JP4769011B2

JP4769011B2 - 工作機械の空気静圧バランサ

Info

Publication number: JP4769011B2
Application number: JP2005119116A
Authority: JP
Inventors: 啓谷崎; 亮高瀬; 史朗村井
Original assignee: Komatsu NTC Ltd
Current assignee: Komatsu NTC Ltd
Priority date: 2005-04-18
Filing date: 2005-04-18
Publication date: 2011-09-07
Anticipated expiration: 2025-04-18
Also published as: JP2006297504A

Description

本発明は、縦軸の被駆動体に使用する工作機械の空気静圧バランサに関する。

立形工作機械における主軸ヘッドや、横形工作機械のサドルのような上下方向に移動する駆動装置にあっては、被駆動体の落下を防止したり、停止時のモータに負荷が掛からないように被駆動体の重量に匹敵するようなバランス機構を有するバランサが知られている。このバランサには、カウンタバランス方式、油圧、水圧の液圧シリンダ方式や空圧シリンダ方式等がある。中でも省スペース化を図ったバランサとしては、液圧シリンダを被駆動体と同軸上に配置したものがある。

図７は、従来の立形マシニングセンタのバランス機構を示す概念図である。
図７に示すように、工作機械１０１は重力に抗して鉛直方向に移動する被駆動体１０２を備え、モータの駆動機構１０３の回転駆動によって送りネジ１０４が回転し、被駆動体１０２が上下方向に移動する。被駆動体１０２の下方のベッド内には液圧シリンダ１１１が設けられており、液圧シリンダ１１１から伸びたシリンダロッドが被駆動体１０２の下面を支持している。

このバランス機構１１０は、圧力源１１２から液圧シリンダ１１１に供給される油の圧力は、圧力調整手段１１３によって、液圧シリンダ１１１のピストンに作用する力が被駆動体１０２の重力負荷Ｆ１を相殺する力Ｆ２となるような値Ｐ１に調整され、圧力源１１２から圧力調整手段１１３に供給される余剰の油はドレイン１１４を介して圧力源１１２側のタンク１１５に還元される。

しかしながら、液圧シリンダ１１１のピストンとシリンダとの間に作用する摩擦抵抗が被駆動体１０２の動作を妨げるほか、被駆動体１０２に低速または極微小の送りをかけた場合、液圧シリンダ１１１のピストンとシリンダ外筒との間に作用する動摩擦抵抗と静止摩擦抵抗との違いによってスティックスリップ現象が生じ、高精度な位置決めができないという問題があった。さらに、送り動作が不安定となるので、バランサの駆動そのものの抵抗を極力少なくすることが望まれていた。

図８は、従来の立形マシニングセンタのバランス機構を示す概略図である。図８に示すように、従来のバランス機構を有する機械１２２の構成は、モータ１２３によって回転駆動される送りネジ１２４によって被駆動体１２５に上下方向の送りがかけられるようになっている。被駆動体１２５は、たとえば、工作機械においてはサドルや加工ヘッド等であり、コラム等と称する支柱１２６に沿って垂直に上下動するようになっている。

支柱１２６の右側の上下部には、空気静圧案内機構を構成する２つの摺動支持部材１２７，１２８が固設され、その中に内嵌されるかたちで被駆動体１２５が摺動自在に取り付けられている。被駆動体１２５が貫通する摺動支持部材１２７，１２８の貫通孔の内周面には、おのおの、周方向に３以上の部分に分割された周溝１２９，１３０が刻設され、摺動支持部材１２７，１２８の内部に周溝１２９，１３０と同数穿設された管路１３１，１３２とそれぞれ連絡し、さらに、各管路１３１，１３２に連絡する外部管路１３３，１３４を介してエアコンプレッサー等からなる圧力源１３５に接続されている。
さらに、被駆動体１２５の下端部を包囲するようにして、摺動支持部材１２８と一体的に底付き容器状の密閉チェンバ１３８が固設されている。
空圧シリンダのピストンリングの摩擦抵抗を受けないようにスライド面を静圧軸受として静圧軸受部から漏れた空気を被駆動体の一方に囲まれたチャンバに溜める。このチャンバを一種の空圧シリンダとして用いて被駆動体を支えるものである。

しかしながら、これは、空気静圧案内機構の一方の排出路密閉チャンバに供給される空気圧により重力負荷を支える構造であるため、被駆動体より大きなチャンバを必要としているから、装置が大掛かりになるという問題があった（たとえば、特許文献１参照）。
特開平１０−１３８０８１号（段落番号０００７〜００２０、図１、図６）

そこで、本発明は、これらの問題点を解決するために創案されたものであり、装置が大掛かりになることはなく、縦軸により移動する被駆動体の案内機構を静圧軸受とするのに加えて、バランサのピストンの摩擦抵抗を少なくするとともに、縦軸により移動する被駆動体の駆動負荷抵抗を極力少なくして、０．１μの超微小移動指令であっても確実に移動でき、しかも剛性の高いバランス機構となる工作機械の空気静圧バランサを提供することを課題とする。

請求項１に係る発明は、鉛直方向に移動する被駆動体（１）の自重によって生じる重力負荷を相殺または軽減するバランス機構を有する工作機械（２０）の空気静圧バランサ（１０）であって、前記被駆動体（１）を支持し、上下移動自在に設けられた空圧シリンダ（３）と、前記空圧シリンダ（３）内にピストン（４）が挿入され、前記空圧シリンダ（３）と前記ピストン（４）との微小隙間（３ｄ）に空圧シリンダの内部の圧縮空気を送り込んで形成した空気静圧軸受（６）と、前記ピストン（４）の上端部に接続されたシリンダロッド（５）と、前記シリンダロッド（５）の先端部を支持するサドル（２５）と、から構成され、前記ピストン（４）の中央部近傍の上側にはリング溝（４ｄ）が形成され、このリング溝（４ｄ）には軸方向に向かって前記空気静圧軸受（６）用空気の排気孔（４ｅ）が設けられており、前記ピストン（４）の下面から前記排気孔（４ｅ）へ貫通する排気孔（４ｆ）が設けられ、その排気孔（４ｆ）は、バルブ（９ｇ）に接続されており、前記ピストン（４）に圧縮側となる空圧シリンダの内部に繋がる複数個の空気流通孔（４ａ）が設けられ、前記リング溝（４ｄ）の下側で前記ピストン（４）の外周部にそれぞれの空気流入孔（４ａ）と貫通する静圧ノズル（４ｂ）が設けられたことを特徴とする。

請求項２に係る発明は、請求項１に記載の工作機械（２０）の空気静圧バランサ（１０）であって、前記シリンダロッド（５）の先端部を球面軸受（５ａ）で支持したことを特徴とする。

請求項１に係る発明によれば、装置が大掛かりになることはなく、縦軸により移動する被駆動体の案内機構の静圧軸受ができて、被駆動体バランサのピストンの摩擦抵抗を少なくすることができるとともに、駆動負荷抵抗を極力少なくして、０．１μの超微小移動指令であっても確実に移動できる。しかも、コンパクトで剛性の高いバランス機構となる工作機械の被駆動体の空気静圧バランサ（１０）を提供することができる。

請求項２に係る発明によれば、シリンダロッド（５）の先端部を球面軸受（５ａ）としたことにより、一種のユニバーサルジョイントのような抵抗のない球面軸受として機能するため、偏心や微妙な狂いを吸収し、ピストンの摩擦抵抗を無くすことができる。

以下、本発明の実施の形態を、図面を参照しながら詳細に説明する。
なお、本発明の請求項１に係る実施形態は第２実施の形態であり、第１実施の形態および第３の実施の形態は参考の形態として説明する。
図１は、立形工作機械の全体を示す斜視図である。図１に示すように、立形工作機械２０は、ベッド２２の上にコラム２３が固定され、コラム２３に載置されたＸ軸スライドベース２４には、Ｘ軸方向へ移動自在のサドル２５が配置されている。また、サドル２５の正面には、Ｚ軸方向へ移動自在のブラケット２が設けられ、このブラケット２に被駆動体である主軸ヘッド１が固定されている。さらに、主軸ヘッド１の下方には、ワークを載置するＹ軸方向へ移動自在のテーブル２１が設けられている。

図２は図１に示すＡ−Ａ線の断面図であり、図２の（ａ）は主軸ヘッドの上昇を示す断面図、図２の（ｂ）は主軸ヘッドの下降を示す断面図である。図２の（ａ）に示すように、立形工作機械２０のサドル２５には、ボールネジとサーボモータの代わりにＺ軸リニアモータ２６が設けられており、このＺ軸リニアモータ２６には、上下に移動するブラケット２と、このブラケット２に固定された主軸ヘッド１が配置されている。
また、ブラケット２には空気静圧バランサ１０が装着されている。この空気静圧バランサ１０は、立形工作機械２０の鉛直方向に移動する主軸ヘッド１の自重によって生じる重力負荷を相殺または軽減する装置である。

ブラケット２内にはシリンダ（空圧シリンダ）３が設けられている。このシリンダ３内にはピストン４が挿入されている。また、このピストン４の上端部にはシリンダロッド５が接続されている。シリンダロッド５の先端部の球面軸受５ａは、球状にしてサドル２５の上端部に吊り下げるようにして接続されている。このシリンダロッド５の先端部は、ユニバーサルジョイントのような球面軸受５ａになっている。

図２の（ａ）に示すように、サドル２５の上端部に支持されたシリンダロッド５とピストン４とはいつも同じ位置にある。したがって、主軸ヘッド１の上昇時には、ブラケット２が上昇するため、相対的にピストン４がシリンダ３内を下降した状態になる。
一方、図２の（ｂ）に示すように、主軸ヘッド１の下降時には、ブラケット２が下降するため、相対的にピストン４がシリンダ３内を上昇した状態になる。

＜第１実施の形態＞
図３は第１実施の形態を示し、図３の（ａ）は図２の（ａ）に示す断面の模式図である。図３に示すように、シリンダ３のシリンダロッド５を通す摺動部にはボールガイドブッシュ８を用いている。
一旦、圧縮ポンプ等の空気圧源Ｐから高圧エアがシリンダ３内に流入すると、圧力Ｐ₁によってシリンダ３を上昇させ、主軸ヘッド１およびブラケット２の自重によって生じる重力負荷を相殺または軽減する。
ピストン４には複数の空気流通孔４ａが設けられており、ピストン４の外周部から空気流入孔４ａに貫通した静圧ノズル４ｂが穿設されている。

図３の（ｂ）はシリンダとピストンとの微小隙間内の圧力分布を示すグラフである。このグラフは短尺の横軸が微小隙間内の圧力（ＭＰａ）を示し、長尺の縦軸がシリンダ移動距離（ｍｍ）を示し、ピストン４の配置に合わせてそわせている。図３の（ｂ）で示すグラフの破線は、シリンダ３とピストン４との微小隙間３ｄの圧力分布を示しており、内部３ｃに近いほど圧力が高く、大気圧Ｃに近いほど、圧力が低い。
しかし、図３の（ｂ）で示すグラフの実線は、山形になっている。これは、ピストン４に空気流通孔４ａを設け、ピストン４の外周部から空気流入孔４ａに貫通した静圧ノズル４ｂを設けることによって、実線で示すグラフのように圧力は増大し、静圧ノズル４ｂの位置が鋭角に突き出たグラフになる。また、ハッチング部は、静圧ノズル４ｂを設けたことによる圧力分布の増加分を示し、ピストン４の静圧ノズル４ｂの移動により、頂点Ｄが移動する。
ピストン４内には、例えば、４箇所の空気放出用の静圧ノズル４ｂを設けており、圧縮空気はそのピストン４の外周に設けた静圧ノズル４ｂから大気に放出されることにより隙間３ｄに静圧が作用する。
このように、ピストン４の外周に設けた静圧ノズル４ｂの作用により、Ｚ軸の空気静圧バランサ１０のピストン４はシリンダ３に対して静圧支持されるため、図３の（ａ）に示すように、空気静圧軸受６が形成されることとなり、接触抵抗が生じず、Ｚ軸の駆動負荷抵抗は、ほとんどゼロとなり、０．１μの超微小移動指令であっても確実に移動できる。しかも、コンパクトで剛性の高いバランス機構となる工作機械の空気静圧バランサを提供することができる。

＜第２実施の形態＞
図４は第２実施の形態を示し、図４の（ａ）は図２の（ａ）に示す断面の模式図である。図４の（ａ）に示すように、前記した図３に示すピストン４に、さらに、ピストン４の中央部近傍の上側にはリング溝４ｄが形成され、そのリング溝４ｄには軸方向に向かって空気静圧軸受６用空気の排気孔４ｅが設けられており、ピストン４の下面から排気孔４ｅと貫通する排気孔４ｆが設けられ、その排気孔４ｆは、バルブ９ｇに接続されている（図中右側）。
図４の（ｂ）はバルブを開放した場合の微小隙間３ｄ内の圧力分布を示すグラフである。図４の（ｂ）に示すように、バルブ９ｇを開放したことにより、リング溝４ｄを通して静圧空気を排気孔４ｅ，４ｆから放出させる。圧力分布を破線で示すグラフは急激な勾配になってリング溝４ｄに向けて激減するのが分かる。そして、静圧ノズル４ｂの位置を中心に鋭角に突き出たグラフになり、リング溝４ｄ付近と静圧ノズル４ｂ付近の圧力差が大きくなり、シリンダ（空圧シリンダ）３とピストン４との微小隙間３ｄにより強い空気静圧軸受６（図４の（ａ）参照）が形成されることとなる。また、この圧力分布は静圧ノズル４ｂの位置を中心にほぼ左右対称になっている。ハッチング部は、空気流通孔４ａと静圧ノズル４ｂを設けたことによる圧力分布を示している。
図４の（ｃ）はバルブ９ｇを絞った場合の微小隙間３ｄ内の圧力分布を示すグラフである。図４の（ｃ）に示すように、バルブ９ｇを絞ると排気量が少なくなり、リング溝４ｄ付近は（ｂ）図に比べて静圧部は大気圧と差が少なくなり静圧力は減少するが、これは空気消費量が低減する目的でもある。

＜第３実施の形態＞
図５は第３実施の形態を示し、図５の（ａ）は図２の（ａ）に示す断面の模式図、図５の（ｂ）は図５の（ａ）に示すＢ−Ｂ線の断面図である。図５の（ｂ）に示すように、ピストン４の外周には縦方向にかつ均等に、例えば、１２本の縦溝４ｇが形成されている。また、図５の（ａ）に示すように、縦溝４ｇはピストン４の全長には設けておらず、ピストン４の縦方向の下端部の手前で止っており、下端部には円筒面が形成されている。
図５の（ｃ）はピストンに静圧空気層を縦方向に設けた場合の圧力分布を示すグラフである。実線は縦溝４ｇの圧力分布を示し、破線はピストン４の全長における静圧作用の圧力分布を示している。
図５の（ｃ）に示すように、この圧力分布はピストン４全体に緩やかな傾斜に作用していることが分かる。これはいわゆる表面絞り型の空気静圧軸受６（図５の（ａ）参照）が形成されているためである。

図６は空圧回路図である。図６に示すように、前記した空気静圧バランサへ圧縮空気を送る場合、まず、ポンプ等のコンプレッサによって圧縮された空気圧源Ｐから、空気中の水分とごみを捕集するエアフィルタ９ａと、より細かいミストを捕集するミストセパレータ９ｂと、最適な設定圧に設定できてその設定圧を保持するレギュレータ９ｃとを通し、経路途中に圧力計９ｄを設けている。つづいて、オイルを霧状にして空気の流れにのせて給油を行うオイラ（ルブリケータともいう）９ｅを通している。可動部はフレキシブルチューブ９ｆによって、空気静圧バランサ１０の供給口に接続されている。
なお、空気圧源Ｐの供給圧は０．５ＭＰａである。

ここで、空気静圧バランサ１０の動作について説明する。
（１）操作盤２７（図１参照）の起動ボタンが押されると、空気圧源Ｐ（図６参照）からシリンダ３（図２参照）に圧縮空気が流入し、停止時にＺ軸のモータに負荷が掛からないように被駆動体の重量に匹敵するような圧力Ｐ₁（図３参照）が作用してバランスする。
（２）主軸ヘッド１が上昇または下降する場合（図２（ａ）、（ｂ）参照）は、Ｚ軸リニアモータ２６の駆動によって、プログラムの指令により主軸ヘッド１を固定するブラケット２を上下方向へ移動させる。このとき、シリンダ３とピストン４との隙間は、静圧ノズル４ｂの作用（図３（ｂ）参照）によって、圧力分布が発生できるので、ちょうど静圧軸受となってシリンダ３とピストン４とは非接触となり、摺動抵抗がない状態が形成される。
（３）ピストン４に排気用のリング溝４ｄを設けたことにより、静圧の圧力差が大きくなり、さらに強い静圧の圧力が働き、高い剛性が得られる（図４参照）。
また、ピストン４の外周面に多数の縦溝４ｇを設けたため、さらに静圧力を得て、シリンダ３とピストン４とは非接触となり、摺動抵抗がない状態が形成される。

なお、本発明はその技術思想の範囲内で種々の改造、変更が可能である。たとえば、本実施の形態では立形工作機械の主軸ヘッドのバランサとしたが、横形工作機械のＹ軸サドルに用いても良いし、アンギュラ型スライドユニットのバランサ機構にも好適である。
また、Ｚ軸モータは、リニアモータとしたが、サーボモータとボールネジであってもよい。また、ピストン４に空気流通孔４ａを複数個、ここでは４個設けたが、これよりも増やしてもよいし、減らしてもよい。また、ピストン４の外周面に縦方向に空気を流通させる縦溝４ｇを１２本設けたが、これも増やしてもよいし、減らしても構わない。
さらに、シリンダロッド５の先端部の、球形の球面軸受５ａは、球面部の摺動部にボールを使用した球面ボール軸受であっても構わない。

本発明の工具マガジン装置を搭載した立形工作機械の全体を示す斜視図である。図１に示すＡ−Ａ線の断面図であり、（ａ）は主軸ヘッドの上昇を示す断面図、（ｂ）は主軸ヘッドの下降を示す断面図である。第１実施の形態を示し、（ａ）は図２（ａ）に示す断面の模式図、（ｂ）はシリンダとピストンとの微小隙間内の圧力分布を示すグラフである。第２実施の形態を示し、図４の（ａ）は図２（ａ）に示す断面の模式図、（ｂ）はバルブを開放した場合のシリンダ内の圧力分布を示すグラフ、（ｃ）はバルブを絞った場合の隙間内の圧力分布を示すグラフである。第３実施の形態を示し、（ａ）は図２（ａ）に示す断面の模式図、（ｂ）は（ａ）に示すＢ−Ｂ線の断面図、（ｃ）はこの場合のシリンダ内の圧力分布を示すグラフである。空圧回路図である。従来の立形マシニングセンタのバランス機構を示す概念図である。従来の立形マシニングセンタのバランス機構を示す概略図である。

符号の説明

１主軸ヘッド（被駆動体）
１ａ主軸
２ブラケット
３シリンダ（空圧シリンダ）
３ｃ内部
３ｄ微小隙間
４ピストン
４ａ空気流通孔
４ｂ静圧ノズル
４ｄリング溝
４ｅ，４ｆ排気孔
４ｇ縦溝
５シリンダロッド
５ａ球面軸受
６空気静圧軸受
８ボールガイドブッシュ
９ｇバルブ
１０空気静圧バランサ
２０工作機械
２５サドル

Claims

鉛直方向に移動する被駆動体（１）の自重によって生じる重力負荷を相殺または軽減するバランス機構を有する工作機械（２０）の空気静圧バランサ（１０）であって、
前記被駆動体（１）を支持し、上下移動自在に設けられた空圧シリンダ（３）と、
前記空圧シリンダ（３）内にピストン（４）が挿入され、前記空圧シリンダ（３）と前記ピストン（４）との微小隙間（３ｄ）に空圧シリンダの内部の圧縮空気を送り込んで形成した空気静圧軸受（６）と、
前記ピストン（４）の上端部に接続されたシリンダロッド（５）と、
前記シリンダロッド（５）の先端部を支持するサドル（２５）と、から構成され、
前記ピストン（４）の中央部近傍の上側にはリング溝（４ｄ）が形成され、このリング溝（４ｄ）には軸方向に向かって前記空気静圧軸受（６）用空気の排気孔（４ｅ）が設けられており、前記ピストン（４）の下面から前記排気孔（４ｅ）へ貫通する排気孔（４ｆ）が設けられ、その排気孔（４ｆ）は、バルブ（９ｇ）に接続されており、
前記ピストン（４）に圧縮側となる空圧シリンダの内部に繋がる複数個の空気流通孔（４ａ）が設けられ、前記リング溝（４ｄ）の下側で前記ピストン（４）の外周部にそれぞれの空気流入孔（４ａ）と貫通する静圧ノズル（４ｂ）が設けられた
ことを特徴とする工作機械（２０）の空気静圧バランサ（１０）。
前記シリンダロッド（５）の先端部を球面軸受（５ａ）で支持した
ことを特徴とする請求項１に記載の工作機械（２０）の空気静圧バランサ（１０）。