265, a motor 266, a radial magnetic bearing 267, a displacement sensor 268, a displacement sensor 270, a main shaft 271, and static pressure gas bearings 272, 273. Have.
[0006]
However, in the compound bearing spindle device of the figure, since the magnetic bearings 264 and 267 and the static pressure gas bearings 272 and 273 are arranged side by side in the axial direction, the main shaft 271 becomes long and the bending natural frequency is low. There is a problem of becoming. In addition, because it adopts the structure of the control system of the exact same structure as the spindle device to which the magnetic bearing is applied alone, it impairs the dynamic stability of the static pressure gas bearing, rather it acts as a source of disturbance. There are also problems.
In order to obtain high rotational accuracy with this spindle device, it is required that the displacement sensor for magnetic bearings has high accuracy. Usually, the displacement sensors used for magnetic bearings are magnetic sensors such as eddy current sensors. Is used, and the resolution is about 1 μm. On the other hand, there is a capacitive displacement sensor as a high-precision displacement sensor, but it is expensive and difficult to use.
Therefore, at present, the objective of making up for the drawbacks while taking advantage of the features of the static pressure gas bearing and the magnetic bearing has not been sufficiently achieved.
[0007]
The object of the present invention is to provide a hydrostatic magnetic composite bearing that eliminates such problems and combines the excellent dynamic rigidity and high rotational accuracy of a hydrostatic gas bearing with the excellent static rigidity of a magnetic bearing, and can be made compact. It is to be.
Another object of the present invention is to provide an electromagnet coupling.ABy selecting and combining materials, the precision of static pressure gas bearings is improved by improving the workability of the throttle, and heat generation is prevented by downsizing and iron loss.StopTo make it feasible.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
Each of the hydrostatic magnetic composite bearings of this invention has a displacement measuring means for measuring the displacement of the rotor, a magnetic bearing for generating an electromagnetic force in accordance with the measured value of the displacement measuring means, and a restriction on the bearing stator of this magnetic bearing. The rotor is supported in a non-contact manner by providing a hydrostatic gas bearing having For this reason, it can be a bearing that takes advantage of both the excellent dynamic rigidity and rotational accuracy of the static pressure gas bearing and the excellent static rigidity of the magnetic bearing. The static pressure gas bearing is, for example, a static pressure air bearing.The The static pressure gas bearing may be configured as a circumferential inner surface by a nonmagnetic member surface between the magnetic pole surface of the magnetic bearing and the adjacent magnetic pole surface.
ThisThe hydrostatic magnetic composite bearing of the present invention may be a radial bearing or an axial bearing.
When it is applied to a radial bearing, it is possible to provide a composite bearing that is short in the axial direction without requiring a separate length portion for the main shaft serving as the rotor for the support by static pressure and the support by magnetism, and the main shaft length can be shortened. As a result, the natural bending frequency is increased, and higher-speed rotation is possible. In addition, the support center point of the magnetic bearing and the support center point of the static pressure gas bearing with respect to the axial direction can be made substantially coincident, and control of both bearings becomes easy.
When applied to an axial bearing, the configuration is more compact and the diameter of the bearing-facing surface of the rotor can be made smaller than when the static pressure gas bearing and the magnetic bearing are arranged side by side in the radial direction.
[0009]
Among these, the hydrostatic magnetic composite bearing according to claim 1 uses a peeling material for the core of the electromagnet of the magnetic bearing.
When the stripping material is used, it is easy to process a diaphragm such as a self-contained diaphragm, and a highly precise hydrostatic gas bearing can be constructed as compared with a core of a magnetic bearing composed of normally used laminated steel sheets.
[0010]
The hydrostatic magnetic composite bearing according to claim 2 is configured such that a part of the electromagnet core is made of a peeling material instead of the whole peeling material, and the restriction of the static pressure gas bearing is provided in the peeling material. The other part of the core is a laminated silicon steel sheet.
Thereby, while reducing the iron loss which generate | occur | produces in the core of an electromagnet, apertures, such as a self-contained aperture | diaphragm | restriction of a static pressure gas bearing, can be formed easily.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
A first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a spindle apparatus to which a hydrostatic magnetic compound bearing according to this embodiment is applied. This hydrostatic magnetic compound bearing spindle device 1 is a spindle device of a built-in motor type of a machine tool, and is a pair of hydrostatic magnetic compound components arranged before and after a motor 5 in a cylindrical housing 2 serving as a spindle base. The main shaft 4 is rotatably supported through bearings 3 and 3 and a thrust magnetic bearing 10 at the rear end. The main shaft 4 is a rotor of the hydrostatic magnetic composite bearing 3. The motor 5 includes a motor part rotor 6 provided integrally with the main shaft 4 and a stator 7 directly installed on the housing 2.
Flange 21A, 21B is formed at the front and rear ends of housing 2, and the inner peripheral surface of these flanges 21A, 21B is a protective bearing surface 22 made of a material having excellent lubricity. Thereby, even when the abnormality occurs in the composite bearing 3 and the main shaft 4 is touched down, seizure of the main shaft 4 is prevented.
The thrust magnetic bearing 10 includes a bearing rotor 19 provided integrally with the main shaft 4 and a pair of bearing stators 20A and 20B that are installed in the housing 2 and sandwich the bearing rotor 19 in the axial direction from the front and rear. The coil currents of the bearing stators 20A and 20B are controlled by the measured value of the thrust displacement sensor 24 that detects the axial displacement of the main shaft 4. The thrust displacement sensor 24 is provided on the rear wall 23 of the housing 2.
[0014]
The front and rear hydrostatic magnetic composite bearings 3 and 3 are obtained by integrating a radial magnetic bearing 8 and a radial hydrostatic gas bearing 9 as described below so that a combined portion is generated in the component parts. A static pressure air bearing is used as the static pressure gas bearing 9. In each embodiment described later, a static pressure air bearing is used for each static pressure gas bearing. The radial magnetic bearing 8 includes a magnetic bearing rotor 11 provided on the outer periphery of the main shaft 4 and a bearing stator 12 installed in the housing 2. The bearing stator 12 is formed in a ring shape by a core 13, a coil 14, and a coil covering material 18. For the core 13, a soft magnetic stripping material having a large specific resistance is used. As shown in FIG. 2, the core 13 has a plurality of yoke portions 13a radially projecting from the ring-shaped portion toward the inner diameter side, and the coil 14 is wound around each yoke portion 13a. The gap between the adjacent yoke portions 13a and 13a is filled with a core covering material 18 made of resin mold or filled by thermal spraying made of nonmagnetic metal material or ceramic material, or a partition made of nonmagnetic metal material or ceramic material. Is done. The inner diameter surface of the core covering material 18 is finished into the same cylindrical surface together with the tip surface of the yoke portion 13a. The core covering material 18 and the yoke portion 13a constitute a cylindrical inner surface of the bearing stator 12.
[0015]
Inside the ring-shaped portion of the bearing stator core 13, an air supply passage 16 is formed over the entire circumference, and a throttle 15 that branches from each of the air supply passages 16 and supplies air to the bearing gap is provided by the electromagnetic force of each yoke portion 13 a. An opening is provided in the inner diameter surface of the tip, which is the generation surface. The air supply passage 16 is connected to a supply source (not shown) of compressed air, which is a pressurized fluid, from an air supply port 17 provided at one or a plurality of locations in the circumferential direction. The compressed air is jetted into a bearing gap d formed between the inner diameter surface of the bearing stator 12 and the main shaft 4.
A radial static pressure gas bearing 9 is configured by the throttle 15 and the bearing stator core 13 and the core covering member 18 that also serve as a bearing gap forming member. The bearing stator core 13 also serves as a member for forming the throttle 15 and the air supply passage 16.
With this configuration, the static pressure gas bearing 9 is disposed within the entire axial width of the magnetic bearing 8. Further, since the gap of the magnetic bearing 8 becomes a gap between the bearing stator core 13 and the main shaft 4, the bearing gap d of the static pressure gas bearing 9 and the gap of the magnetic bearing 8 are mutually in the axial direction of the main shaft 4. It will be provided at the same position.
As shown in FIG. 3, the throttle 15 is a self-contained throttle, and includes an air supply hole 15 a provided in the core 13 and a bearing gap d. The air supply hole 15a has a stepped inner diameter, and a portion that opens to the static pressure gas bearing surface formed by the inner surface of the core 13 is a fine hole. The fine hole portion has a diameter of 1 mm or less. . As described above, when the self-contained throttle is used for the air supply type of the static pressure gas bearing, the stability against the pneumatic hammer is improved, and the axial stability in the high frequency range, that is, the dynamic rigidity can be increased. It is preferable to arrange the diaphragm 15 at least at three locations in the circumferential direction of the main shaft 4.
[0016]
In this embodiment, the entire yoke portion 13a is peeled. However, as shown in FIG. 4, only the diaphragm peripheral portion 13aa of the yoke portion 13a is formed with the peeled material, and the other portions of the yoke portion 13a are formed. A certain aperture non-proximal portion 13ab may be a laminated silicon steel plate. In any case, since the part of the self-drawing diaphragm 15 formed by the fine holes is made of a material to be peeled off, such fine holes are formed in comparison with the case of processing into a core composed of a normally used laminated steel plate. It can be formed easily and a hydrostatic gas bearing can be formed with high accuracy. Further, as in the example of FIG. 4, when a laminated silicon steel plate is used in addition to the diaphragm peripheral portion 13aa, the iron loss generated in the core 13 can be reduced as compared with the case where all are peeled.
[0017]
Since the hydrostatic magnetic composite bearing 3 is a combination of the hydrostatic gas bearing 9 and the magnetic bearing 8 as described above, the excellent dynamic rigidity and rotational accuracy of the hydrostatic gas bearing 9 and the excellent magnetic bearing 8 are obtained. A bearing that takes advantage of both features of static rigidity can be obtained.
Moreover, since the static pressure gas bearing 9 and the magnetic bearing 8 are also used as components, the configuration becomes compact compared to the case where the static pressure gas bearing and the magnetic bearing are simply arranged side by side in the axial direction. The length of the main shaft 4 can be shortened. As a result, the natural bending frequency is increased, and higher-speed rotation is possible. In particular, in this embodiment, the bearing stator core 13 and the core covering material 18 of the magnetic bearing 8 also serve as a bearing gap forming member of the static pressure gas bearing 9, and the bearing stator core 13 is a forming member of the throttle 15 and the air supply passage 16. Therefore, the component parts are highly shared, and the effect of making the configuration compact is high.
[0018]
A control system of the hydrostatic magnetic composite bearing 3 will be described. In the bearing stator 12, pressure detection vent holes 26 that penetrate the core covering member 18 in the radial direction and open into the bearing gap d are provided at equal intervals in four circumferential directions near the throttle 15. Pressure sensors 27A to 27D are provided in the sensor mounting holes 25 that communicate with each other. These pressure sensors 27 </ b> A to 27 </ b> D are a differential pressure type air microsensor that detects a radial displacement of the main shaft 4 as a pair of two sensors facing each other in the diametrical direction. That is, the pressure sensors 27A and 27B opposed to each other in the diametrical direction form one set, the pressure sensors 27C and 27D form another set, and a corresponding vent hole is provided between one set of pressure sensors 27A and 27B. The pressure difference at the static pressure gas bearing surface where 26 is opened is measured and converted into the displacement of the main shaft 4 in the Y-axis direction. Further, the pressure difference at the static pressure gas bearing surface where the corresponding vent hole 26 is opened is measured between the other pair of pressure sensors 27C and 27D, and this is converted into the displacement of the main shaft 4 in the X-axis direction.
[0019]
The magnetic bearing control means 28 including the controller 28a and the amplifier 29 has feedback control systems in the Y-axis direction and X-axis direction. In the feedback control system in the Y-axis direction, the pressure sensors 27A and 27B are used. Based on the detected displacement of the main shaft 4 in the Y-axis direction, feedback control in the Y-axis direction of the magnetic bearing 8 is performed. That is, according to the displacement of the main shaft 4, the current supplied to the coil 14 at the position corresponding to the pressure sensors 27 </ b> A and 27 </ b> B through the amplifier 29 or some of the neighboring coils 14 is adjusted, and the main shaft 4 moves in the Y-axis direction. Control so as not to bias. That is, control is performed so that the main shaft 4 coincides with the target position. Similarly, the feedback control system in the X-axis direction of the magnetic bearing control means 28 performs current control of the predetermined coil 14 based on the measured values of the other pressure sensors 27C and 27D.
Thus, since the air micro sensor system using the pressure sensors 27A to 27D for detecting the static pressure of the bearing gap d is adopted as the displacement sensor of the magnetic bearing 8, the zero point (target value) of the control system of the magnetic bearing 8 is adopted. ) And the support center point (pressure equilibrium point) of the static pressure gas bearing 9 can be easily matched, and complicated sensor adjustment is not required. In addition, magnetic characteristic unevenness and roundness error of the rotor sensor target surface, which are problems in other types of sensors, are irrelevant.
[0020]
The feedback control by the magnetic bearing control means 28 is only integral operation or proportional integral operation, and no compensation at high frequency is performed. Further, when the zero point of the magnetic bearing control system and the support center point of the static pressure gas bearing 9 are shifted due to the drift of the pressure sensors 27A and 27B, a slight dead zone w (FIG. 5) may be provided in the integral control. Even if the dead zone w is set by providing the dead zone circuit 31 between the pressure sensors 27A and 27B and the magnetic bearing control means 28 as shown in FIG. 6, the dead zone is also included in the control circuit constituting the magnetic bearing control means 28. It may be set by providing a circuit. By providing the dead zone w in this way, malfunction of the magnetic bearing 8 due to temperature drift or the like can be suppressed. In other words, the dynamic rigidity (high frequency region) can be shared by the static pressure gas bearing 9 and the static rigidity (low frequency region) can be shared by the magnetic bearing 8, so that the roles of both bearings 8 and 9 can be shared. It is possible to avoid interference with each other. Further, as described above, since the magnetic bearing 8 becomes a low frequency control system of integral operation or proportional integral operation, the pressure sensors 27A to 27D having relatively slow response can be used as the displacement sensor.
The performance of the magnetic bearing 8 can be set by the setting of the magnetic bearing control means 28. In general, in the case of a magnetic bearing, it is difficult to generate a damping force effectively in a high frequency range and to stably float the main shaft. There's a problem. Therefore, in the present invention, the magnetic bearing 8 is used only for the purpose of increasing the bearing rigidity in the low frequency range, which is a feature thereof.
[0021]
As the amplifier 29 that supplies a current to the coil 14 of the magnetic bearing 8, a linearization circuit for linearizing the current-electromagnetic force, for example, one having a current square feedback circuit is used. As a result, linearization can be performed without flowing a bias current, and the negative rigidity peculiar to magnetic bearings does not occur. That is, it is possible to avoid the occurrence of negative rigidity in the magnetic bearing 8 and to prevent the stability of the static pressure gas bearing 9 from being impaired by the negative rigidity. Further, iron loss in the main shaft 4 caused by the bias current when the main shaft 4 rotates can be eliminated, and high-speed rotation is possible.
A band elimination filter 32 (FIG. 7) synchronized with the rotational speed of the main shaft 4 may be inserted into the magnetic bearing control means 28. Thereby, the electromagnetic force from the electromagnet of the magnetic bearing 8 does not act on the shake due to the rotor unbalance when the main shaft 4 rotates. As described above, when the magnetic bearing control means 28 is constituted by an integral operation, the acting force of the magnetic bearing 8 in the high frequency region acts as an unstable force on the main shaft 4. When the main shaft 4 rotates, the main shaft 4 has a rotation synchronous component as a main component. By selectively removing this, the main shaft 4 can be stably rotated.
[0022]
In this embodiment, the displacement of the main shaft 4 is directly detected by the pressure sensors 27A to 27D. However, the clearance between the main shaft 4 and the static pressure gas bearing surface is converted from the measured value by the pressure sensor. And the control by the magnetic bearing control means 28 may be performed in accordance with the change in the gap.
Further, instead of disposing the pressure sensor inside the core 13 of the magnetic bearing 8 as described above, a hollow pipe (not shown) is disposed so as to communicate with the bearing gap of the static pressure gas bearing 9, and an external pressure is provided. You may make it measure a pressure with a sensor. In the case where the bearing size is small and there is a space for storing the pressure sensor outside, a configuration in which this is arranged outside is preferable.
Further, as shown in FIG. 8, a pressure sensor 27 is disposed directly on the inner diameter portion of the magnetic bearing 8, for example, the core covering member 18, and the pressure between the main shaft 4 and the core 13 is measured to determine the displacement of the main shaft 4. You may make it convert into.
[0023]
9 and 10 show a hydrostatic magnetic composite bearing according to another embodiment. This example is an electromagnet of the radial magnetic bearing 8 in the hydrostatic magnetic composite bearing 3A in which the throttle 15 for supplying air to the bearing gap d of the hydrostatic gas bearing 9A is formed in the core 13A of the bearing stator 12 of the radial magnetic bearing 8A. The core 13A has a so-called horseshoe shape, and a pair of magnetic poles 13Aa and 13Aa are arranged side by side in the axial direction of the main shaft 4. The polarities on the same circumference of the magnetic poles 13Aa are the same. By doing in this way, the iron loss which generate | occur | produces in the main shaft 4 with rotation of the main shaft 4 can be reduced. Other configurations and effects are the same as those of the first embodiment. In other words, the number of cores 13A is preferably 3 or more in the circumferential direction.
Thus, it is assumed that the magnetic bearing 8A has three or more electromagnets, the magnetic poles 13Aa of the cores 13A of the electromagnets are arranged in the rotation axis direction, and the polarities of the magnetic poles 13Aa on the same circumference are matched. As the main shaft 4 rotates, hysteresis loss and eddy current loss generated in the main shaft portion of the magnetic bearing 8A can be reduced. Further, since the heat generation of the main shaft 4 due to these losses can be suppressed, the reduction of the bearing gap due to the thermal expansion of the main shaft 4 can be minimized, and the stable performance of the static pressure gas bearing 9A can be obtained.
[0024]
The bearing 3B of FIGS. 11 to 13 is obtained by improving the core shape of the radial magnetic bearing 8A with respect to the examples of FIGS. Of the yoke portions 13Ba and 13Bb of the core 13B arranged in the axial direction of the main shaft 4, one yoke portion 13Ba side is shared with a yoke portion adjacent in the circumferential direction to simplify the shape. By constructing the electromagnet in this way, it is possible to reduce the machining man-hours of the yoke 13B of the electromagnet, improve the workability, and further reduce the iron loss in the magnetic bearing main shaft portion that occurs as the main shaft 4 rotates. This can be mitigated and can handle higher speed rotation.
[0025]
FIG. 14 shows a case where a ceramic coating layer 33 is applied to the surface of the main shaft 4 facing the bearing 3 in the first embodiment. Thereby, seizure of the main shaft 4 and the bearing surface at the time of touchdown can be prevented. Further, since the coating layer 33 is ceramic, when the main shaft 4 rotates during the operation of the magnetic bearing 8, it is possible to suppress the occurrence of iron loss inside the main shaft 4 and to cope with the high-speed rotation of the main shaft 4. . Further, the outer peripheral surface of the coating layer 33 is the rotor surface of the static pressure gas bearing 9, and the inner peripheral surface is the rotor surface of the magnetic bearing 8, and the static pressure gas bearing gap and the magnetic bearing gap have different dimensions. By adjusting the thickness, the optimum gap between the static pressure gas bearing 9 and the magnetic bearing 8 can be set. If the magnetic bearing gap d ′ is restricted from being widened by setting the thickness of the coating layer 33 to 1 mm or less, a desired electromagnetic force can be generated without increasing the supply current of the coil 14.
Alternatively, a laminated silicon steel plate (not shown) may be used for the rotor portion of the magnetic bearing 8 of the main shaft 4 and the ceramic coating layer 33 may be applied thereon. The rotor part which consists of the said laminated silicon steel plate is provided in the outer periphery of the main axis | shaft 4, for example. In that case, the use of the laminated silicon steel sheet can further reduce iron loss during high-speed rotation and suppress heat generation of the rotor during high-speed rotation.
Further, it is preferable to use a low thermal expansion soft magnetic material such as an invar material as the material of the main shaft 4 or the rotor portion provided on the outer periphery thereof as described above, and apply a ceramic coating layer 33 on the outer peripheral surface thereof. Thereby, the bending natural frequency of the main shaft 4 or the rotor is increased, and it is possible to rotate to a higher speed. Further, since the invar material has a low coefficient of thermal expansion, even if the temperature of the main shaft 4 rises, the amount of decrease in the bearing gap d ′ due to the thermal expansion of the main shaft 4 can be kept small, and is suitable for the magnetic bearing 8. Has magnetic properties. For this reason, stable static pressure gas bearing performance can be secured. In addition, since the amount of expansion in the axial direction is small, when applied to a spindle device for machine tools, it is effective in improving machining accuracy. Further, since ceramics generally have a low thermal expansion coefficient, for example, when the ceramic coating layer 33 is applied on the main shaft 4 made of ferritic stainless steel, the ceramic coating layer 33 is cracked due to the difference in the thermal expansion coefficient of the main shaft 4. However, the use of the invar material solves such a problem.
[0026]
In the embodiments of the hydrostatic magnetic composite radial bearings, the bearing stator core 13 is provided with the throttle 15. However, the throttle 15 may be formed on the coil covering material 18 or the like while avoiding the core 13.
In the embodiments of the hydrostatic magnetic composite radial bearings described above, the magnetic bearing 8 and the static pressure gas bearing 9 are used as parts. However, the magnetic bearing and the static pressure gas bearing are not necessarily used as parts. Alternatively, the static pressure gas bearing may be provided within the entire axial width of the magnetic bearing, or the magnetic bearing may be provided within the entire axial width of the static pressure gas bearing. Alternatively, the bearing gap d of the static pressure gas bearing and the gap between the shaft of the magnetic bearing and the stator core may be provided at substantially the same position in the axial direction. The configuration in which the width of the magnetic bearing and the electrostatic bearing has a common part without sharing the parts is different in the arrangement of the components constituting the magnetic bearing and the components constituting the electrostatic bearing in the circumferential direction. Etc.
[0027]
FIG. 15 shows an example in which this hydrostatic magnetic composite bearing is applied to an axial bearing. This hydrostatic magnetic composite axial bearing device is configured by sandwiching a bearing rotor 41a, which is a saddle-shaped thrust support portion of a main shaft 41 made of a magnetic material, between two hydrostatic magnetic composite axial bearing portions 42 and 43 from both sides in the axial direction. The Each of the hydrostatic magnetic composite axial bearings 42 and 43 includes coils 46 and 47 housed in electromagnet cores 44 and 45, and a throttle 48 is provided in each of the cores 44 and 45. It is provided in a ring shape. The restrictor 48 is a self-contained restrictor, and is composed of an air supply hole 48a having a fine opening at the tip opening to the bearing surface of the cores 44 and 45, and bearing gaps d1 and d2. The cores 44 and 45 and the coils 46 and 47 constitute a bearing stator 52 of an axial magnetic bearing 49, and the cores 44 and 45 and the throttle 48 constitute an axial static pressure gas bearing 50.
[0028]
By ejecting this pressure fluid between the cores 44 and 45 and the rotor 41a, pressure is generated between the cores 44 and 45 and the rotor 41a. Further, by providing the self-contained throttle 48, the pressure and the gap interval are automatically changed by the fluctuation of the gaps d1 and d2 between the cores 44 and 45 and the rotor 41a, and the static pressure gas having an automatic alignment function. A bearing can be formed. Thereby, the rotor 41a can be stably levitated. In this case, the clearances d1 and d2 between the cores 44 and 45 and the rotor 41a are made as small as 0.1 mm or less, thereby increasing the bearing rigidity of the static pressure gas bearing, and the rotor 41a is stable even with the static pressure gas bearing alone. And can surface.
[0029]
This hydrostatic magnetic composite bearing is provided with a displacement sensor 51 for measuring the distance between the cores 44 and 45 and the rotor 41a outside, and feedback control of the current flowing through the coils 46 and 47 according to the measured value of the displacement sensor 51 is provided. Magnetic bearing control means 53 is provided. The magnetic bearing control means 53 performs current control via an amplifier 54, for example. As a result, a bearing configuration using both a static pressure gas bearing and a magnetic bearing is possible. As the magnetic bearing control means 53, one having the same function as the magnetic bearing control means 28 described in the first embodiment and the like can be used.
[0030]
In the hydrostatic magnetic composite axial bearing device of this embodiment, instead of providing the displacement sensor 51, the pressure of the hydrostatic gas bearing surface is measured, and by this pressure, the bearing gap d in the hydrostatic gas bearing 50, that is, the core of the electromagnet. It may be obtained by converting the size of the gap d (d1, d2) between the rotor 45 and the rotor 41a. The magnetic bearing control means 53 controls the currents of the coils 46 and 47 based on the detection result of the size of the gap d. In the case of displacement measurement by pressure measurement, there is no malfunction of the sensor due to uneven magnetic characteristics of the rotor sensor target surface, which is a problem with other types of sensors, and highly accurate sensing is possible.
[0031]
In order to measure this pressure, in the same embodiment, as shown in FIG. 16, a pressure sensor 55 is arranged inside the cores 44 and 45 of the electromagnet, and the pressure of the static pressure gas bearing 50 is directly measured. Also good.
As shown in FIG. 17, a hollow pipe 56 may be provided directly connected to the static pressure gas bearing 50, and the pressure may be measured by an external pressure sensor 57. In this case, a fine hole 59 for pressure measurement is provided in a component on the bearing surface of the static pressure gas bearing 50 such as the core 44, and the hollow pipe 56 is coupled to the fine hole 59. When the bearing size is small and there is a space for the pressure sensor outside, it is advantageous to provide the pressure sensor 57 outside. Further, by restricting the diameter of the fine hole 59 provided for pressure measurement to 1 mm or less, the influence on the static pressure gas bearing is reduced, and the inner diameter (diameter) of the pipe 56 connected thereto is also regulated to 1 mm or less. By doing so, the pressure can be measured without degrading the frequency characteristics.
[0032]
FIG. 18 is a view showing a cross section taken along line AA of FIG. In this example, the sensor pressure is measured at three or more equal pitches (three measurement points a1, a2, a3 in FIG. 18) on the same circumference of the static pressure gas bearing surface of the hydrostatic magnetic composite axial bearing. Measurement is performed, and the values of the gaps d1 and d2 between the rotor 41a and the electromagnet cores 44 and 45 in each part are converted from each measured value, and the average of the values is taken. Thereby, the axial direction position of the rotor 41a can be accurately measured. The calculation for taking the average is performed by the magnetic bearing control means 53, for example.
[0033]
Instead of measuring the pressure at three locations as described above, as shown in FIG. 19, the measurement may be performed at two opposing measurement points b1 and b2 that are 180 ° apart from each other on the circumference. FIG. 19 is a view corresponding to the AA cross section of FIG. By setting the pressure measurement points b1 and b2 to two points 180 ° apart on the circumference in this way, the minimum number of pressure sensors of the rotor 41a can be obtained without being affected by the pitching motion or yawing motion of the rotor 41a. Axial direction position can be measured.
[0034]
When the hydrostatic magnetic composite axial bearing portions 42 and 43 are provided facing both sides of the rotor 41a as in the example of FIG. 16, the measurement points for measuring the pressure in the bearing gaps d1 and d2 are as shown in FIG. One location may be provided for each bearing gap d1, d2. In this case, the measurement point c1 of the one bearing gap d1 and the measurement point c2 of the other bearing gap d2 are two points separated by 180 ° on the same circumference on the projection plane. Further, the magnetic bearing control means 53 performs the current control by calculating the difference between the bearing gaps d1 and d2 obtained from the pressure measurement values at the two measurement points c1 and c2. As a result, the axial position of the rotor 41a can be measured with the minimum number of pressure sensors even when the rotor 41a is thermally expanded without being affected by the pitching motion or yawing motion of the rotor 41a.
18 to 20, the displacement in the axial direction of the rotor 41a can be measured accurately and at low cost.
[0035]
Note that semiconductor pressure sensors may be used as the pressure sensors shown in the above embodiments, for example, the pressure sensors 51, 55, and 27 in the examples of FIGS. 15 and 16 and the example of FIG. As a result, the apparatus is compact, and the measurement result can be taken out directly by an electric signal.
[0036]
FIG. 21 shows a hydrostatic magnetic composite axial bearing according to still another embodiment. In this example, an axial bearing that supports only one of the rotors 41a of the main shaft 41 is used. That is, the stator core 45 of the magnetic bearing 49 and the throttle 48 of the static pressure gas bearing 50 are arranged only on one side of the rotor 41a in the axial direction.
In this example, the acting force Fm on the rotor 41a by the magnetic bearing 49 acts as an attractive force, while the acting force Fs on the rotor 41a by the static pressure gas bearing 50 acts as a repulsive force. Therefore, when the static pressure gas bearing 50 alone is used, the rotor cannot be supported when the rotor axial direction is in the vertical direction. However, by combining with the magnetic bearing 49, the rotor 41a can be supported regardless of the bearing installation direction. In this way, by arranging the magnetic bearing 49 and the static pressure gas bearing 50 only on one side of the thrust support portion 41a of the main shaft 41, a static pressure magnetic composite bearing in which the attractive force and the repulsive force are balanced, The bearing configuration becomes even more compact.
[0037]
FIG. 22 is a longitudinal sectional view of a hydrostatic magnetic compound bearing spindle device according to another application example. This hydrostatic magnetic compound bearing spindle device 1 is different from the hydrostatic magnetic compound bearing spindle device 1 of FIG. 1 in that the arrangement of the motor 5 and the bearings 3, 3, 10 is changed. It is arranged at the last part. The thrust magnetic bearing 10 is disposed between the front and rear hydrostatic magnetic composite bearings 3 and 3. Other configurations are the same as those in the above embodiment.
In the motor arrangement of the example of FIG. 1, when the motor 5 has a high output, the thickness and mass of the rotor 6 of the motor 5 may increase and the natural frequency of bending may be reduced. Thus, this can be dealt with by arranging the motor 5 at the rear end of the main shaft 4.
[0038]
FIG. 23 shows still another application example. This hydrostatic magnetic compound bearing spindle device 1 uses an eddy current type displacement sensor 30 as a sensor for detecting the radial displacement of the main shaft 4 with respect to the bearing in the hydrostatic magnetic compound bearing spindle device 1 of FIG. . The installation position of the sensor 30 with respect to each hydrostatic magnetic composite bearing 3 may be either front or rear. However, in the example shown in the figure, the one with respect to the front hydrostatic magnetic composite bearing 3 is the front of the bearing, and the rear hydrostatic magnetic composite bearing. 3 is the bearing rear. Instead of the eddy current displacement sensor 30, a reluctance displacement sensor or a capacitance displacement sensor may be used. Other configurations are the same as those of the embodiment of FIG.
[0039]
FIG. 24 shows still another spindle apparatus constituted by a hydrostatic magnetic compound bearing. This spindle apparatus is composed of two sets of hydrostatic magnetic composite radial bearings 65 and 66, one set of hydrostatic magnetic composite axial bearing 67, and a motor 69 that rotates a main shaft 68. The main shaft 68 has a bowl-shaped rotor 41 a supported by a hydrostatic magnetic composite axial bearing 67. Any of the hydrostatic magnetic composite radial bearings 65 and 66 and the hydrostatic magnetic composite axial bearing 67 described in the above embodiments may be used.
Further, in the spindle apparatus shown in the figure, as shown in FIG. 25, as two sets of hydrostatic magnetic composite radial bearings 65 and 66, as shown in FIG. 25, hydrostatic magnetic composite radial bearings having self-formed throttles 15 on both sides in the main shaft direction. Bearings 65A and 66A may be used. The other configuration of the hydrostatic magnetic compound bearing spindle device of FIG. 25 is the same as that of the spindle device shown in FIG.
In the spindle apparatus of these examples, it is not always necessary to configure all the bearings with hydrostatic magnetic compound bearings. When it is necessary to increase the static rigidity only in the thrust direction, only the axial bearing portion may be configured by a static pressure magnetic composite bearing, and the bearing support in the radial direction may be configured by a static pressure gas bearing. Further, when it is necessary to increase the static rigidity only in the radial direction, the hydrostatic magnetic composite radial bearing 65 may be disposed at the end on the spindle load side, and the other bearing support portion may be configured by a static pressure gas bearing. .
[0040]
【The invention's effect】
Since the hydrostatic magnetic compound bearing and the spindle device of the present invention are both a combination of a hydrostatic gas bearing and a magnetic bearing in a predetermined relationship, the hydrodynamic gas bearing has an excellent dynamic rigidity and an excellent magnetic bearing. The structure becomes compact while having both static rigidity. When applied to radial bearings, the spindle length can also be shortened.
In addition, the electromagnetABy selecting and combining materials, the precision of static pressure gas bearings is improved by improving the workability of the throttle for supplying air, and heat generation is prevented by downsizing or reducing iron loss.Stoprealizable.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a spindle device to which a hydrostatic magnetic composite bearing according to a first embodiment of the present invention is applied.
FIG. 2 is an explanatory view showing a combination of a cross-sectional view of the hydrostatic magnetic composite radial bearing and a block diagram of a bearing control system.
FIG. 3 is a partially enlarged view of the hydrostatic magnetic composite radial bearing.
FIG. 4 is a partially enlarged view of a modified example of a yoke portion of the hydrostatic magnetic composite radial bearing.
FIG. 5 is an explanatory diagram showing an example of current control of the hydrostatic magnetic composite radial bearing.
FIG. 6 is a block diagram showing a modification of the control system of the hydrostatic magnetic composite radial bearing.
FIG. 7 is a block diagram showing another modification of the control system of the hydrostatic magnetic composite radial bearing.
FIG. 8 is a cross-sectional view of a hydrostatic magnetic composite radial bearing according to another embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a cross-sectional view of a hydrostatic magnetic composite radial bearing according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a longitudinal sectional view thereof.
FIG. 11 is a longitudinal sectional view of a hydrostatic magnetic composite radial bearing according to still another embodiment of the present invention.
12 is a cross-sectional view taken along line XII-XII in FIG.
13 is a cross-sectional view taken along line XII1-XII1 of FIG.
FIG. 14 is a partial sectional view of a hydrostatic magnetic composite radial bearing according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 15 is an explanatory view showing a combination of a partial cross-sectional view of a hydrostatic magnetic composite axial bearing according to still another embodiment of the present invention and a block diagram of a bearing control system.
FIG. 16 is an explanatory view showing a combination of a partial cross-sectional view of a hydrostatic magnetic composite axial bearing according to still another embodiment of the present invention and a block diagram of a bearing control system.
FIG. 17 is a partial sectional view of a hydrostatic magnetic composite radial bearing according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 18 is an explanatory diagram of the measurement points.
FIG. 19 is an explanatory diagram of another example of the measurement points.
20A and 20B are explanatory diagrams of other examples of measurement points.
FIG. 21 is a partial cross-sectional view of a hydrostatic magnetic composite radial bearing according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 22 is a longitudinal sectional view of a hydrostatic magnetic compound bearing spindle device according to another application example of the present invention.
FIG. 23 is a longitudinal sectional view of a hydrostatic magnetic compound bearing spindle device according to still another application example of the present invention.
FIG. 24 is a longitudinal sectional view of a hydrostatic magnetic compound bearing spindle device according to still another application example of the present invention.
FIG. 25 is a longitudinal sectional view of a hydrostatic magnetic compound bearing spindle device according to still another application example of the present invention.
FIG. 26 is a longitudinal sectional view of a conventional example.
FIG. 27 is a longitudinal sectional view of another conventional example.
[Explanation of symbols]
1 ... Static pressure magnetic compound bearing spindle device
2 ... Housing
3… Hydrostatic magnetic compound bearing
4 ... Spindle (rotor)
8. Radial magnetic bearing
9. Radial static pressure gas bearing
10. Thrust magnetic bearing
12 ... Bearing stator
13 ... Stator core
14 ... Coil
15 ... Aperture
15a ... Air supply hole
27A-27D ... Pressure sensor (displacement detection means)
28 ... Magnetic bearing control means
33 ... Coating layer
41 ... Spindle (rotor)
41a ... rotor
44, 45 ... stator core
46 ... Coil
48 ... Aperture
49 ... Magnetic bearing
50 ... Static pressure gas bearing
53. Magnetic bearing control means
51. Displacement sensor
52 ... Bearing stator
55 ... Pressure sensor
d ... Bearing clearance

Claims

A magnetic bearing having a displacement measuring means for measuring the displacement of the rotor and generating an electromagnetic force according to a measurement value of the displacement measuring means, and having a diaphragm in the bearing stator of the magnetic bearing, and adjacent to the magnetic pole surface of the magnetic bearing The rotor is supported in a non-contact manner by providing a non-magnetic member surface between the magnetic pole surfaces and a static pressure gas bearing formed on a circumferential inner diameter surface, and a static material using a peeling material for the core of the electromagnet of the magnetic bearing. Piezomagnetic composite bearing.

By providing a displacement measuring means for measuring the displacement of the rotor, and a magnetic bearing for generating an electromagnetic force according to the measured value of the displacement measuring means, and a hydrostatic gas bearing having a restriction on the bearing stator of the magnetic bearing The rotor is supported in a non-contact manner, a part of the core of the electromagnet is made of a stripping material, a throttle of a static pressure gas bearing is provided on the stripping material, and the other portion of the core is a laminated silicon steel plate. Piezomagnetic composite bearing.