JP6710022B2

JP6710022B2 - 可変剛性軸受と、当該可変剛性軸受を使用した工作機械の主軸装置及び当該主軸装置を備えたマシニングセンタ

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Publication number: JP6710022B2
Application number: JP2015116570A
Authority: JP
Inventors: 豪紀柴原; 幹人熊谷
Original assignee: Ｏｋｋ株式会社
Priority date: 2015-06-09
Filing date: 2015-06-09
Publication date: 2020-06-17
Anticipated expiration: 2035-06-09
Also published as: JP2017002975A

Description

本発明は可変剛性軸受と、当該可変剛性軸受を使用した工作機械の主軸装置及び当該主軸装置を備えたマシニングセンタに関する。

マシニングセンタなどの工作機械の主軸装置には、一般的に組合せアンギュラ玉軸受が多く使用されている。当該アンギュラ玉軸受の初期隙間又は初期予圧量は、組立後あるいは運転時の所要の主軸剛性、軸振れ精度、振動量、温度上昇等を加味して決定される。初期予圧量は、予圧付与機構によって、アンギュラ玉軸受に対して軸線方向から所定の大きさの予圧を付与することで確保される。

予圧付与機構の初期予圧量が過大であると、主軸が高速回転したときに軸受に過大な負荷がかかることで焼損の原因になる。また初期予圧量が過小であると、主軸を無理なく高速回転はできるが、低速回転時に予圧が不足して必要な軸受剛性と加工精度が得られない。この様な課題に対して主軸を軸承する軸受の予圧量を可変にした予圧可変主軸が複数提案されている。

特許文献１（特開平５‐１９６０３４号公報）の技術は、軸受外筒の内部に軸線方向に可動に配設した軸受箱を軸線方向３位置に選択的に移動させることで、当該軸受箱の内側に配設したアンギュラ玉軸受の予圧量を３段階で変更可能にしている。

特許文献２（特開２０１１−１１３０６号公報）の技術は、ＮＣプログラムに基いて予圧付与装置を制御可能にしたものである。この予圧付与装置は環状の油圧シリンダに油圧を供給し、当該油圧によってピストンが後方側に押圧されることで第２前側転がり軸受の外輪が押圧されて当該第２前側転がり軸受に予圧が付与される。また当該予圧により主軸が後方側に移動して第１前側転がり軸受の内輪が押圧されることで当該第１前側転がり軸受にも予圧が付与される。

特許文献３（特開２００９−１４１０１号公報）の技術は、主軸を軸承する軸受の予圧量と剛性を、電磁石の磁力によって調整可能にしたものである。軸受の剛性を変えることで主軸の固有振動数を主軸回転数と異ならせて共振発生を抑制し、びびり振動のない安定した加工を実現するようにしている。

特許文献４（特開平６−８００５号公報）の技術は、主軸の前側転がり軸受と前側ハウジングとの間に中間ハウジングを介装し、この中間ハウジングを、減衰性を付加した静圧軸受で支持して加工中のびびりを抑制するようにしている。

特許文献５（特開２０１１‐７９０７８号公報）の技術は、主軸の前側軸受に前記特許文献２と同様の構成で予圧を付与するとともに、主軸の後側軸受の外周に静圧軸受を嵌合し、当該静圧軸受の絞り比を制御することで静圧軸受の減衰性を調整するようにしている。

特開平５‐１９６０３４号公報特開２０１１−１１３０６号公報特開２００９−１４１０１号公報特開平６−８００５号公報特開２０１１‐７９０７８号公報

工作機械の主軸の予圧方法には定位置予圧と定圧予圧の二種類がある。特許文献１の技術は定位置予圧を使用したものであり、この定位置予圧では高い主軸剛性が得られる反面、予圧量を自由に変更することができないという欠点がある。

特許文献２の技術は定圧予圧を使用したものであり、この定圧予圧では油圧シリンダの圧力によって任意の予圧量を設定可能であるが、外力（切削力）に対する主軸の抵抗力を表す主軸剛性は、定位置予圧のように高くすることができないという欠点がある。

また、びびり振動が発生しない安定した加工を実現するには、主軸剛性を高めるだけでなく、主軸振動特性（固有振動数、減衰性、コンプライアンス）も考慮する必要がある。しかし、軸受の予圧を変更することで主軸振動特性、特にコンプライアンスを変更可能にしたものは、特許文献３〜５を含めて従来の技術では未だ実現されていない。

そこで本発明の目的は、主軸を軸承する軸受の予圧を変更することで主軸剛性を変更可能にし、当該主軸剛性の変更によりコンプライアンスなどの主軸振動特性をも変更可能にすることにある。

前記課題を解決するため、本発明の可変剛性軸受は、予圧可能な転がり軸受に対して、軸線方向に作用する予圧の大きさを調整することで、当該転がり軸受の軸受負隙間の大きさを調整する静圧機構を配設したことを特徴とするものである。

本発明は以上のように、静圧機構によって軸受の予圧の大きさを調整することで軸受負隙間の大きさを調整するようにしたので、静圧機構の圧力調整で主軸剛性を容易に変更することができる。

本発明の実施形態に係る可変剛性軸受の断面図である。図１の可変剛性軸受のＩＩＡ−ＩＩＡ線矢視断面図である。図２ＡのＩＩＢ−ＩＩＢ線矢視側面図である。（ａ）は従来の定位置予圧軸受の一例を示す断面図、（ｂ）は定位置予圧軸受の力学モデル、（ｃ）は定位置予圧軸受の剛性モデルである。（ａ）は従来の定圧予圧軸受の一例を示す断面図、（ｂ）は定圧予圧軸受の剛性モデルである。（ａ）は本発明の実施形態に係る可変剛性軸受の断面図、（ｂ）は当該軸受の剛性モデルである。可変剛性軸受の供給油圧と主軸剛性との関係を示す図である。可変剛性軸受の供給油圧とアキシャル方向コンプライアンスとの関係を示す図である。可変剛性軸受の供給油圧とラジアル方向コンプライアンスとの関係を示す図である。

以下、図面に基いて本発明の実施形態に係る可変剛性軸受を使用した工作機械の主軸装置について説明する。なお、各図面で共通する部材には原則として同じ符号を付すことで、一度説明した部材についてはその後の重複した説明を省略することとする。

（主軸装置の概要）
図１に、可変剛性軸受を使用した工作機械としてのマシニングセンタの主軸装置１００の概要を示す。マシニングセンタは任意の軸数で縦型又は横型で構成可能であり、図１は縦型マシニングセンタを想定している。この主軸装置１００は主軸頭１０の内部に主軸１１を回転可能に配設している。主軸１１は主軸頭１０の後方に配置された駆動モータと連結されており、後述する制御装置４０によって駆動モータの回転数を任意に変更することで所望の回転数で回転駆動されるようになっている。

主軸１１は上下方向に４列で配列されたアンギュラ玉軸受２１〜２４により回転可能に軸承されている。前側のアンギュラ玉軸受２１、２２が固定側であり、後側のアンギュラ玉軸受２３、２４が自由側である。前側のアンギュラ玉軸受２１の内輪端部に主軸１１の段部１１ａが当接している。

前側１、２列のアンギュラ玉軸受２１、２２と、後側３、４列のアンギュラ玉軸受２３、２４は、互いに背面合わせで配設されている。このように背面合せで配設することで、モーメント耐荷重を高めることができる。

アンギュラ玉軸受２１〜２４と主軸頭１０との間には、第１部材と第２部材を構成する２つの軸受外筒３１、３２が、互いに軸線方向に対向する形で配設されている。前側の軸受外筒３１が固定側であり、後側の軸受外筒３２が自由側である。軸受外筒３１、３２相互間にはスペーサ３４が配設され、後述するランド部隙間ｈの最低量が当該スペーサ３４で確保されている。

前側軸受外筒３１の内周に前側１、２列のアンギュラ玉軸受２１、２２の外輪が嵌合され、また後側軸受外筒３２の内周に後側３、４列のアンギュラ玉軸受２３、２４の外輪が嵌合されている。そしてアンギュラ玉軸受２１〜２４の相互間に中間部内輪間座２５ｃと、内・外輪間座２５ｄが配設されている。

前側軸受外筒３１は、主軸頭１０の先端において複数のボルト１２で固定されている。また、前側軸受外筒３１の先端部にネジ固定されたフロントキャップ１３が、アンギュラ玉軸受２１の外輪端部に当接し、これによりアンギュラ玉軸受２１の外輪位置が固定されている。

後側軸受外筒３２の後端部には、当該軸受外筒３２を前側に付勢するバイアス用ばね６０が配設されている。そしてこのばね６０によって軸受外筒３２が前側に付勢されることで軸受外筒３２の前側移動を可能にし、かつ、当該前側付勢によって後述する油静圧軸受５０の剛性を高めるようにしている。ばね６０の後端は、ボルト６１で主軸頭１０に固定されたエンドキャップ６２で支持されている。

主軸１１の後側に押圧リング１４と軸受ナット１５が配設されている。軸受ナット１５はボルト等で主軸１１に固定され、この軸受ナット１５と後側アンギュラ玉軸受２４の内輪との間に押圧リング１４が配設されている。この押圧リング１４によってアンギュラ玉軸受２４の内輪位置が固定されている。また、アンギュラ玉軸受２４の外輪位置は、ボルト６３によって軸受外筒３２に固定されたリヤキャップ６４によって固定されている。

２つの軸受外筒３１、３２は、図１の拡大図に示すように、互いに向き合った端部がＬ字状に屈曲形成され、このＬ字状部分３１ａ、３２ａが互いに摺動可能に入れ子式に嵌合されている。軸受外筒３１のＬ字状部分３１ａの段部に前側アンギュラ玉軸受２２の外輪後端面が当接し、後側軸受外筒３２のＬ字状部分３２ａの段部に後側アンギュラ玉軸受２３の外輪前端面が当接している。

（油静圧軸受の構成）
２つの軸受外筒３１、３２のＬ字状部分３１ａ、３２ａに、主軸１１のスラスト方向に予圧を付与するための静圧機構としての油静圧軸受５０が配設されている。本発明の特徴は、当該油静圧軸受５０の高剛性の利点を生かして可変予圧を実現したことにある。油静圧軸受５０は、この実施形態では定ポンプ圧力・絞り弁方式であるが、定流量方式を採用することも可能である。

定ポンプ圧力・絞り弁方式は、後述する静圧ポケット３１ｃの上流側に流体絞りＳを設け、ランド部３１ｄにかかる負荷荷重に対応して静圧ポケット３１ｃ内の圧力を増減させることで、負荷の変化に対応してランド部３１ｄによって支えるアンギュラ玉軸受２１〜２４の外輪の軸線方向位置を安定化させる。なお、絞りＳは、静圧ポケット３１ｃ内の圧力増減範囲を大きくするために可変絞り型にすることも可能である。

なお、定流量方式では静圧ポケット３１ｃに定流量の圧油を供給し、ランド部３１ｄに作用する負荷荷重に対して、ランド部隙間ｈの変化から静圧ポケット３１ｃ内の圧力を変化させることで負荷荷重を支持する。この定流量方式は定流量ポンプ又は流量制御弁を使用する。

油静圧軸受５０は、静圧ポケット３１ｃ、ランド部３１ｄ、流体絞りＳを有し、静圧ポケット３１ｃに供給する油圧の大きさによってランド部３１ｄの隙間の大きさ、ひいてはアンギュラ玉軸受２１〜２４の軸受負隙間（アキシャル負隙間、ラジアル負隙間）の大きさを調整可能とされている。なお、油静圧軸受５０は主軸１１を軸承するアンギュラ玉軸受２１〜２４に予圧を与えるものであり、主軸１１を直接的に軸承するものではない。

図２Ａは図１のＩＩＡ−ＩＩＡ線矢視断面図であり、軸受外筒３１、３２のランド部３１ｄが周方向に四分割された状態を示している。また図２Ｂは図２ＡのＩＩＢ−ＩＩＢ線矢視側面図である。四分割されたランド部３１ｄはそれぞれ中心角９０度の扇形で構成され、各ランド部３１ｄによって４つの独立した油静圧軸受５０が構成されている。これら４つの独立した油静圧軸受５０で各ランド部隙間ｈが独立的に自動調整されることで、主軸１１の周方向の最適剛性バランスが得られるようになっている。

軸受外筒３１の内部には、各静圧ポケット３１ｃに油を供給するため４つの油供給通路３１ｂが形成されている。これら４つの油供給通路３１ｂの上流側は、主軸頭１０の油供給通路１０ａを介して予圧付与装置２０の油圧ポンプに接続されている。また、４つの油供給通路３１ｂの下流側は、絞りＳを介して各静圧ポケット３１ｃに接続されている。

前記予圧付与装置２０は制御装置４０で制御されるようになっている。当該制御装置４０はＮＣプログラムを内蔵して主軸１１の駆動モータをはじめとしてマシニングセンタ全体を制御するものである。前記ＮＣプログラムの解読により制御装置４０で前記予圧付与装置２０の供給油圧を制御することも可能である。

前記静圧ポケット３１ｃは、Ｌ字状部分３１ａの先端側に中心角９０度の円弧状の溝部として形成されている。この静圧ポケット３１ｃは、その上端部（下流側）がＬ字状部分３１ａの端面に形成されたランド部３１ｄに開口し、下端部（上流側）が絞りＳを介して油供給通路３１ｂに接続されている。

前記ランド部３１ｄは、Ｌ字状部分３１ａの端面に水平に形成されている。このランド部３１ｄは、後側の軸受外筒３２のＬ字状部分３２ａの対向面３２ｄとランド部隙間ｈを介して対向している。ランド部３１ｄの外側は大気圧Ｐ_Oに開放され、ランド部隙間ｈから半径方向に絞り出された油は、軸受外筒３１内に軸線方向で形成された排出通路３１ｅと、主軸頭１０の油排出通路１０ｂを経由して、主軸頭１０の外部に排出されるようになっている。前記排出通路３１ｅは、ランド部３１ｄの分割位置に対応して軸受外筒３１内に周方向等間隔に４本形成されている。

（油静圧軸受の作動）
制御装置４０によって予圧付与装置２０が制御されることで、当該予圧付与装置２０の油圧ポンプから所定圧の油が供給されると、当該油は軸受外筒３１の油供給通路３１ｂを通り、絞りＳを通って静圧ポケット３１ｃ内に導入される。静圧ポケット３１ｃに導入された油はランド部隙間ｈ、すなわち前側軸受外筒３１の後端面と後側軸受外筒３２の前端面との間の隙間ｈを通って機外に排出される。

静圧ポケット３１ｃ内の圧力は、供給する油圧とランド部隙間ｈのバランスで決まる中間圧に保たれており、ランド部３１ｄの外側では大気圧Ｐ₀になっている。外力（切削力）が主軸１１に作用すると、主軸１１を軸承するアンギュラ玉軸受２１〜２４を介して油静圧軸受５０の負荷が変動する。負荷が大きくなるとランド部隙間ｈが狭くなり、静圧ポケット３１ｃ内の中間圧が高くなって油静圧軸受５０の負荷容量が増える。これと反対に負荷が小さくなるとランド部隙間ｈが広がり、静圧ポケット３１ｃ内の中間圧が低くなって油静圧軸受５０の負荷容量が下がる。

また、油圧ポンプの供給油圧を変更することで油静圧軸受５０のランド部隙間ｈを変更し、主軸１１を軸承するアンギュラ玉軸受２１〜２４の予圧量を調整することもできる。供給油圧を変更するとランド部隙間ｈが変わるが、４つのランド部隙間ｈで僅かではあるが偏りが生じる。しかし、後述する油静圧軸受の原理から分かるように、ランド部隙間ｈが相対的に狭いと負荷容量Ｗが相対的に大きくなるので、ランド部３１ｃを周方向に分割しておけば、アンギュラ玉軸受２１〜２４の負隙間が周方向に均等になるように自己調整される。

このように油静圧軸受５０は、油圧シリンダを使用した従来の定圧予圧とは異なり、原理的に剛性の高い機構である。したがって、後述するように力学モデルにおける油静圧軸受５０の剛性の直列結合により主軸剛性も高めることができる。また、油静圧軸受５０に粘性の高い油を用いることで軸受の減衰性能も高めることができる。この減衰性能はランド隙間ｈから油が押し出される際に発生する圧力（スクイズ効果による発生圧力）により得られ、その大きさはランド隙間ｈの時間変化（∂ｈ／∂ｔ）や油の粘度に比例する。

（油静圧軸受の原理）
油静圧軸受５０は、図２Ｂに示すように、予圧付与装置２０のポンプから供給された油が絞りＳを通って静圧ポケット３１ｃに入り、ランド部隙間ｈを通って軸受外に排出される。ここで、予圧付与装置のポンプの供給圧をＰ_s、静圧ポケット３１ｃ内の中間圧をＰ_r、大気圧をＰ₀、ポンプから絞りＳを通って静圧ポケット３１ｃに入る油の流量をＱ_in、ランド部隙間ｈから排出される油の流量をＱ_outとすると、Ｑ_in＝Ｑ_outとなる。

また、絞りＳを通る流量Ｑ_inは供給圧Ｐ_sと中間圧Ｐ_rの差に比例する。したがって、
Ｑ_in＝π・（ｄ²／４）・Ｖ_in∝Ｐ_s−Ｐ_r
となる。ｄは絞りＳの径、Ｖ_inは絞りＳを通る油の流速である。

外力が増加してランド部隙間ｈが狭くなると、Ｑ_out、Ｑ_inとも少なくなり、供給圧Ｐ_sと中間圧Ｐ_rとの差が小さくなる。その結果、中間圧Ｐ_rが外力の増加に見合うように高くなる。負荷容量Ｗは中間圧Ｐ_rが軸受有効面積Ａの範囲に作用した値になるので、中間圧Ｐ_rが高くなると負荷容量Ｗが増加して外力と釣り合う（Ｗ＝Ａ・Ｐ_r）。ここで外力に対する抵抗力（剛性）をＫ_sとすると、剛性Ｋ_sは次式で表される。
Ｋ_s＝−∂Ｗ／∂ｈ

このように、本発明で使用する油静圧軸受５０は、ランド部隙間ｈに対応して中間圧Ｐ_rを変化させる機構である。なお、絞りＳがない場合は油の流速Ｖ_inが遅くても流量Ｑ_inが確保されるのでＰ_s≒Ｐ_rとなり、ランド部隙間ｈの変化に対して中間圧Ｐ_rが殆ど変化しない。したがって、負荷容量Ｗが増大しても剛性Ｋ_sは高くならない。したがって、油静圧軸受５０に定ポンプ圧力で供給圧Ｐ_sを供給する場合は絞りＳが必要である。

（従来の定位置予圧軸受、定圧予圧軸受との相違）
図３の（ａ）は従来の定位置予圧を使用した軸受の概略図であり、（ｂ）は当該定位置予圧軸受の力学モデルである。定位置予圧では主軸１１を軸承するアンギュラ玉軸受２１〜２４の間にある中間部外輪間座２５ａと外輪間座２５ｂの寸法によりアンギュラ玉軸受２１〜２４の予圧量を調整する。

アンギュラ玉軸受２１〜２４のうち前側１、２列の軸受等価剛性（バネ定数）をＫｂ₁、後側３、４列の軸受等価剛性をＫｂ₂とすると、定位置予圧軸受で支持された主軸１１と、当該主軸１１に作用する外力（切削力）Ｆとの関係は、図３（ｃ）のように表すことができる。したがって、外力（切削力）に対する主軸１１の抵抗力を表す主軸剛性は以下の式（１）で表される。
Ｋｂ₁＋Ｋｂ₂…（１）

一方、図４（ａ）は従来の定圧予圧を使用した軸受であり、図４（ｂ）は当該定圧予圧軸受の力学モデルである。定圧予圧はばねや油圧シリンダを軸方向に用いて一定の荷重を与えるものであり、図４（ａ）では前側軸受外筒３１と後側軸受外筒３２との間に油圧室３３を設けている。

そして油圧室３３に油圧を供給して当該油圧による圧力Ｐにより、４列アンギュラ玉軸受２１〜２４の後側３、４列の外輪を後方に移動させることで予圧を与える。また前側１、２列のアンギュラ玉軸受２１、２２の内輪は、後側３、４列の外輪予圧で後方に移動される主軸１１を介して予圧が与えられる。

定圧予圧軸受で支持された主軸１１の力学モデルは、外力（切削力）をＦとして図４（ｂ）のように表すことができるので、外力（切削力）に対する主軸１１の抵抗力を表す主軸剛性は以下の式（２）で表される。
Ｋｂ₁…（２）

これに対して本発明に係る可変剛性軸受では、図５（ａ）に示すように、前側軸受外筒３１と後側軸受外筒３２との間に油静圧軸受５０を配置している。そして当該油静圧軸受５０に供給する油圧により油静圧軸受５０のランド部隙間ｈを変更して後側軸受外筒３２と主軸１１を軸承する４列アンギュラ玉軸受２１〜２４のうち３、４列の外輪を後方に移動させて予圧を与える。また前側１、２列のアンギュラ玉軸受２１、２２の内輪は、後側３、４列の外輪予圧で後方に移動される主軸１１を介して予圧が与えられる。

ここで油静圧軸受５０の等価剛性をＫｂｓとし、主軸１１に作用する外力（切削力）をＦとすると、可変剛性軸受の力学モデルは図５（ｂ）のように表すことができる。この力学モデルは、図３（ｃ）の定位置予圧の力学モデルに、油静圧軸受５０の等価剛性Ｋｂｓを直列結合した形である。したがって、外力（切削力）Ｆに対する主軸の抵抗力を表す主軸剛性は以下の式（３）で表される。
Ｋｂ₁＋Ｋｂ_s・Ｋｂ₂／（Ｋｂ_s＋Ｋｂ₂）…（３）

本発明に係る可変剛性軸受は、油静圧軸受５０に供給する油圧を変更することにより主軸１１を軸承する４列アンギュラ玉軸受２１〜２４の予圧量を任意に変更することができ、式（１）〜（３）から明らかなように、従来の定位置予圧や定圧予圧に比べて高い主軸剛性を得ることができる。

（供給油圧Ｐｓの変更による効果）
図６は油静圧軸受５０に供給する供給油圧Ｐｓ（ＭＰａ）と主軸剛性（Ｎ／μｍ）との関係を示したものである。このように供給油圧Ｐｓを変更することで任意の主軸剛性（例えば５００Ｎ／μｍ以上）を得ることができる。したがって、例えばフライス加工のような重切削加工（切削力の大きな加工）では大きな主軸剛性が必要になるので、供給油圧Ｐｓを上げて主軸剛性を高めることができる。

また、主軸１１の振動の大きさを表すコンプライアンスは図７、図８のようになる。図７は主軸１１の軸方向振動のコンプライアンスであり、図８は主軸１１の半径方向振動のコンプライアンスである。

図７に示すように、軸方向振動のコンプライアンスは、圧力を上げるに従い減少して振動が小さくなる。また図８に示すように、半径方向振動のコンプライアンスは、圧力を上げるに従いに増大して振動が大きくなる。したがって、軸方向の振動が生じ易いドリル加工や座グリ加工では供給油圧Ｐｓを上げることで軸方向振動のコンプライアンスを下げて加工を行う。

またエンドミル加工やボーリング加工では半径方向の振動が生じ易いので供給油圧Ｐｓを下げることで半径方向振動のコンプライアンスを下げて加工を行う。このように、加工の種類に対応して供給油圧Ｐｓを増減調整して最適化することで、びびり振動のない安定した加工を実現することができる。

以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は前記実施形態に限定されることなく、種々の変形が可能である。例えば前記実施形態では、転がり軸受をアンギュラ玉軸受で構成したが、アンギュラ玉軸受に代えて、又はアンギュラ玉軸受と共に、ころ軸受やテーパころ軸受を使用することもできる。

また、転がり軸受は背面合わせで使用する他、正面組み合わせや並列組み合わせで使用することも可能である。そして当該組み合わせ方に応じて、転がり軸受の軸受負隙間の大きさを調整可能なように静圧機構を配設すればよい。前記実施形態では背面合わせのアンギュラ玉軸受の外輪に油静圧軸受５０で予圧を作用させたが、転がり軸受の種類と組み合わせ方によっては外輪ではなく内輪に予圧を作用させる。

また、前記実施形態では静圧機構の第１部材と第２部材として２つの軸受外筒３１、３２を使用したが、静圧機構としての油静圧軸受５０の構成如何によっては、軸受外筒３１、３２の一方を転がり軸受の外輪又は内輪に一体化した構成も可能である。また、前記実施形態ではランド部３１ｃを四分割したが、ランド部３１ｃを分割しない構成や、ランド部３１ｃを四分割以外で分割する構成も勿論可能である。

本発明の可変剛性軸受は、マシニングセンタなどの工作機械の主軸装置に限らず、電動機用軸受、測定器用軸受、自動車のデフピニオン用軸受など、あらゆる用途の軸受に対して適用可能性を有する。

１０：主軸頭
１０ａ：油供給通路
１０ｂ：油排出通路
１１：主軸
１１ａ：段部
１２：ボルト
１３：フロントキャップ
１４：押圧リング
１５：軸受ナット
２０：予圧付与装置
２１〜２４：アンギュラ玉軸受
２５ａ：中間部外輪間座
２５ｂ：外輪間座
２５ｃ：中間部内輪間座
２５ｄ：内・外輪間座
３１：前側軸受外筒
３１ａ：Ｌ字状部分
３１ｂ：油供給通路
３１ｃ：静圧ポケット
３１ｄ：ランド部
３１ｅ：排出通路
３２：後側軸受外筒
３２ａ：Ｌ字状部分
３２ｄ：対向面
３３：油圧室
３４：スペーサ
４０：制御装置
５０：油静圧軸受
６０：バイアス用ばね
６１：ボルト
６２：エンドキャップ
６３：ボルト
６４：リヤキャップ
１００：主軸装置
ｈ：ランド部隙間

Claims

予圧可能な転がり軸受に対して、軸線方向に作用する予圧の大きさを調整することで、当該転がり軸受の軸受負隙間の大きさを調整する静圧機構を配設した可変剛性軸受であって、
前記静圧機構は、静圧隙間を介して軸線方向に対向した第１部材と第２部材を有し、前記第１部材と第２部材の対向面に前記静圧隙間を挟んで対向するランド部が形成されると共に、前記第１部材と第２部材の少なくとも一方の前記ランド部に、前記第１部材内又は前記第２部材内に形成された給油通路によって油圧が供給される静圧ポケットが形成され、当該静圧ポケットに供給された油が前記静圧隙間を通って前記ランド部の外側に排出されるように構成され、
前記第１部材と第２部材の少なくとも一方が、前記転がり軸受の軸受負隙間の大きさを調整可能なように、前記第１部材又は前記第２部材の対向面の軸線方向の反対側に前記転がり軸受の外輪又は内輪に軸線方向に当接する当接面が形成され、前記第１部材と第２部材は前記静圧隙間の大きさを増減させることで軸線方向に相対変位可能とされていることを特徴とする可変剛性軸受。
前記転がり軸受が背面合わせのアンギュラ玉軸受で構成されるとともに、前記静圧機構が前記背面合わせのアンギュラ玉軸受相互間に配設され、前記第１部材と第２部材が前記アンギュラ玉軸受の外輪に軸線方向に当接していることを特徴とする請求項１の可変剛性軸受。
前記第１部材と第２部材が前記転がり軸受の周方向で複数に分割され、当該分割された第１部材と第２部材相互間の前記静圧隙間が独立に増減可能とされていることを特徴とする請求項２の可変剛性軸受。
前記分割された第１部材と第２部材の対向面に前記ランド部が円弧状に形成され、当該第１部材と第２部材の少なくとも一方の前記ランド部の内側に前記円弧状に沿った溝部によって前記静圧ポケットが形成され、当該静圧ポケットに対して給油通路によって油圧が供給され、前記静圧隙間を通って前記ランド部の外側に排出された油が排油通路によって軸受外に排出されることを特徴とする請求項３の可変剛性軸受。
請求項１から４のいずれか１項の可変剛性軸受を備えたことを特徴とする工作機械の主軸装置。
請求項５の主軸装置を備えたことを特徴とするマシニングセンタ。