WO2015129826A1 - 主軸装置 - Google Patents

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WO2015129826A1
WO2015129826A1 PCT/JP2015/055699 JP2015055699W WO2015129826A1 WO 2015129826 A1 WO2015129826 A1 WO 2015129826A1 JP 2015055699 W JP2015055699 W JP 2015055699W WO 2015129826 A1 WO2015129826 A1 WO 2015129826A1
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sleeve
housing
peripheral surface
cooling
spiral groove
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Inventor
翔一郎 小栗
美昭 勝野
Original Assignee
日本精工株式会社
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    • F16C35/12—Rigid support of bearing units; Housings, e.g. caps, covers for spindles with ball or roller bearings

Definitions

  • the present invention relates to a spindle device, and more particularly to a spindle device of a rotating machine that rotates at high speed, such as a machine tool spindle, a high-speed motor, a centrifuge, or a turbo refrigerator.
  • a conventional cooling device 100 that suppresses heat generation from the front bearing is provided on the outer peripheral surface of the front housing 104 in which a pair of front bearings 102 and 103 that support the front side of the main shaft 101 are fitted.
  • a circumferential groove 105 is provided.
  • a cooling medium is circulated between the outer peripheral surface of the front housing 104 and the inner peripheral surface of the other housing 106 to cool the front bearings 102 and 103.
  • Patent Document 1 discloses a machine tool in which a cooling medium passage is provided in an inner ring spacer disposed between a front bearing and a rear bearing, and the inner ring spacer is cooled by a cooling medium pumped from a pump or the like. Discloses a spindle cooling device.
  • the rear-side bearing which is the free-side bearing, often uses a bearing that is slightly smaller in size than the front-side bearing (for example, the inner diameter of the bearing is about 10 to 30 mm smaller than the fixed-side bearing). . For this reason, the dmn value of the bearing is reduced, and the temperature rise is correspondingly reduced.
  • the rear bearing is a free side, and the thermal deformation of the rear part of the main shaft has a smaller influence on the machining accuracy than the front bearing (for example, the rotating shaft is less than the non-rotating part.
  • the rear bearing has a complicated cooling structure due to the fact that the rear side of the spindle slides backwards even if it expands relative to the direction, and it is difficult to appear in the displacement of the front side of the spindle where the blade is mounted. Is often not added.
  • a sleeve 114 into which a pair of free-side bearings 112, 113 that support the rear side of the main shaft 101 is fitted is fitted in the rear housing 115, and a circumferential groove 116 is provided on the outer circumferential surface of the rear housing 115. Then, the free side bearings 112 and 113 are cooled by circulating a cooling medium between the outer peripheral surface of the rear housing 115 and the inner peripheral surface of the other housing 117.
  • the cooling part is disposed at a position radially away from the heat generating part (bearings 112 and 113), and the sleeve 114 and the rear housing 115 which are fitted by clearance fitting are arranged. Since the heat transfer efficiency between them is low, there is a problem that the cooling efficiency is low. Therefore, although the rear housing is cooled, the sleeve is not efficiently cooled, and there is a possibility that a gap between the rear housing and the sleeve becomes small and a sliding failure occurs.
  • the present invention has been made in view of the above-described problems, and an object of the present invention is to increase the life of the rear bearing, that is, the life of the main spindle device by suppressing the temperature increase due to heat generated from the rear bearing with high efficiency.
  • An object of the present invention is to provide a spindle device that can be extended and improved in machining accuracy.
  • the above object of the present invention can be achieved by the following constitution. (1) a housing; A rotating shaft relatively rotatable with respect to the housing; A fixed-side bearing in which an inner ring is fitted on one end side of the rotating shaft and an outer ring is fixed to the housing; A sleeve disposed in the housing on the other end side of the rotating shaft and movable in the axial direction of the rotating shaft; A free side bearing in which an inner ring is fitted on the other end side of the rotary shaft, and an outer ring is fitted in the sleeve; A spindle device having A cooling path through which a cooling medium can flow is formed between the outer peripheral surface of the sleeve and the inner peripheral surface of the housing facing each other.
  • the cooling path is a spiral spiral groove formed on the outer peripheral surface of the sleeve between one end side in the axial direction of the sleeve and the other end side thereof.
  • the housing communicates with one end of the spiral groove to supply the cooling medium, and the housing communicates with the other end of the spiral groove and discharges the coolant that has flowed through the cooling path.
  • a spindle device comprising an outlet.
  • a housing (2) a housing; A rotating shaft relatively rotatable with respect to the housing; A fixed-side bearing in which an inner ring is fitted on one end side of the rotating shaft and an outer ring is fixed to the housing; A sleeve disposed in the housing on the other end side of the rotating shaft and movable in the axial direction of the rotating shaft; A free side bearing in which an inner ring is fitted on the other end side of the rotary shaft, and an outer ring is fitted in the sleeve; A spindle device having A cooling path through which a cooling medium can flow is formed between the outer peripheral surface of the sleeve and the inner peripheral surface of the housing facing each other.
  • the cooling path is a plurality of spiral grooves formed on the outer peripheral surface of the sleeve between one end side in the axial direction of the sleeve and the other end side.
  • the housing communicates with one end of each of the plurality of spiral grooves and supplies the cooling medium, and communicates with the other end of each of the plurality of spiral grooves and flows through the spiral grooves. And a plurality of outlets through which the cooling medium is discharged.
  • the plurality of spiral grooves are characterized in that the one end portions and the other end portions are arranged with different phases within 45 ° in the circumferential direction of the outer peripheral surface of the sleeve ( 2. The spindle device according to 2).
  • An annular elastic member that seals between the outer peripheral surface of the sleeve and the inner peripheral surface of the housing in a liquid-tight manner is disposed on both sides in the axial direction of the cooling path.
  • the chamfered portion is formed at both end edges of the outer peripheral surface facing the inner peripheral surface of the housing of the sleeve or both end edges of the inner peripheral surface of the housing (1).
  • the spiral groove is characterized in that the one end portion and the other end portion are arranged with a phase difference of 180 ° in the circumferential direction of the outer peripheral surface of the sleeve, respectively (1) to (6) )
  • the spindle device according to any one of the above.
  • a cooling path through which a cooling medium can flow is formed between the outer peripheral surface of the sleeve and the inner peripheral surface of the housing that face each other.
  • the cooling path is formed on the outer peripheral surface of the sleeve, and has a single spiral spiral groove formed on the outer peripheral surface of the sleeve between one end side and the other end side in the axial direction of the sleeve.
  • the housing includes a supply port that communicates with one end of the spiral groove to supply a cooling medium, and a discharge port that communicates with the other end of the spiral groove and discharges the cooling medium flowing through the cooling path. ing.
  • the sleeve in which the bearing is fitted can be directly cooled, and the free-side bearing can be cooled with high efficiency.
  • the internal temperature of the bearing is lowered, it is difficult for the lubricating oil film to break due to a decrease in viscosity at the rolling contact portion and the cage guide surface during rotation, thereby preventing a decrease in life due to poor lubrication and bearing seizure.
  • both the housing and the sleeve are cooled at the same time, the amount of radial contraction of both the members becomes uniform, the gap between the slide portions (the gap between the housing and the sleeve) is not clogged, and the occurrence of a sliding failure due to the insufficient gap. Can be prevented.
  • the flow of the cooling medium in the spiral groove becomes smooth, the entire sleeve can be cooled uniformly, and deformation distortion due to cooling does not occur. As a result, there is no distortion of the bearing that fits inside, the rotation accuracy of the main shaft is maintained with high accuracy, and the processing accuracy of the main shaft is improved.
  • the cooling path is formed on the outer peripheral surface of the sleeve, and a plurality of spirals formed on the outer peripheral surface of the sleeve between the one end side in the axial direction of the sleeve and the other end side.
  • the housing includes a plurality of supply ports that are connected to one end of each of the plurality of spiral grooves and a cooling medium that is supplied to the other end of each of the plurality of spiral grooves and that flows through the spiral grooves. And a plurality of outlets to be discharged. For this reason, the sleeve in which the bearing is fitted can be directly cooled, and the free-side bearing can be cooled with high efficiency.
  • the cooling control accuracy of the sleeve or the free-side bearing is improved by supplying and discharging the cooling medium independently with respect to the plurality of spiral grooves.
  • the internal temperature of the bearing is lowered, and it is difficult for the lubricating oil film to be cut off due to a decrease in viscosity at the rolling contact portion and the cage guide surface during rotation, thereby preventing a reduction in life due to poor lubrication and bearing seizure.
  • FIG. 2 shows the outer peripheral surface of a bearing sleeve for demonstrating a spiral groove.
  • FIG. 2 shows the outer peripheral surface of a bearing sleeve for demonstrating a spiral groove.
  • FIG. 2 shows the outer peripheral surface of a bearing sleeve for demonstrating a spiral groove.
  • FIG. 2 shows the outer peripheral surface of a bearing sleeve for demonstrating a spiral groove.
  • FIG. 2 shows the outer peripheral surface of a bearing sleeve for demonstrating a spiral groove.
  • FIG. 2 shows the outer peripheral surface of a bearing sleeve for demonstrating a spiral groove.
  • FIG. 2 shows the outer peripheral surface of a bearing sleeve for demonstrating a spiral groove.
  • FIG. 2 shows the outer peripheral surface of a bearing sleeve for demonstrating a spiral groove.
  • FIG. 2 shows the outer peripheral surface of a bearing sleeve for demonstrating a spiral groove.
  • FIG. 2 shows the outer peripheral surface of the bearing
  • FIG. 10 is an enlarged cross-sectional view in the vicinity of the free-side bearing shown in FIG. 9. It is a fragmentary sectional view corresponding to FIG. 10 which shows the outer peripheral surface of a bearing sleeve for demonstrating a spiral groove. It is a B direction arrow directional view of FIG.
  • the spindle device 10 has a housing 11 and a tool (not shown) attached to one end (left side in the figure), a rotary shaft 12 that is rotatable relative to the housing 11, and a front end side (left side in the figure) of the rotary shaft 12.
  • Angular ball bearings) 14 and 14 and a sleeve 15 that is inserted in the housing 11 and is slidable in the axial direction.
  • the housing 11 includes a substantially cylindrical housing body 31, a front housing 32 fitted and fixed to the front end side of the housing body 31, and a rear housing 33 fitted and fixed to the rear end side of the housing body 31. ing.
  • a front lid 34 is fastened and fixed to the front end of the front housing 32, and a rear lid 36 is fastened and fixed to the rear end of the rear housing 33.
  • the stator 38 of the built-in motor 37 is fixed to the sleeve 29 that fits inside the inner peripheral surface 31 a of the housing body 31.
  • a rotor 39 is fixed to an intermediate portion in the axial direction of the rotating shaft 12 so as to face the stator 38, and a rotating force is given by a rotating magnetic field generated by the stator 38 to rotationally drive the rotating shaft 12.
  • a plurality of annular grooves 29 a are formed on the outer peripheral surface of the sleeve 29, and a cooling path 28 is formed between the inner peripheral surface 31 a and the inner groove 31 a by being fitted inside the housing body 31.
  • the fixed-side bearings 13 and 13 have outer rings 18 and 18 fitted in the front housing 32, and inner rings 19 and 19 fitted on the rotary shaft 12 so as to rotatably support the front end side of the rotary shaft 12.
  • the outer rings 18, 18 of the fixed side bearings 13, 13 are sandwiched by the step 32 a of the front housing 32 and the front lid 34 via the outer ring spacer 20, and are positioned in the axial direction with respect to the front housing 32.
  • the inner rings 19, 19 are clamped by the front step portion 12 a of the rotating shaft 12 through the inner ring spacer 21 and a nut 22 screwed to the rotating shaft 12, and are positioned in the axial direction with respect to the rotating shaft 12.
  • a plurality of annular grooves 32 b are formed on the outer peripheral surface of the front housing 32, and the cooling path 30 is formed between the inner peripheral surface 31 b of the housing main body 31 by being fitted into the housing main body 31. .
  • a substantially cylindrical bearing sleeve 16 that is movable in the axial direction is fitted to the inner peripheral surface 33a of the rear housing 33. Further, an outer ring presser 17 that extends radially outward from the outer peripheral surface of the bearing sleeve 16 is attached to the end surface of the bearing sleeve 16 opposite to the tool mounting side by screws (not shown).
  • the bearing sleeve 16 and the outer ring presser 17 constitute a sleeve 15.
  • the rear housing 33 is formed with a plurality of spring chambers 55 that open on the end surface (the right side surface in the drawing) opposite to the tool mounting side, and an outer ring presser extending radially outward from the bearing sleeve 16. It opposes the tool attachment side end surface of 17 flange parts.
  • the coil spring 56 is accommodated in the spring chamber 55 and interposed between the flange portion of the outer ring presser 17 and the spring chamber 55.
  • the coil spring 56 applies an elastic force in the axial direction (right direction in the drawing) to the sleeve 15, thereby applying a constant pressure preload to the fixed side bearings 13 and 13 and the free side bearings 14 and 14.
  • the free-side bearings 14 and 14 have outer rings 23 and 23 fitted in the bearing sleeve 16 and inner rings 24 and 24 fitted on the rotary shaft 12 so as to rotatably support the rear end side of the rotary shaft 12.
  • the outer rings 23, 23 of the free-side bearings 14, 14 are sandwiched by the step 16 a of the bearing sleeve 16 and the annular convex portion 17 a of the outer ring retainer 17 via the outer ring spacer 25, and are pivoted with respect to the bearing sleeve 16.
  • the inner rings 24, 24 are clamped by the rear step portion 12 b of the rotating shaft 12 through the inner ring spacer 26 and a nut 27 screwed to the rotating shaft 12, and are positioned in the axial direction with respect to the rotating shaft 12.
  • the outer circumferential surface 16 b of the bearing sleeve 16 is provided with a single spiral spiral groove 41 between one end side and the other end side in the axial direction of the bearing sleeve 16.
  • the spiral groove 41 is formed by fitting the bearing sleeve 16 to the inner peripheral surface 33a of the rear housing 33 so that the cooling path 40 is formed between the outer peripheral surface of the bearing sleeve 16 and the inner peripheral surface 33a of the rear housing 33 facing each other. It is formed.
  • a cooling medium such as cooling oil flows through the cooling path 40.
  • FIG. 4 shows a partial cross-sectional view of the outer peripheral surface of the bearing sleeve viewed from the direction A in FIG.
  • the one end portion 41 ⁇ / b> P that is the groove start end of the spiral groove 41 and the other end portion 41 ⁇ / b> Q that is the groove end of the spiral groove 41 are arranged in a phase that is 180 ° different in the circumferential direction of the bearing sleeve 16. ing. That is, when one end 41 ⁇ / b> P of the spiral groove 41 on the bearing sleeve 16 is viewed from the front, the other end 41 ⁇ / b> Q of the spiral groove 41 is disposed so as to overlap the axis Ax of the bearing sleeve 16.
  • the rear housing 33 is connected to one end 41 ⁇ / b> P of the spiral groove 41 and supplied with a cooling medium, and to the other end 41 ⁇ / b> Q of the spiral groove 41 to be cooled.
  • a discharge port 52 through which the cooling medium flowing through the path is discharged is formed.
  • the supply port 51 of the supply path 57 for supplying the cooling medium into the cooling path 40 is formed so as to open toward the one end 41P of the spiral groove 41 located closest to the built-in motor 37, and the cooling medium is discharged.
  • the discharge port 52 of the discharge path 58 that opens toward the other end portion 41 ⁇ / b> Q of the spiral groove 41 farthest from the built-in motor 37 is formed in a phase that is 180 ° different from the supply port 51.
  • an end mill tool is cut in the sleeve radial direction from one of the end portions in the sleeve axial direction to dig a groove. Thereafter, the end mill tool is fed in a spiral shape while maintaining the cut, and the spiral groove is processed. Then, when reaching the vicinity of the other end in the sleeve axial direction, the feed is stopped, and the end mill tool is pulled up to form a groove.
  • the cooling medium pumped from a pump (not shown) is supplied from the supply port 51, flows in the cooling path 40, cools the periphery of the cooling path 40, and then is discharged from the discharge port 52.
  • a portion where the amount of generated heat, that is, the temperature is likely to be high can be cooled with a lower temperature cooling medium, which is highly efficient. Cooling is possible.
  • the supply port 51 and the discharge port 52 with a phase difference of 180 ° in the circumferential direction, the cooling path 40 becomes a symmetric arrangement, and the free-side bearing portion can be cooled more uniformly. Note that the phase difference between the supply port 51 and the discharge port 52 can be arbitrarily changed according to the arrangement of the peripheral components, and may be in the same phase, for example.
  • a pair of annular grooves 44 are formed on the outer peripheral surface 16 b of the bearing sleeve 16 on the axially outer side from the cooling path 40.
  • An O-ring 45 that is an elastic member is attached to the annular groove 44 to seal the fitting portion between the inner peripheral surface 33 a of the rear housing 33 and the bearing sleeve 16.
  • the crushing allowance of the O-ring 45 is preferably in the range of 0.1 mm to 2.0 mm, and in order to more easily eliminate the sliding failure of the bearing sleeve 16, it should be in the range of 0.2 mm to 0.5 mm. Is desirable.
  • the fitting gap between the bearing sleeve 16 and the rear housing 33 may have a difference in diameter, that is, the dimension indicated by the inner diameter of the rear housing 33 ⁇ the outer diameter of the bearing sleeve 16 within a range of 5 ⁇ m to 100 ⁇ m. Preferably, in the range of 15 ⁇ m to 50 ⁇ m, in order to easily solve the sliding trouble due to insufficient gap or inclination of the bearing sleeve 16.
  • the sliding amount of the bearing sleeve 16 and the rear housing 33 in this configuration is a displacement that escapes deformation due to machining load and thermal axial expansion of the spindle, and is ⁇ 0.5 mm or less, at most ⁇ 1 mm or less.
  • the spindle device 10 cools the fixed side bearings 13 and 13, the cooling path 30 that cools the stator 38 of the built-in motor 37, and the cooling paths that cool the free side bearings 14 and 14.
  • the cooling device (not shown) is also provided in a separate system from the other cooling paths 28 and 30 for optimal cooling of the free-side bearings 14 and 14, and is used for the cooling path 40. It is preferable to arrange them independently. Thereby, the temperature adjustment of the cooling medium can be performed without being affected by the conditions of the other cooling paths 28 and 30.
  • the cooling device 40 may be independent but not the cooling device.
  • an optimum cooling condition can be adjusted by providing a throttle somewhere in the supply side piping to the cooling path 40 and controlling the supply amount of the cooling medium.
  • the cooling path 40 that cools the free-side bearings 14 and 14. If the path configuration is to be circulated, the temperature of the spindle device 10 as a whole can be lowered more efficiently. Further, when it is desired to cool the free-side bearings 14 and 14 more efficiently, a cooling medium having a lower temperature may be circulated through the cooling path 40 as a path configuration opposite to the above, and as required. Can be selected.
  • the cooling path 40 through which the cooling medium can flow is formed between the outer peripheral surface 16 b of the bearing sleeve 16 and the inner peripheral surface 33 a of the rear housing 33. Is done.
  • the cooling path 40 is formed on the outer peripheral surface 16 b of the bearing sleeve 16, and is a single spiral spiral groove formed on the outer peripheral surface of the bearing sleeve 16 between one end side and the other end side in the axial direction of the bearing sleeve 16. 41 is provided. For this reason, the bearing sleeve 16 in which the free-side bearings 14 and 14 are fitted can be directly cooled, and the free-side bearings 14 and 14 can be efficiently cooled.
  • the bearing sleeve 16 is supplied with a cooling medium from a supply port 51 communicating with one end portion 41P of the spiral groove 41, and discharged from the discharge port 52 communicating with the other end portion 41Q of the spiral groove 41 through the cooling passage 40. It has a structure. That is, the supply and discharge paths of the cooling medium communicate directly with the spiral groove 41, so that the coolant flows in the entire groove from one end to the other end of the spiral groove 41 without stagnation. As a result, heat can be exchanged efficiently. For example, a space saving in the axial direction of the bearing sleeve 16 can be achieved as compared with the case where a circumferential annular groove serving as a cooling medium supply path and a discharge path is formed on both ends of the spiral groove 41.
  • the cooling path and the cooling heat transfer area can be increased, that is, the groove length can be increased, and the cooling efficiency can be increased.
  • the circumferential phase shift between the rear housing 33 and the bearing sleeve 16 in assembly can be eliminated by an existing key member that prevents the rear housing 33 and the bearing sleeve 16 from rotating during rotation. There is no need to add an anti-rotation member.
  • both the members of the rear housing 33 and the bearing sleeve 16 are cooled at the same time, the amount of radial contraction of both the members becomes uniform, and the gap between the slide portions (the gap between the rear housing 33 and the bearing sleeve 16) is not clogged. It is possible to prevent the occurrence of a slide failure due to insufficient gap. Furthermore, the flow of the cooling medium in the groove of the spiral groove 41 becomes smooth, and the entire bearing sleeve 16 is uniformly cooled, so that deformation distortion due to cooling does not occur. As a result, the free-side bearings 14 and 14 fitted therein are not distorted, the rotational accuracy of the rotary shaft 12 is maintained with high accuracy, and the processing accuracy of the spindle device 10 is improved.
  • O-rings 45 are disposed for liquid-tight sealing between the outer peripheral surface 16b of the bearing sleeve 16 and the inner peripheral surface 33a of the rear housing 33. Leakage is prevented, and the damping characteristic of the spindle device 10 is improved by the elasticity of the O-ring 45, which contributes to the improvement of dynamic rigidity, which particularly affects the machining characteristics of difficult-to-cut materials. In addition, a damping action due to the damper effect of the cooling medium flowing through the slide portion is also added.
  • the spiral groove 41 is formed in a rectangular cross-sectional shape by a bottom surface 41a and a side wall surface 41b.
  • the size of the groove width B and the depth T of the spiral groove 41 having the rectangular cross-sectional shape can be selected as appropriate.
  • the cross-sectional shape of the spiral groove 41 can be various shapes as shown in FIGS. 6A to 6C in addition to the rectangular shape.
  • the side wall surface 41b of the spiral groove 41 may be formed to be inclined with respect to the direction orthogonal to the axial direction, that is, the radial direction.
  • the spiral groove 41 of the bearing sleeve 16 shown in FIG. 6A is a trapezoidal groove whose groove width B gradually increases from the bottom surface 41 a of the spiral groove 41 toward the outer peripheral surface 16 b of the bearing sleeve 16. That is, in the trapezoidal spiral groove 41, the cross-sectional shape of the spiral groove 41 is such that the angle formed between the bottom surface 41a and the side wall surface 41b is an obtuse angle ( ⁇ 1 ), and therefore the inner peripheral surface 33a of the rear housing 33 (see FIG. 1). There is no interference with the slidability.
  • the 6B is a so-called dovetail groove in which the groove width B gradually decreases from the bottom surface 41a of the spiral groove 41 toward the outer peripheral surface 16b of the bearing sleeve 16. That is, in the spiral groove 41 of the dovetail groove, the cross-sectional shape of the spiral groove 41 is an acute angle ( ⁇ 2 ) formed by the bottom surface 41a and the side wall surface 41b. The surface area near the reference) is large, the heat of the free-side bearings 14 and 14 can be efficiently transmitted to the cooling medium, and the cooling performance is improved.
  • spiral groove 41 of the bearing sleeve 16 shown in FIG. 6C has a semicircular cross section with a radius of curvature R, it can be processed with a round bite, and the bite is less worn during processing, and the workability is improved. Can be improved.
  • chamfered portions 43 may be formed at both edge portions of the outer peripheral surface 16 b facing the inner peripheral surface 33 a of the rear housing 33 of the bearing sleeve 16.
  • the angle ⁇ 3 of the chamfered portion 43 with respect to the outer peripheral surface 16b is 3 ° to 45 °, and more preferably 3 ° to 30 °.
  • the chamfered portion 46 is formed on the top portion (shoulder portion) of the side wall of the spiral groove 41 in addition to the chamfered portions 43 at both end portions of the bearing sleeve 16, the inner periphery of the rear housing 33 can be obtained. Interference with the surface 33a is further prevented, and slidability is maintained.
  • the chamfering angle ⁇ 4 of the shoulder of the spiral groove 41 is 3 ° to 45 °, more preferably 3 to 30 °.
  • the outer circumferential surface 16 b of the bearing sleeve 16 has a plurality of (two in the illustrated example) spiral grooves 41 between one end side and the other end side in the axial direction of the bearing sleeve 16. Is provided. In the spiral groove 41 of this configuration, a first spiral groove 41A and a second spiral groove 41B are arranged in parallel.
  • a cooling path 40 is formed between the outer peripheral surface of the bearing sleeve 16 and the inner peripheral surface 33 a of the rear housing 33 facing each other.
  • a cooling medium such as cooling oil flows through the cooling path 40.
  • a cooling medium is independently supplied to and discharged from the first spiral groove 41A and the second spiral groove 41B through a housing cooling path by a cooling device (not shown).
  • the rear housing 33 shown in FIG. 9 communicates with one end that is the groove start end of the first spiral groove 41A, and supplies a cooling medium into the spiral groove 41A (in FIG. 10 and FIG. 11, an arrow IN (A).
  • the cooling medium flowing through the spiral groove 41A is discharged in communication with the supply port 51A of the supply path 57A and the other end portion of the first spiral groove 41A (see FIGS. 10 and 11).
  • a discharge port 52A (shown by an arrow OUT (A) in the middle) is formed.
  • the rear housing 33 communicates with one end of the second spiral groove 41B and is supplied with a cooling medium (indicated by an arrow IN (B) in FIGS. 10 and 11).
  • the cooling medium that has flowed through the spiral groove 41B is discharged in communication with 51B and the other end that is the end of the second spiral groove 41B (indicated by an arrow OUT (B) in FIGS. 10 and 11).
  • a discharge port 52B is formed.
  • the supply port 51A is formed so as to open toward one end 41Aa of the spiral groove 41A located closest to the built-in motor 37 side.
  • the discharge port 52A is formed so as to open toward the other end portion 41Ab of the spiral groove 41A farthest from the built-in motor 37, and is formed in a phase different from the supply port 51A by 180 ° in the circumferential direction.
  • the first spiral groove 41A and the second spiral groove 41B have the circumferential phase of one end 41Aa (corresponding position of the supply port 51A) and 41Ba (corresponding position of the supply port 51B) of 0.
  • it may be (0 ° -180 °)
  • 41Bb corresponding position of the discharge port 52B in the circumferential direction may be (0 ° -180 °) in addition to (180 ° -180 °).
  • the first spiral groove 41A and the second spiral groove 41B have a circumferential phase of one end 41Aa and 41Ba (0 ° -45 °) and the other end 41Ab and 41Bb in the circumferential direction.
  • the case where the phase is (0 ° -45 °) will be described.
  • FIG. 12 shows a view in the direction of arrow B in FIG.
  • the supply passage 57A and the discharge passage 58A formed in the rear housing 33 and the rear lid 36 are arranged with phases different by 180 ° in the circumferential direction.
  • ⁇ 45 ° in the illustrated example
  • the supply port 51B (not shown) of the supply path 57B for supplying the cooling medium to the spiral groove 41B opens toward one end portion 41Ba of the spiral groove 41B located closest to the built-in motor 37. Is formed.
  • a discharge port 52B (not shown) of the discharge path 58B for discharging the cooling medium opens toward the other end portion 41Bb of the spiral groove 41B farthest from the built-in motor 37, and is formed with a phase that is 180 ° different from the supply port 51B. Has been.
  • FIG. 13 shows a partial cross-sectional view of the outer peripheral surface of the bearing sleeve as seen from the direction C in FIG.
  • the one end 41Aa which is the groove start end of the spiral groove 41A
  • the other end 41Ab which is the groove end of the spiral groove 41A
  • the flow rate and temperature of the cooling medium can be controlled for each of the spiral grooves 41A and 41B. And the free-side bearing temperature can be accurately and stably controlled.
  • the phases of the supply ports 51A and 51B (not shown) of the spiral grooves 41A and 41B and the phases of the discharge ports 52A and 52B (not shown) are equally spaced in the circumferential direction.
  • the cooling effect along the circumference of the bearing sleeve 16 is averaged. Thermal deformation due to cooling becomes uniform. Thereby, the rotation accuracy of the main shaft can be maintained, the generation of vibration is suppressed, and the processing accuracy is improved.
  • the one end portions 41Aa and 41Ba and the other end portions 41Ab and 41Bb of the spiral grooves 41A and 41B may be arranged in a phase difference within 45 ° in the circumferential direction of the bearing sleeve 16, respectively. Thereby, it can arrange
  • an end mill tool is cut in the sleeve radial direction from one of the end portions in the sleeve axial direction to dig a groove. Thereafter, the end mill tool is fed in a spiral shape while maintaining the cut, and the spiral groove is processed. Then, when reaching the vicinity of the other end in the sleeve axial direction, the feed is stopped, and the end mill tool is pulled up to form a groove.
  • the cooling medium pumped from a pump is supplied from the supply ports 51A and 51B, flows in the cooling path 40, cools the periphery of the cooling path 40, and then is discharged from the discharge ports 52A and 52B. Is done.
  • a portion with a large amount of generated heat, that is, the temperature is likely to rise is cooled with a lower temperature cooling medium. Can be cooled with high efficiency.
  • the supply ports 51A, 51B and the discharge ports 52A, 52B are arranged with a phase difference of 180 ° in the circumferential direction, so that the cooling paths 40 of the first and second spiral grooves 41A, 41B can be provided.
  • Each of them has a symmetric arrangement, and the free-side bearing portion can be cooled more uniformly.
  • phase difference between the supply ports 51A and 51B and the discharge ports 52A and 52B is (0 ° -45 °) in this configuration, but can be arbitrarily changed according to the arrangement of peripheral components.
  • the phase difference may be (0 ° -180 °).
  • the axial groove widths of the spiral grooves 41A and 41B may be the same or different.
  • the helical axial pitch can also be set arbitrarily.
  • the motor side is the cooling medium supply side
  • the spindle end side is the cooling medium discharge side, but this is not a limitation.
  • annular grooves 44 are formed on the outer peripheral surface 16 b of the bearing sleeve 16 on the outer side in the axial direction from the cooling path 40.
  • An O-ring 45 that is an elastic member is attached to the annular groove 44 to seal the fitting portion between the inner peripheral surface 33 a of the rear housing 33 and the bearing sleeve 16.
  • the annular groove 44 and the O-ring 45 are the same as in the first configuration example described above.
  • the cooling path 40 through which the cooling medium can flow is formed between the outer peripheral surface 16b of the bearing sleeve 16 and the inner peripheral surface 33a of the rear housing 33.
  • the cooling path 40 is formed on the outer peripheral surface 16 b of the bearing sleeve 16, and has a plurality of spiral grooves formed on the outer peripheral surface of the bearing sleeve 16.
  • the rear housing 33 communicates with one end portions 41Aa and 41Ba of the plurality of spiral grooves, and supplies a plurality of supply ports 51A and 51B to which a cooling medium is supplied, and the other end portion 41Ab of each of the plurality of spiral grooves 41A and 41B.
  • the bearing sleeve 16 in which the free-side bearings 14 and 14 are fitted can be directly cooled, and the free-side bearings 14 and 14 can be cooled with high efficiency.
  • the bearing sleeve 16 is supplied with a cooling medium from supply ports 51A and 51B communicating with one end portions of the spiral grooves 41A and 41B, and from the discharge ports 52A and 52B respectively communicating with the other end portions of the spiral grooves 41A and 41B.
  • the cooling medium that has flowed through is discharged.
  • the spiral groove 41 in the present configuration example is formed in a rectangular cross-sectional shape by a bottom surface 41a and a side wall surface 41b.
  • the size of the groove width B and the depth T of the spiral groove 41 having the rectangular cross-sectional shape can be appropriately selected as described above.
  • the cross-sectional shape of the spiral groove 41 can be various shapes as shown in FIGS. 6A to 6C in addition to the rectangular shape, and the same effects as those described above can be obtained.
  • chamfered portions 43 may be formed at both end edges of the outer peripheral surface 16 b facing the inner peripheral surface 33 a of the rear housing 33 of the bearing sleeve 16.
  • the angle ⁇ 3 of the chamfered portion 43 with respect to the outer peripheral surface 16b is 3 ° to 45 °, and more preferably 3 ° to 30 °.
  • the chamfered portion 46 is formed on the top portion (shoulder portion) of the side wall of the spiral groove 41 in addition to the chamfered portions 43 at both ends of the bearing sleeve 16, the inner periphery of the rear housing 33 can be obtained. Interference with the surface 33a is further prevented, and slidability is maintained.
  • the chamfering angle ⁇ 4 of the shoulder of the spiral groove 41 is 3 ° to 45 °, more preferably 3 to 30 °.
  • the axial groove widths of the spiral grooves may be the same or different.
  • the helical axial pitch can also be set arbitrarily.
  • the motor side is the cooling medium supply side
  • the spindle end side is the cooling medium discharge side, but this is not a limitation.
  • the spindle device in which the preload is applied between the fixed side bearing and the free side bearing by the constant pressure preload has been described.
  • the present invention is not limited to this, and the fixed side bearing and the free side bearing are preloaded at the fixed positions.
  • the present invention can also be applied to the main spindle device, and the same effect can be obtained.
  • a free side bearing it is not limited to an angular ball bearing, Other rolling bearings, such as a cylindrical roller bearing, may be applied.
  • the cooling structure shown in FIG. 19 in which the cooling path is provided on the outer peripheral surface of the rear housing, and the bearing sleeve also has a rear side.
  • the temperature rise values from the inner diameter of the bearing sleeve to the outer diameter of the housing were compared using a structure without cooling provided with no cooling path in the housing.
  • FIG. 16 is a graph comparing temperature rise values from the inner diameter of the bearing sleeve to the outer diameter of the housing due to the difference in cooling structure.
  • the temperature rise by each cooling structure is the smallest in the temperature rise value of the cooling structure of the present invention in which the cooling path 40 is provided on the outer peripheral surface of the bearing sleeve 16, and the spindle device 10 is cooled with high efficiency.
  • the difference in temperature rise between the inner diameter of the housing (inner sleeve fitting portion) and the bearing sleeve is also extremely smaller than that of the outer cylinder cooling structure shown in FIG. 19, and the fitting gap in the slide portion is reduced by the difference in thermal expansion. It can be made small and good sliding characteristics can be maintained.
  • the temperature difference between the bearing sleeve and the inner diameter of the housing is 1.5 ° C. in the configuration of the present invention compared to 8.5 ° C. in the case of the outer cylinder cooling structure shown in FIG. is there.
  • the configuration of the present invention provides an effect of preventing these problems.
  • the temperature of the bearing sleeve is lower by about 12 ° C.
  • the bearing temperature is lowered, the base oil viscosity of the lubricant can be maintained, and the oil film formation at the rolling contact portion is improved.
  • FIG. 17 is a graph comparing temperature rise values from the inner diameter of the bearing sleeve to the outer diameter of the housing due to different cooling structures.
  • the temperature rise by each cooling structure has the smallest temperature rise value of the cooling structure of the present invention in which the cooling path 40 is provided on the outer peripheral surface of the bearing sleeve 16, and the spindle device 10A is cooled with high efficiency.
  • the difference in temperature rise between the inner diameter of the housing (inner sleeve fitting portion) and the bearing sleeve is also extremely smaller than that of the outer cylinder cooling structure shown in FIG. 19, and the fitting gap in the slide portion is reduced by the difference in thermal expansion. It can be made small and good sliding characteristics can be maintained.
  • the temperature difference between the bearing sleeve and the inner diameter of the housing is 1.5 ° C. in the configuration of the present invention compared to 8.5 ° C. in the case of the outer cylinder cooling structure shown in FIG. is there.
  • the configuration of the present invention provides an effect of preventing these problems.
  • the temperature of the bearing sleeve is lower by about 12 ° C.
  • the bearing temperature is lowered, the base oil viscosity of the lubricant can be maintained, and the oil film formation at the rolling contact portion is improved.

Abstract

　自由側軸受が内嵌する軸受スリーブの外周面とリアハウジングの内周面との間には、冷却媒体が流動可能な冷却路が形成される。冷却路は、軸受スリーブの外周面に形成され、スリーブの軸方向一端側から他端側までの間で、スリーブの外周面に形成された一条又は複数条の螺旋溝である。ハウジングは、螺旋溝の一端部に連通して冷却媒体が供給される供給口と、螺旋溝の他端部に連通して冷却路を流動した冷却媒体が排出される排出口とを備える。

Description

主軸装置
　本発明は、主軸装置に関し、より詳細には、工作機械主軸、高速モータ、遠心分離機、或いはターボ冷凍機などの高速回転する回転機械の主軸装置に関する。
　工作機械主軸の高速化は著しく発展しており、主軸の高速化を可能にするための潤滑方法として、オイルエア潤滑やオイルミスト潤滑が採用されている。また、他の潤滑方法として、環境保護の観点から、潤滑油を外部に排出しないグリース潤滑も改めて見直されており、高速回転で耐焼付き性に優れた軽量のセラミック転動体（例えば、窒化けい素など）を使用した転がり軸受と共に採用されている。
　また、高速回転主軸における駆動方法としては、歯車駆動やベルト駆動、或いは、カップリングによる直結駆動よりも、主軸内にモータを内蔵した、所謂、モータビルトイン主軸が大勢を占めている。
　このような構成の高速主軸では、主軸を支持する転がり軸受からの発熱以外にも、内蔵するモータ（ステータ及びロータ）からの発熱も大きい。工作機械主軸の場合、主軸の温度上昇が高いと、熱変形が生じ加工精度が低下する。このため、主軸の温度上昇を抑制するように、主軸外筒であるハウジングに外部から冷却油を流す手段が用いられている。熱膨張による主軸の変形は、固定側となる前側軸受を原点として、軸方向に発生するので、固定側である前側軸受及びモータのステータの外周部を冷却することが多い。
　例えば、前側軸受からの発熱を抑制する従来の冷却装置１００としては、図１８に示すように、主軸１０１の前側を支持する一対の前側軸受１０２，１０３が内嵌するフロントハウジング１０４の外周面に円周方向溝１０５を設ける。そして、フロントハウジング１０４の外周面と他のハウジング１０６の内周面との間に、冷却媒体を循環させて前側軸受１０２，１０３を冷却している。
　また、特許文献１には、前側軸受と後側軸受との間に配置した内輪間座に冷却媒体通路を設け、ポンプなどから圧送される冷却媒体によって内輪間座を冷却するようにした工作機械におけるスピンドル冷却装置が開示されている。
　一方、自由側軸受となる後側軸受は、前側軸受と比較して、サイズが若干小さい軸受（例えば、軸受内径寸法で、固定側軸受よりφ１０～φ３０ｍｍ前後小さいサイズ）が使用されることが多い。このため、軸受のｄｍｎ値が小さくなって、その分、温度上昇が少なくなる。また、後側軸受は、自由側であること、及び、主軸後部の熱変形は加工精度に及ぼす影響度が前側軸受に比べて小さいこと（例えば、仮に、回転軸が非回転部品に対して軸方向に相対膨張しても主軸後側は後方にスライド移動して、刃物が装着される主軸前側の変位には現れ難い）などの理由により、後側軸受には、構造が複雑となる冷却構造を付加しないことが多い。
日本国実開平４－１３３５５５号公報
　ところで、最近の高速主軸は、使用する軸受のｄｍｎ値が１００万以上、或いは、１５０万を超える、更には２００万以上のタイプが増加しており、これに伴って後側軸受のｄｍｎ値も増加し、発熱が大きくなっている。後側軸受の発熱が大きいと、軸受の内部温度の上昇により、潤滑油粘度が低下し、転がり接触部などでの油膜形成不良による焼付きが発生する虞がある。
　このため、図１９に示す冷却装置１１０では、周辺構造を簡素化しつつ、後側軸受を冷却することが考えられる。この場合、主軸１０１の後側を支持する一対の自由側軸受１１２，１１３が内嵌するスリーブ１１４をリアハウジング１１５に内嵌し、このリアハウジング１１５の外周面に円周方向溝１１６を設ける。そして、リアハウジング１１５の外周面と他のハウジング１１７の内周面との間に冷却媒体を循環させて、自由側軸受１１２，１１３を冷却する。
　しかしながら、図１９に示す構造では、冷却部は、発熱部（軸受１１２，１１３）から径方向に離れた位置に配置されており、また、すきま嵌めで嵌合するスリーブ１１４とリアハウジング１１５との間の熱伝達効率が低いため、冷却効率が低いという問題がある。したがって、リアハウジングは冷却されるが、スリーブが効率良く冷却されず、リアハウジングとスリーブとの間の隙間が小さくなってスライド不良が発生する虞がある。このため、前側軸受（固定側軸受）と後側軸受（自由側軸受）間で熱膨張による突っ張り荷重が発生し、軸受に過大荷重が負荷されて軸受が損傷する可能性がある。或いは、予圧抜けが発生して異音や異常振動が発生する要因となる。
　本発明は、前述した課題に鑑みてなされたものであり、その目的は、後側軸受からの発熱による温度上昇を高効率で抑制して、後側軸受の寿命延長、即ち、主軸装置の寿命延長を図ると共に、加工精度を向上させることができる主軸装置を提供することにある。
　本発明の上記目的は、下記の構成により達成される。
（１）　ハウジングと、
　該ハウジングに対して相対回転自在な回転軸と、
　内輪が前記回転軸の一端側に外嵌され、外輪が前記ハウジングに固定される固定側軸受と、
　前記回転軸の他端側で前記ハウジング内に配置され、前記回転軸の軸方向に移動可能なスリーブと、
　内輪が前記回転軸の他端側に外嵌され、外輪が前記スリーブに内嵌される自由側軸受と、
を有する主軸装置であって、
　互いに対向する前記スリーブの外周面と前記ハウジングの内周面との間には、冷却媒体が流動可能な冷却路が形成され、
　前記冷却路は、前記スリーブの軸方向一端側から他端側までの間で、該スリーブの外周面に形成された一条の螺旋状の螺旋溝であり、
　前記ハウジングは、前記螺旋溝の一端部に連通して前記冷却媒体が供給される供給口と、前記螺旋溝の他端部に連通して前記冷却路を流動した前記冷却媒体が排出される排出口とを備えることを特徴とする主軸装置。
（２）　ハウジングと、
　該ハウジングに対して相対回転自在な回転軸と、
　内輪が前記回転軸の一端側に外嵌され、外輪が前記ハウジングに固定される固定側軸受と、
　前記回転軸の他端側で前記ハウジング内に配置され、前記回転軸の軸方向に移動可能なスリーブと、
　内輪が前記回転軸の他端側に外嵌され、外輪が前記スリーブに内嵌される自由側軸受と、
を有する主軸装置であって、
　互いに対向する前記スリーブの外周面と前記ハウジングの内周面との間には、冷却媒体が流動可能な冷却路が形成され、
　前記冷却路は、前記スリーブの軸方向一端側から他端側までの間で、該スリーブの外周面に形成された複数条の螺旋溝であり、
　前記ハウジングは、前記複数条の螺旋溝それぞれの一端部に連通して前記冷却媒体が供給される複数の供給口と、前記複数条の螺旋溝それぞれの他端部に連通して螺旋溝を流動した前記冷却媒体が排出される複数の排出口とを備えることを特徴とする主軸装置。
（３）　前記複数条の螺旋溝は、前記一端部同士、前記他端部同士が、前記スリーブの外周面の周方向に４５°以内で位相を異ならせて配置されることを特徴とする（２）に記載の主軸装置。
（４）　前記冷却路の前記軸方向両側には、前記スリーブの外周面と前記ハウジングの内周面との間を液密に封止する環状の弾性部材が配設されることを特徴とする（１）～（３）のいずれか一つに記載の主軸装置。
（５）　前記スリーブの前記ハウジングの内周面と対面する外周面の両端縁部、又は前記ハウジングの内周面の両端縁部には、面取り部が形成されることを特徴とする（１）～（４）のいずれか一つに記載の主軸装置。
（６）　前記螺旋溝の側壁面は、前記軸方向と直交する方向に対して傾斜して形成されることを特徴とする（１）～（５）のいずれか一つに記載の主軸装置。
（７）　前記螺旋溝は、前記一端部と前記他端部とが、それぞれ前記スリーブの外周面の周方向に１８０°位相を異ならせて配置されることを特徴とする（１）～（６）のいずれか一つに記載の主軸装置。
　本発明の主軸装置によれば、互いに対向するスリーブの外周面とハウジングの内周面との間には、冷却媒体が流動可能な冷却路が形成される。冷却路は、スリーブの外周面に形成され、スリーブの軸方向一端側から他端側までの間で、スリーブの外周面に形成された一条の螺旋状の螺旋溝を有する。ハウジングは、螺旋溝の一端部に連通して冷却媒体が供給される供給口と、螺旋溝の他端部と連通して冷却路を流動した冷却媒体が排出される排出口とを備えるようにしている。これにより、軸受が内嵌されるスリーブを直接冷却可能となり、自由側軸受を高効率で冷却できる。また、軸受の内部温度が下がることで、回転中の転がり接触部や保持器案内面などでの粘度低下による潤滑油膜切れが生じ難くなり、潤滑不良による寿命低下や軸受の焼付きが防止される。そして、ハウジングとスリーブとの両部材を同時に冷却するので、両部材の半径方向収縮量が均一となり、スライド部の隙間（ハウジングとスリーブとの隙間）が詰まらず、隙間不足によるスライド不具合の発生を防止することができる。更に、螺旋溝内における冷却媒体の流れがスムーズとなり、スリーブ全体を均一に冷却でき、冷却による変形歪が生じない。その結果、内嵌する軸受の歪も発生せず、主軸の回転精度が高い精度で維持され、主軸の加工精度が良好となる。
　また、本発明の主軸装置によれば、冷却路が、スリーブの外周面に形成され、スリーブの軸方向一端側から他端側までの間で、スリーブの外周面に形成された複数条の螺旋溝を有する。ハウジングは、複数条の螺旋溝それぞれの一端部に連通して冷却媒体が供給される複数の供給口と、複数条の螺旋溝それぞれの他端部に連通して螺旋溝を流動した冷却媒体が排出される複数の排出口とを備えるようにしている。このため、軸受が内嵌されるスリーブを直接冷却可能となり、自由側軸受を高効率で冷却できる。また、複数条の螺旋溝に対して、それぞれ独立して冷却媒体の給排出を行うことで、スリーブ或いは自由側軸受の冷却制御精度が向上する。これにより、軸受の内部温度が下がり、回転中の転がり接触部や保持器案内面などでの粘度低下による潤滑油膜切れが生じ難くなり、潤滑不良による寿命低下や軸受の焼付きが防止される。
本発明の第１構成例の主軸装置の全体構成を示す断面図である。 図１に示す自由側軸受近傍の拡大断面図である。 螺旋溝を説明するための、軸受スリーブの外周面を示す図２に対応する部分断面図である。 図２のＡ方向から見た軸受スリーブの外周面を示す部分断面図である。 螺旋溝の断面図である。 変形例としての螺旋溝の断面図である。 変形例としての螺旋溝の断面図である。 変形例としての螺旋溝の断面図である。 外周面両端縁部に面取り部が形成された軸受スリーブの部分断面図である。 螺旋溝の肩部に面取り部が形成された軸受スリーブの部分断面図である。 本発明の第２構成例の主軸装置の全体構成を示す断面図である。 図９に示す自由側軸受近傍の拡大断面図である。 螺旋溝を説明するための、軸受スリーブの外周面を示す図１０に対応する部分断面図である。 図９のＢ方向矢視図である。 図１０のＣ方向から見た軸受スリーブの外周面を示す部分断面図である。 外周面両端縁部に面取り部が形成された軸受スリーブの部分断面図である。 螺旋溝の肩部に面取り部が形成された軸受スリーブの部分断面図である。 第１構成例における自由側軸受の冷却構造の違いによる温度上昇を比較して示すグラフである。 第２構成例における自由側軸受の冷却構造の違いによる温度上昇を比較して示すグラフである。 従来の固定側軸受の構造を示す断面図である。 従来の自由側軸受の構造を示す断面図である。
　以下、本発明の主軸装置の実施形態について、図面に基づいて詳細に説明する。
＜第１構成例＞
　まず、図１を参照して、本発明の主軸装置における第１構成例の全体構成について説明する。
　主軸装置１０は、ハウジング１１と、一端（図中左側）に不図示の工具が取り付けられ、ハウジング１１に対して相対回転自在な回転軸１２と、回転軸１２の前端側（図中左側）に配設された一対の固定側軸受（本実施形態では、アンギュラ玉軸受）１３，１３と、回転軸１２の後端側（図中右側）に配設された一対の自由側軸受（本実施形態では、アンギュラ玉軸受）１４，１４と、ハウジング１１に内挿されて軸方向にスライド移動可能なスリーブ１５と、を備える。
　ハウジング１１は、略円筒形状のハウジング本体３１と、ハウジング本体３１の前端側に嵌合固定されるフロントハウジング３２と、ハウジング本体３１の後端側に嵌合固定されるリアハウジング３３とを有している。フロントハウジング３２の前端には、前蓋３４が締結固定され、リアハウジング３３の後端には、後蓋３６が締結固定されている。
　ハウジング本体３１の内周面３１ａに内嵌するスリーブ２９には、ビルトインモータ３７のステータ３８が固定されている。また、回転軸１２の軸方向中間部には、ステータ３８と対向してロータ３９が固定されており、ステータ３８が発生する回転磁界によって回転力が与えられて回転軸１２を回転駆動する。スリーブ２９の外周面には、円環状の複数の溝２９ａが形成されており、ハウジング本体３１に内嵌することで内周面３１ａとの間に冷却路２８が形成される。
　固定側軸受１３，１３は、外輪１８，１８がフロントハウジング３２に内嵌され、内輪１９，１９が回転軸１２に外嵌されて、回転軸１２の前端側を回転自在に支承する。固定側軸受１３，１３の外輪１８，１８は、外輪間座２０を介してフロントハウジング３２の段部３２ａと前蓋３４とによって狭持されてフロントハウジング３２に対して軸方向に位置決めされる。内輪１９，１９は、内輪間座２１を介して回転軸１２の前側段部１２ａと、回転軸１２に螺合するナット２２とによって狭持されて回転軸１２に対して軸方向に位置決めされる。フロントハウジング３２の外周面には、円環状の複数の溝３２ｂが形成されており、ハウジング本体３１に内嵌することでハウジング本体３１の内周面３１ｂとの間に冷却路３０が形成される。
　リアハウジング３３の内周面３３ａには、軸方向に移動可能な略円筒形状の軸受スリーブ１６が嵌合している。また、軸受スリーブ１６の工具取り付け側とは反対側の端面には、軸受スリーブ１６の外周面から径方向外方に延出する外輪押え１７が不図示のネジによって取り付けられている。なお、軸受スリーブ１６と外輪押え１７は、スリーブ１５を構成する。
　リアハウジング３３には、その工具取り付け側とは反対側の端面（図中右側面）に開口する複数のばね室５５が形成されており、軸受スリーブ１６から径方向外方に延出する外輪押え１７のフランジ部分の工具取り付け側端面と対向する。コイルスプリング５６は、ばね室５５に収容されて外輪押え１７のフランジ部分とばね室５５との間に介装される。コイルスプリング５６は、スリーブ１５に軸方向（図中右方向）の弾性力を付与し、これにより固定側軸受１３，１３及び自由側軸受１４，１４に定圧予圧を付与している。
　自由側軸受１４，１４は、外輪２３，２３が軸受スリーブ１６に内嵌され、内輪２４，２４が回転軸１２に外嵌されて、回転軸１２の後端側を回転自在に支承する。自由側軸受１４，１４の外輪２３，２３は、外輪間座２５を介して軸受スリーブ１６の段部１６ａと外輪押え１７の円環状凸部１７ａとによって狭持されて軸受スリーブ１６に対して軸方向に位置決めされる。内輪２４，２４は、内輪間座２６を介して回転軸１２の後側段部１２ｂと、回転軸１２に螺合するナット２７とによって狭持されて回転軸１２に対して軸方向に位置決めされる。
　図２及び図３に示すように、軸受スリーブ１６の外周面１６ｂには、軸受スリーブ１６の軸方向一端側から他端側までの間で、一条の螺旋状の螺旋溝４１が設けられている。螺旋溝４１は、軸受スリーブ１６をリアハウジング３３の内周面３３ａに嵌合することで、互いに対向する軸受スリーブ１６の外周面とリアハウジング３３の内周面３３ａとの間に冷却路４０が形成される。この冷却路４０には、冷却油等の冷却媒体が流動する。
　図４に図２のＡ方向から見た軸受スリーブの外周面の部分断面図を示す。図４に示すように、螺旋溝４１の溝始端である一端部４１Ｐと、螺旋溝４１の溝終端である他端部４１Ｑとは、軸受スリーブ１６の円周方向に１８０°異なる位相で配置されている。つまり、軸受スリーブ１６上の螺旋溝４１の一端部４１Ｐを正面視した場合に、螺旋溝４１の他端部４１Ｑは、軸受スリーブ１６の軸線Ａｘと重なって配置される。
　また、リアハウジング３３には、図３に示すように、螺旋溝４１の一端部４１Ｐに連通して冷却媒体が供給される供給口５１と、螺旋溝４１の他端部４１Ｑに連通して冷却路を流動した冷却媒体が排出される排出口５２とが形成されている。
　したがって、冷却路４０内に冷却媒体を供給する供給路５７の供給口５１は、最もビルトインモータ３７側に位置する螺旋溝４１の一端部４１Ｐに向けて開口するように形成され、冷却媒体を排出する排出路５８の排出口５２は、ビルトインモータ３７から最も離間する螺旋溝４１の他端部４１Ｑに向けて開口し、供給口５１と１８０°異なる位相で形成されている。
　上記した軸受スリーブ１６の螺旋溝４１の加工は、まず、スリーブ軸方向のいずれか一方の端部近傍から、エンドミル工具をスリーブ半径方向に切り込みを入れて溝を掘る。その後、切り込みを維持しつつ螺旋状にエンドミル工具を送り、螺旋溝を加工する。そして、スリーブ軸方向のいずれか他方の端部近傍に到達すると、送りを停止し、エンドミル工具を引き上げることで溝が出来上がる。
　一般的に、円筒形状部材への螺旋溝の加工は、これまでは非常に困難であり加工精度を高めにくく、加工コストも嵩む不利があった。しかし、近年では多軸加工機や複合加工機が広く使用されるようになり、本構成の螺旋溝４１が容易にかつ高精度でしかも低コストで加工が可能になっている。これにより、例えば供給口５１と排出口５２との円周方向の位相誤差を小さくでき、均一な冷却が可能となる。
　そして、不図示のポンプから圧送される冷却媒体は、供給口５１から供給されて冷却路４０内を流動して、冷却路４０の周囲を冷却した後、排出口５２から排出される。冷却媒体をビルトインモータ３７に近い螺旋溝４１の一端部４１Ｐから供給することにより、発生熱量の大きな、即ち、温度が高くなり易い部分を、より低温の冷却媒体で冷却することができ、高効率で冷却が可能となる。また、供給口５１と排出口５２とを円周方向に１８０°位相を異ならせて配置することで、冷却路４０がシンメトリック配置となり、自由側軸受部をより均一に冷却することができる。なお、供給口５１と排出口５２との位相差は、周辺部品の配置に応じて任意に変更することができ、例えば、同位相であってもよい。
　また、図２に示すように、軸受スリーブ１６の外周面１６ｂには、冷却路４０より軸方向外側に一対の環状凹溝４４が形成されている。環状凹溝４４には、弾性部材であるＯリング４５が装着されて、リアハウジング３３の内周面３３ａと軸受スリーブ１６との嵌合部を封止している。Ｏリング４５のつぶし代は０．１ｍｍ～２．０ｍｍの範囲にすることが好ましく、軸受スリーブ１６の摺動不具合をより解消しやすくするには、０．２ｍｍ～０．５ｍｍの範囲にすることが望ましい。また、軸受スリーブ１６とリアハウジング３３との嵌め合い隙間は、直径寸法の差、即ち、リアハウジング３３の内径－軸受スリーブ１６の外径で示される寸法を、５μｍ～１００μｍの範囲にすることが好ましく、隙間不足や軸受スリーブ１６の傾きにより摺動不具合を解消しやすくするには、１５μｍ～５０μｍの範囲にすることが望ましい。
　Ｏリング４５の材料としては、一般的なニトリルゴムやアクリルゴムなどに加え、モータビルトインスピンドルの発熱に対応した耐熱性のあるシリコンゴムや各種エラストマー、或いは、冷却媒体に対応した耐膨潤性・耐油性のあるフッ素ゴムなどが、必要に応じて選定される。なお、本構成における軸受スリーブ１６とリアハウジング３３とのスライド量は、加工荷重による変形やスピンドルの熱的な軸方向の膨張を逃げる程度の変位であるので、±０．５ｍｍ以下、多くとも±１ｍｍ以下である。したがって、可動シリンダ部に装着されるピストンリングに見られるような大きく、且つ、早いストロークによる摺動摩耗によるシール性低下の問題は小さく、経年変化（熱や初期のしめしろ嵌合）による耐クリープ特性に優れた材料を選定するのが望ましい。
　図１に示すように、主軸装置１０が、固定側軸受１３，１３を冷却する冷却路３０、ビルトインモータ３７のステータ３８を冷却する冷却路２８、及び自由側軸受１４，１４を冷却する冷却路４０の複数の冷却路を備える場合、自由側軸受１４，１４の最適な冷却としては、冷却装置（図示せず）も他の冷却路２８，３０とは別系統で設け、冷却路４０用に独立させて配設することが好ましい。これにより、冷却媒体の温度調整が、他の冷却路２８，３０の状況に影響されることなく行うことができる。
　しかし、実用上困難な場合には、冷却装置は独立させず、冷却路４０を独立させるだけでもよい。この場合、冷却路４０への供給側配管のどこかに絞りを設け、冷却媒体の供給量を制御することで、最適な冷却条件を調整することができる。
　なお、１経路冷却構成とした場合には、先に発熱量が大きい傾向があるステータ３８を冷却する冷却路２８に冷却媒体を通過させた後、自由側軸受１４，１４を冷却する冷却路４０に循環させるような経路構成とすれば、主軸装置１０全体の温度をより効率的に下げられる。また、自由側軸受１４，１４の温度をより効率的に冷却したい場合には、上記と逆の経路構成として、より低温の冷却媒体を冷却路４０に先に循環させればよく、必要に応じて選択することができる。
　以上説明したように、本構成例の主軸装置１０によれば、軸受スリーブ１６の外周面１６ｂとリアハウジング３３の内周面３３ａとの間には、冷却媒体が流動可能な冷却路４０が形成される。冷却路４０は、軸受スリーブ１６の外周面１６ｂに形成され、軸受スリーブ１６の軸方向一端側から他端側までの間で、軸受スリーブ１６の外周面に形成された一条の螺旋状の螺旋溝４１を備えるようにした。このため、自由側軸受１４，１４が内嵌する軸受スリーブ１６を直接冷却可能となり、自由側軸受１４，１４を効率的に冷却できる。
　また、冷却路４０に螺旋溝４１を用いることにより、冷却媒体が、螺旋溝に沿って排出側へ向かう一方向にスムーズに流れ、熱冷却効率が向上する。軸受スリーブ１６は、螺旋溝４１の一端部４１Ｐに連通する供給口５１から冷却媒体が供給され、螺旋溝４１の他端部４１Ｑに連通する排出口５２から冷却路４０を流動した冷却媒体が排出される構造となっている。つまり、冷却媒体の供給と排出の経路が、螺旋溝４１内に直接的に連通しているので、螺旋溝４１の一端部から他端部までの溝全体に冷却媒体が滞ることなく流動する。その結果、効率良く熱交換することができる。例えば、螺旋溝４１の両端側に、冷却媒体の供給経路や排出経路をとなる円周環状溝を形成する場合に対して、軸受スリーブ１６の軸方向の省スペース化が図れる。
　また、上記円周環状溝のスペース分に、更なる螺旋溝が形成できるため、冷却経路や冷却熱伝達面積を大きく、即ち、溝長を長くでき、冷却効率を高められる。なお、組立上のリアハウジング３３と軸受スリーブ１６との間の円周位相ずれに関しては、回転中にリアハウジング３３と軸受スリーブ１６との回り止めする既設のキー部材によって解消可能であり、新規に回り止め部材を追加する必要もない。
　上記構成により、自由側軸受１４，１４の内部温度が下がり、回転中の転がり接触部や保持器案内面などでの粘度低下による潤滑油膜切れが生じ難く、潤滑不良による寿命低下や自由側軸受１４，１４の焼付きが防止される。
　また、リアハウジング３３と軸受スリーブ１６との両部材を同時に冷却するので、両部材の半径方向収縮量が均一となり、スライド部の隙間（リアハウジング３３と軸受スリーブ１６との隙間）が詰まらず、隙間不足によるスライド不具合の発生を防止することができる。更に、螺旋溝４１の溝内における冷却媒体の流れがスムーズとなり、軸受スリーブ１６全体を均一に冷却することで、冷却による変形歪が生じない。その結果、内嵌する自由側軸受１４，１４の歪も発生せず、回転軸１２の回転精度が高い精度で維持され、主軸装置１０の加工精度が良好となる。
　また、スライド部は、常時冷却油が循環しているので、摩擦係数も小さく、よりスライド性が向上される効果もある。スライド部に、ボールガイド（ボールブッシュ）等を配置させ、転がり作用によってスライド性を良くする方法もあるが、剛性低下により、振動の発生や、スピンドルの固有振動数の低下などの不具合が生じる。一方、剛性を上げるために、予圧すきま（即ち、ハウジング内径、ボール、スリーブ外径間のラジアルすきま）を大きくすると、かえって逆に、滑りによるスライドよりもスライド性が悪くなるという問題が生じる。
　また、重切削加工中などに発生することがあるびびり振動などにより、リアハウジング３３と軸受スリーブ１６間に初期のフレッチング摩耗粉が発生した場合でも、冷却媒体が微摩耗粉を外部に運び去ってくれるので、摩耗粉が助剤となって更にフレッチングが進行してしまうのを抑制することができる。
　更に、冷却路４０の軸方向両側には、軸受スリーブ１６の外周面１６ｂとリアハウジング３３の内周面３３ａとの間を液密に封止するＯリング４５が配設されるため、冷却媒体のリークが防止されると共に、Ｏリング４５の弾性により主軸装置１０における減衰特性が向上して、特に難削材の加工特性に影響を与える動剛性向上にも寄与する。また、スライド部を流れる冷却媒体のダンパー効果による減衰作用も加わる。
　なお、上記構成例においては、螺旋溝４１は、図５に示すように、底面４１ａと側壁面４１ｂとによって矩形の断面形状に形成されている。この矩形断面形状の螺旋溝４１の溝幅Ｂ及び深さＴの大きさは、適宜選択可能である。
　Ｂ＞Ｔとすると、螺旋溝４１の半径方向深さが浅いので、軸受スリーブ１６の径方向厚みが確保され、スリーブ剛性を大きくすることができる。このような形状は、スリーブの加工精度向上を重視する場合や、主軸の剛性を向上する場合などに適用される。また、Ｂ＜Ｔとすると、螺旋溝４１の半径方向深さが深いので、螺旋溝４１が軸受の近くに形成され、軸受近傍をより高効率で冷却することができる。その結果、主軸の冷却効率を向上することができる。このような形状は、主軸の冷却特性向上を重視する場合に適用される。Ｂ＝Ｔとすると、上記の効果をバランスよく両立させることができる。
　また、螺旋溝４１の断面形状は、矩形以外にも図６Ａ～図６Ｃに示すような各種形状が可能である。例えば、図６Ａ及び図６Ｂに示すように、螺旋溝４１の側壁面４１ｂは、軸方向と直交する方向、即ち、半径方向に対して傾斜して形成されてもよい。
　具体的に、図６Ａに示す軸受スリーブ１６の螺旋溝４１は、溝幅Ｂが螺旋溝４１の底面４１ａから軸受スリーブ１６の外周面１６ｂに向かって次第に大きくなる台形溝となっている。即ち、台形状の螺旋溝４１では、螺旋溝４１の断面形状は、底面４１ａと側壁面４１ｂのなす角度が鈍角（θ１）であるので、リアハウジング３３（図１参照）の内周面３３ａとの干渉がなく、スライド性が向上する。また、図６Ｂに示す軸受スリーブ１６の螺旋溝４１は、溝幅Ｂが螺旋溝４１の底面４１ａから軸受スリーブ１６の外周面１６ｂに向かって次第に小さくなる、所謂、アリ溝となっている。即ち、アリ溝の螺旋溝４１では、螺旋溝４１の断面形状は、底面４１ａと側壁面４１ｂのなす角度が鋭角（θ２）であるので、発熱源である自由側軸受１４，１４（図１参照）に近い部分の表面積が大きく、自由側軸受１４，１４の熱を効率的に冷却媒体に伝達することができ、冷却性能が向上する。
　また、図６Ｃに示す軸受スリーブ１６の螺旋溝４１は、曲率半径Ｒの断面半円形であるので、丸形状のバイトで加工することができ、加工する際にバイトの摩滅が少なく、加工性を向上することができる。
　また、軸受スリーブ１６のリアハウジング３３の内周面３３ａと対面する外周面１６ｂの両端縁部には、図７に示すように、面取り部４３が形成されてもよい。面取り部４３の外周面１６ｂに対する角度θ３は、３°～４５°、より好ましくは、３°～３０°とするのがよい。これにより、軸受スリーブ１６がリアハウジング３３内で傾いても、リアハウジング３３の内周面３３ａとの干渉が防止され、スライド性が確保される。
　また、図８に示すように、軸受スリーブ１６の両端縁部の面取り部４３に加えて、螺旋溝４１の側壁の頂部（肩部）に面取り部４６を形成すれば、リアハウジング３３の内周面３３ａとの干渉が更に防止されて、スライド性が維持される。螺旋溝４１の肩部の面取り角度θ４は、３°～４５°、より好ましくは、３～３０°である。
＜第２構成例＞
　次に、図９～図１５を参照して、本発明の主軸装置における第２構成例の全体構成について説明する。なお、上記の構成例に対応する部位、部材に対しては、同一の符号を付与することで、その説明は、簡略化、簡単化する。
　図９～図１１に示すように、軸受スリーブ１６の外周面１６ｂには、軸受スリーブ１６の軸方向一端側から他端側までの間で、複数条（図示例では２条）の螺旋溝４１が設けられている。本構成の螺旋溝４１は、第１の螺旋溝４１Ａと、第２の螺旋溝４１Ｂとが並設されている。軸受スリーブ１６をリアハウジング３３の内周面３３ａに嵌合することで、互いに対向する軸受スリーブ１６の外周面とリアハウジング３３の内周面３３ａとの間に冷却路４０が形成される。この冷却路４０には、冷却油等の冷却媒体が流動する。第１の螺旋溝４１Ａと第２の螺旋溝４１Ｂには、不図示の冷却装置によって冷却媒体がそれぞれ独立してハウジング冷却経路を通じて供給され、排出される。
　図９に示すリアハウジング３３には、第１の螺旋溝４１Ａの溝始端となる一端部に連通して、螺旋溝４１Ａ内に冷却媒体を供給する（図１０，図１１中、矢印ＩＮ（Ａ）で示す）供給路５７Ａの供給口５１Ａと、第１の螺旋溝４１Ａの溝終端となる他端部に連通して、螺旋溝４１Ａを流動した冷却媒体が排出される（図１０，図１１中、矢印ＯＵＴ（Ａ）で示す）排出口５２Ａとが形成されている。
　また、リアハウジング３３には、第２の螺旋溝４１Ｂの溝始端となる一端部に連通して、冷却媒体が供給される（図１０，図１１中、矢印ＩＮ（Ｂ）で示す）供給口５１Ｂと、第２の螺旋溝４１Ｂの溝終端となる他端部に連通して、螺旋溝４１Ｂを流動した冷却媒体が排出される（図１０，図１１中、矢印ＯＵＴ（Ｂ）で示す）排出口５２Ｂとが形成されている。
　供給口５１Ａは、最もビルトインモータ３７側に位置する螺旋溝４１Ａの一端部４１Ａａに向けて開口するように形成されている。排出口５２Ａは、ビルトインモータ３７から最も離間する螺旋溝４１Ａの他端部４１Ａｂに向けて開口するように形成され、供給口５１Ａとは円周方向に１８０°異なる位相で形成されている。
　上記のように、第１の螺旋溝４１Ａと第２の螺旋溝４１Ｂとは、一端部４１Ａａ（供給口５１Ａの対応位置），４１Ｂａ（供給口５１Ｂの対応位置）の円周方向の位相を０°と０°（以下、（０°－０°）と記す）とする以外にも、（０°－１８０°）としてもよく、第１の螺旋溝４１Ａの他端部４１Ａｂ（排出口５２Ａの対応位置），４１Ｂｂ（排出口５２Ｂの対応位置）の円周方向の位相を（１８０°－１８０°）とする以外にも、（０°－１８０°）としてもよい。
　次に、第１の螺旋溝４１Ａと第２の螺旋溝４１Ｂとを、一端部４１Ａａ，４１Ｂａの円周方向の位相を（０°－４５°）、他端部４１Ａｂ、４１Ｂｂの円周方向の位相を（０°－４５°）とした場合を説明する。
　図１２に図９のＢ方向矢視図を示す。本構成の場合、リアハウジング３３及び後蓋３６に形成される供給路５７Ａと排出路５８Ａとは、円周方向に１８０°異なる位相で配置されている。螺旋溝４１Ｂ内に冷却媒体を供給する供給路５７Ｂは、供給路５７Ａに対して、軸受スリーブ１６の軸線Ａｘを中心に角度α（図示例ではα＝４５°）だけ円周方向に異なる位相で配置されている。また、排出路５８Ｂは、供給路５７Ｂに対して円周方向に１８０°異なる位相で配置されている。
　螺旋溝４１Ａと同様に、螺旋溝４１Ｂに冷却媒体を供給する供給路５７Ｂの供給口５１Ｂ（図示略）は、最もビルトインモータ３７側に位置する螺旋溝４１Ｂの一端部４１Ｂａに向けて開口するように形成されている。冷却媒体を排出する排出路５８Ｂの排出口５２Ｂ（図示略）は、ビルトインモータ３７から最も離間する螺旋溝４１Ｂの他端部４１Ｂｂに向けて開口し、供給口５１Ｂとは１８０°異なる位相で形成されている。
　図１３に図１０のＣ方向から見た軸受スリーブの外周面の部分断面図を示す。前述したように、螺旋溝４１Ａの溝始端である一端部４１Ａａと、螺旋溝４１Ａの溝終端である他端部４１Ａｂとは、軸受スリーブ１６の円周方向に１８０°異なる位相で配置されている。つまり、軸受スリーブ１６上の螺旋溝４１Ａの一端部４１Ａａを軸垂直方向から正面視した場合に、螺旋溝４１の他端部４１Ｂｂは、軸受スリーブ１６の軸線Ａｘと重なった位置に配置される。
　そして、螺旋溝４１Ｂの溝始端である一端部４１Ｂａは、螺旋溝４１Ａの一端部４１Ａａと軸受スリーブ１６の円周方向に角度α（例えばα＝４５°）異なる位相で配置されている。また、螺旋溝４１Ｂの一端部４１Ｂａと、螺旋溝４１Ｂの他端部４１Ｂｂとは、軸受スリーブ１６の円周方向に１８０°異なる位相で配置されている。したがって、螺旋溝４１Ｂの他端部４１Ｂｂは、螺旋溝４１Ａの他端部４１Ａｂとは軸受スリーブ１６の円周方向に角度α異なる位相で配置されている。
　これら螺旋溝４１Ａ，４１Ｂには、それぞれ独立したハウジング冷却経路からの冷却媒体の給排出がなされることで、螺旋溝４１Ａ，４１Ｂ毎に、冷却媒体の流量や温度を制御できるので、軸受スリーブ１６の温度や、自由側軸受温度を正確、かつ、安定してコントロールすることが可能となる。
　更に、各螺旋溝４１Ａ，４１Ｂの供給口５１Ａ，５１Ｂ（図示略）の位相同士、及び排出口５２Ａ，５２Ｂ（図示略）の位相同士を、それぞれ円周方向で等間隔にする、即ち、供給口５１Ａと供給口５１Ｂとの位相差、及び排出口５２Ａと排出口５２Ｂとの位相差を等しくすることで、軸受スリーブ１６の円周に沿った冷却効果が平均化され、軸受スリーブ１６周辺の冷却による熱変形が均一となる。これにより、主軸の回転精度が維持でき、振動発生が抑制され、加工精度が良好となる。
　また、螺旋溝４１Ａ，４１Ｂの一端部４１Ａａ，４１Ｂａ同士、及び他端部４１Ａｂ，４１Ｂｂ同士は、それぞれ軸受スリーブ１６の円周方向に４５°以内で位相を異ならせて配置するとよい。これにより、供給口と排出口とを干渉させずに配置できる。
　上記した軸受スリーブ１６の螺旋溝４１の加工は、まず、スリーブ軸方向のいずれか一方の端部近傍から、エンドミル工具をスリーブ半径方向に切り込みを入れて溝を掘る。その後、切り込みを維持しつつ螺旋状にエンドミル工具を送り、螺旋溝を加工する。そして、スリーブ軸方向のいずれか他方の端部近傍に到達すると、送りを停止し、エンドミル工具を引き上げることで溝が出来上がる。
　一般的に、円筒形状部材への螺旋溝の加工は、これまでは非常に困難であり加工精度を高めにくく、加工コストも嵩む不利があった。しかし、近年では多軸加工機や複合加工機が広く使用されるようになり、本構成の螺旋溝４１が容易にかつ高精度でしかも低コストで加工が可能になっている。これにより、例えば供給口５１Ａ，５１Ｂと排出口５２Ａ，５２Ｂとの円周方向の位相誤差を小さくでき、均一な冷却が可能となる。
　そして、不図示のポンプから圧送される冷却媒体は、供給口５１Ａ，５１Ｂからそれぞれ供給されて冷却路４０内を流動し、冷却路４０の周囲を冷却した後、排出口５２Ａ，５２Ｂからそれぞれ排出される。冷却媒体をビルトインモータ３７に近い螺旋溝４１Ａ，４１Ｂの一端部４１Ａａ，４１Ｂａからそれぞれ供給することにより、発生熱量の大きな、即ち、温度が高くなり易い部分を、より低温の冷却媒体で冷却することができ、高効率で冷却が可能となる。また、供給口５１Ａ，５１Ｂと排出口５２Ａ，５２Ｂとを、それぞれ円周方向に１８０°位相を異ならせて配置することで、第１，第２の螺旋溝４１Ａ，４１Ｂの各冷却路４０が、それぞれシンメトリック配置となり、自由側軸受部をより均一に冷却することができる。
　なお、供給口５１Ａ，５１Ｂと排出口５２Ａ，５２Ｂとの位相差は、本構成においては（０°－４５°）としたが、周辺部品の配置に応じて任意に変更できる。例えば、位相差を（０°－１８０°）としてもよい。
　更には、各螺旋溝４１Ａ，４１Ｂの軸方向溝幅は、同一であってもよく、異なった幅であってもよい。螺旋状の軸方向ピッチも任意に設定することができる。なお、本構成では、モータ側を冷却媒体の供給側、主軸端部側を冷却媒体の排出側としたが、これに限らない。
　図１０に示すように、軸受スリーブ１６の外周面１６ｂには、冷却路４０より軸方向外側に一対の環状凹溝４４が形成されている。環状凹溝４４には、弾性部材であるＯリング４５が装着されて、リアハウジング３３の内周面３３ａと軸受スリーブ１６との嵌合部を封止している。環状凹溝４４，及びＯリング４５については、前述の第１構成例と同様である。
　以上説明したように、本構成の主軸装置１０Ａによれば、軸受スリーブ１６の外周面１６ｂとリアハウジング３３の内周面３３ａとの間には、冷却媒体が流動可能な冷却路４０が形成される。冷却路４０は、軸受スリーブ１６の外周面１６ｂに形成され、軸受スリーブ１６の外周面に形成された複数条の螺旋溝を有する。リアハウジング３３は、複数条の螺旋溝それぞれの一端部４１Ａａ，４１Ｂａに連通して冷却媒体が供給される複数の供給口５１Ａ、５１Ｂと、複数条の螺旋溝４１Ａ，４１Ｂそれぞれの他端部４１Ａｂ，４１Ｂｂに連通して螺旋溝を流動した冷却媒体が排出される複数の排出口５２Ａ，５２Ｂとを備える。このため、自由側軸受１４，１４が内嵌する軸受スリーブ１６を直接冷却可能となり、自由側軸受１４，１４を高効率で冷却できる。
　また、冷却路４０に複数条の螺旋溝４１Ａ、４１Ｂを用いることにより、冷却媒体が、螺旋溝に沿って排出側へ向かう一方向にスムーズに流れ、熱冷却効率が向上する。軸受スリーブ１６は、螺旋溝４１Ａ，４１Ｂの一端部にそれぞれ連通する供給口５１Ａ，５１Ｂから冷却媒体が供給され、螺旋溝４１Ａ，４１Ｂの他端部にそれぞれ連通する排出口５２Ａ，５２Ｂから螺旋溝を流動した冷却媒体が排出される構造となっている。
　その他、本構成例においても、前述の第１構成例と同様の作用効果が得られる。
　例えば、本構成例における螺旋溝４１は、図５に示すように、底面４１ａと側壁面４１ｂとによって矩形の断面形状に形成されている。この矩形断面形状の螺旋溝４１の溝幅Ｂ及び深さＴの大きさは、前述同様に適宜選択可能であり、Ｂ＞Ｔ、Ｂ＜Ｔ、Ｂ＝Ｔとした場合に、それぞれ前述同様の作用効果が得られる。
　螺旋溝４１の断面形状は、前述同様に、矩形以外にも図６（ａ）～（ｃ）に示すような各種形状が可能であり、それぞれ前述同様の作用効果が得られる。
　また、軸受スリーブ１６のリアハウジング３３の内周面３３ａと対面する外周面１６ｂの両端縁部には、図１４に示すように、面取り部４３が形成されてもよい。面取り部４３の外周面１６ｂに対する角度θ３は、３°～４５°、より好ましくは、３°～３０°とするのがよい。これにより、軸受スリーブ１６がリアハウジング３３内で傾いても、リアハウジング３３の内周面３３ａとの干渉が防止され、スライド性が確保される。
　また、図１５に示すように、軸受スリーブ１６の両端縁部の面取り部４３に加えて、螺旋溝４１の側壁の頂部（肩部）に面取り部４６を形成すれば、リアハウジング３３の内周面３３ａとの干渉が更に防止されて、スライド性が維持される。螺旋溝４１の肩部の面取り角度θ４は、３°～４５°、より好ましくは、３～３０°である。
　なお、本発明は、前述した各構成例に限定されるものではなく、適宜、変形、改良、等が可能である。
　例えば、螺旋溝の軸方向溝幅は、同一であってもよく、異なった幅であってもよい。螺旋状の軸方向ピッチも任意に設定することができる。なお、本構成では、モータ側を冷却媒体の供給側、主軸端部側を冷却媒体の排出側としたが、これに限らない。
　また、上記構成例では、固定側軸受と自由側軸受間に定圧予圧により予圧が付与された主軸装置について説明したが、これに限定されず、固定側軸受と自由側軸受にそれぞれ定位置予圧された主軸装置にも適用することができ、同様の効果が得られる。このため、自由側軸受としては、アンギュラ玉軸受に限定されず、円筒ころ軸受などの他の転がり軸受が適用されてもよい。
　ここで、軸受スリーブ１６の外周面に冷却路を設けた上記の第１構成例の冷却構造と、リアハウジングの外周面に冷却路を設けた図１９に示す冷却構造と、軸受スリーブにもリアハウジングにも冷却路を設けない冷却なしの構造とを用いて、軸受スリーブ内径からハウジング外径までの温度上昇値を比較した。図１６は、冷却構造の違いによる軸受スリーブ内径からハウジング外径までの温度上昇値を比較したグラフである。
　図１６から明らかなように、各冷却構造による温度上昇は、軸受スリーブ１６の外周面に冷却路４０を設けた本発明の冷却構造の温度上昇値が最も小さく、主軸装置１０を高効率で冷却していることが分かる。また、ハウジング内径（スリーブ内嵌部）と軸受スリーブの温度上昇値の差も図１９に示す外筒冷却構造に比べて極めて小さくなっており、熱膨張差によるスライド部の嵌め合い隙間の減少を小さくでき、良好な摺動特性が維持できる。
　詳しくは、軸受スリーブとハウジング内径の温度差が、図１９に示す外筒冷却構造の場合の８．５℃に比べて本発明の構成では１．５℃であり、約７℃の優位差がある。仮にスライド部（＝スリーブ外径寸法）がφ１５０ｍｍの場合、軸受スリーブとハウジング（炭素鋼）の線膨張係数を１１．５×１０－６とすると、双方の熱膨張量の差は、
　１１．５×１０－６(/℃) × １５０(ｍｍ) × ７(℃) ＝ ０．０１２（ｍｍ）
となる。
　つまり、本発明の構成の場合、スライド部の設定すきまを従来構造（外筒冷却）での適正設定すきまより１２μｍ小さくしても、良好なスライド特性の維持が可能となる。その結果、軸受温度上昇が比較的低く、スライド部の温度差が小さい低速回転での重切削加工時において、従来構造では、スライド部のすきまが過剰になることによる剛性不足や振動の発生及びフレッチング不具合が生じるところ、本発明の構成ではこれらを防止する効果が得られる。
　また、軸受スリーブの温度も約１２℃低いので、軸受温度も低くなり潤滑剤の基油粘度が維持でき、転がり接触部の油膜形成も良好となる。グリース潤滑の場合、基油の増ちょう剤からの分離（離油）もしにくくなり、軸受外部へのグリース流出も少なくなり、グリース寿命の延長化も図れる。
　次に、軸受スリーブ１６の外周面に冷却路を設けた上記の第２構成例の冷却構造と、リアハウジングの外周面に冷却路を設けた図１９に示す冷却構造と、軸受スリーブにもリアハウジングにも冷却路を設けない冷却なしの構造とを用いて、軸受スリーブ内径からハウジング外径までの温度上昇値を比較した。図１７は、冷却構造の違いによる軸受スリーブ内径からハウジング外径までの温度上昇値を比較したグラフである。
　図１７から明らかなように、各冷却構造による温度上昇は、軸受スリーブ１６の外周面に冷却路４０を設けた本発明の冷却構造の温度上昇値が最も小さく、主軸装置１０Ａを高効率で冷却していることが分かる。また、ハウジング内径（スリーブ内嵌部）と軸受スリーブの温度上昇値の差も図１９に示す外筒冷却構造に比べて極めて小さくなっており、熱膨張差によるスライド部の嵌め合い隙間の減少を小さくでき、良好な摺動特性が維持できる。
　詳しくは、軸受スリーブとハウジング内径の温度差が、図１９に示す外筒冷却構造の場合の８．５℃に比べて本発明の構成では１．５℃であり、約７℃の優位差がある。仮にスライド部（＝スリーブ外径寸法）がφ１５０ｍｍの場合、軸受スリーブとハウジング（炭素鋼）の線膨張係数を１１．５×１０－６とすると、双方の熱膨張量の差は、
　１１．５×１０－６(/℃) × １５０(ｍｍ) × ７(℃) ＝ ０．０１２（ｍｍ）
となる。
　つまり、本発明の構成の場合、スライド部の設定すきまを従来構造（外筒冷却）での適正設定すきまより１２μｍ小さくしても、良好なスライド特性の維持が可能となる。その結果、軸受温度上昇が比較的低く、スライド部の温度差が小さい低速回転での重切削加工時において、従来構造では、スライド部のすきまが過剰になることによる剛性不足や振動の発生及びフレッチング不具合が生じるところ、本発明の構成ではこれらを防止する効果が得られる。
　また、軸受スリーブの温度も約１２℃低いので、軸受温度も低くなり潤滑剤の基油粘度が維持でき、転がり接触部の油膜形成も良好となる。グリース潤滑の場合、基油の増ちょう剤からの分離（離油）もしにくくなり、軸受外部へのグリース流出も少なくなり、グリース寿命の延長化も図れる。
本出願は２０１４年２月２８日出願の日本国特許出願（特願２０１４－３９２６３）、２０１４年２月２８日出願の日本国特許出願（特願２０１４－３９２６４）、２０１４年８月２７日出願の日本国特許出願（特願２０１４－１７３２２３）、及び２０１４年８月２７日出願の日本国特許出願（特願２０１４－１７３２２４）に基づくものであり、その内容はここに参照として取り込まれる。
１０，１０Ａ　　主軸装置
１１　　ハウジング
１２　　回転軸
１３　　固定側軸受
１４　　自由側軸受
１６　　軸受スリーブ（スリーブ）
１６ｂ　　スリーブの外周面
１８，２３　　外輪
１９，２４　　内輪
２８，３０，４０　　冷却路
３１　　ハウジング本体
３２　　フロントハウジング
３３　　リアハウジング（ハウジング）
３３ａ　　ハウジングの内周面
４１　　螺旋溝
４１Ａ　　第１の螺旋溝
４１Ｂ　　第２の螺旋溝
４１Ｐ　　螺旋溝の一端部
４１Ｑ　　螺旋溝の他端部
４１Ａａ　第１の螺旋溝の一端部
４１Ａｂ　第１の螺旋溝の他端部
４１Ｂａ　第２の螺旋溝の一端部
４１Ｂｂ　第２の螺旋溝の他端部
４３　　面取り部
４５　　Ｏリング（弾性部材）
５１　　供給口
５２　　排出口

Claims (7)

  1. 　ハウジングと、
    　該ハウジングに対して相対回転自在な回転軸と、
    　内輪が前記回転軸の一端側に外嵌され、外輪が前記ハウジングに固定される固定側軸受と、
    　前記回転軸の他端側で前記ハウジング内に配置され、前記回転軸の軸方向に移動可能なスリーブと、
    　内輪が前記回転軸の他端側に外嵌され、外輪が前記スリーブに内嵌される自由側軸受と、
    を有する主軸装置であって、
    　互いに対向する前記スリーブの外周面と前記ハウジングの内周面との間には、冷却媒体が流動可能な冷却路が形成され、
    　前記冷却路は、前記スリーブの軸方向一端側から他端側までの間で、該スリーブの外周面に形成された一条の螺旋状の螺旋溝であり、
    　前記ハウジングは、前記螺旋溝の一端部に連通して前記冷却媒体が供給される供給口と、前記螺旋溝の他端部に連通して前記冷却路を流動した前記冷却媒体が排出される排出口とを備えることを特徴とする主軸装置。
  2. 　ハウジングと、
    　該ハウジングに対して相対回転自在な回転軸と、
    　内輪が前記回転軸の一端側に外嵌され、外輪が前記ハウジングに固定される固定側軸受と、
    　前記回転軸の他端側で前記ハウジング内に配置され、前記回転軸の軸方向に移動可能なスリーブと、
    　内輪が前記回転軸の他端側に外嵌され、外輪が前記スリーブに内嵌される自由側軸受と、
    を有する主軸装置であって、
    　互いに対向する前記スリーブの外周面と前記ハウジングの内周面との間には、冷却媒体が流動可能な冷却路が形成され、
    　前記冷却路は、前記スリーブの軸方向一端側から他端側までの間で、該スリーブの外周面に形成された複数条の螺旋溝であり、
    　前記ハウジングは、前記複数条の螺旋溝それぞれの一端部に連通して前記冷却媒体が供給される複数の供給口と、前記複数条の螺旋溝それぞれの他端部に連通して螺旋溝を流動した前記冷却媒体が排出される複数の排出口とを備えることを特徴とする主軸装置。
  3. 　前記複数条の螺旋溝は、前記一端部同士、前記他端部同士が、前記スリーブの外周面の周方向に４５°以内で位相を異ならせて配置されることを特徴とする請求項２に記載の主軸装置。
  4. 　前記冷却路の前記軸方向両側には、前記スリーブの外周面と前記ハウジングの内周面との間を液密に封止する環状の弾性部材が配設されることを特徴とする請求項１～３のいずれか一項に記載の主軸装置。
  5. 　前記スリーブの前記ハウジングの内周面と対面する外周面の両端縁部、又は前記ハウジングの内周面の両端縁部には、面取り部が形成されることを特徴とする請求項１～４のいずれか一項に記載の主軸装置。
  6. 　前記螺旋溝の側壁面は、前記軸方向と直交する方向に対して傾斜して形成されることを特徴とする請求項１～請求項５のいずれか一項に記載の主軸装置。
  7. 　前記螺旋溝は、前記一端部と前記他端部とが、それぞれ前記スリーブの外周面の周方向に１８０°位相を異ならせて配置されることを特徴とする請求項１～請求項６のいずれか一項に記載の主軸装置。 
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