JP2001159422A - Rolling bearing device - Google Patents

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a rolling bearing device, capable of providing appropriate dynamic characteristics to avoid an unstable phenomenon of a main shaft during machining without incurring cost increase. SOLUTION: The rear end of a rotary shaft 2 is supported by two angular ball bearings 4a, 4b stored in a sleeve 20 built into a housing 1. A flange 22 of the sleeve 20 is formed with a parallel spring mechanism 25, made by electrical discharge wire machining, for energizing the flange 22 in the axial direction of the sleeve 20. A part S21 of a clearance S2 formed between a damper board 10 and the sleeve 20 is filled with oil, having given viscosity.

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【発明の属する技術分野】本発明は、ハウジングに組み
込まれ、主軸が挿通されたスリーブと、スリーブに収容
され、主軸を回転可能に支持する転がり軸受とを備える
転がり軸受装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a rolling bearing device having a sleeve incorporated in a housing and having a main shaft inserted therein, and a rolling bearing housed in the sleeve and rotatably supporting the main shaft.

【０００２】[0002]

【従来の技術】近年、切削、研削の高速化が図られ、こ
れに伴い工作機械用スピンドル、特にマシニングセンタ
の主軸および内面研削盤の砥石軸には、さらなる高速
化、高精度化、高剛性（動剛性）化が要求されている。
この要求を満足する軸受として、転がり軸受（ハイブリ
ッド玉軸受および円筒ころ軸受）が最も多く使用されて
いる。また、最近では、高速化に対しては磁気軸受、高
精度化に対しては空気静圧軸受、また総合的には油静圧
軸受も一部使用されている。2. Description of the Related Art In recent years, the speed of cutting and grinding has been increased, and accordingly, spindles for machine tools, especially spindles of machining centers and grindstone axes of internal grinding machines, have been further increased in speed, accuracy and rigidity. (Dynamic stiffness) is required.
Rolling bearings (hybrid ball bearings and cylindrical roller bearings) are most often used as bearings that satisfy this requirement. Recently, magnetic bearings have been used for high speed operation, aerostatic bearings for high accuracy, and some hydrostatic bearings have been used overall.

【０００３】次に、転がり軸受を組み込んだスピンドル
について内面研削盤用ビルトインスピンドルを例にして
図９および図１０を参照しながら説明する。図９は従来
の内面研削盤用ビルトインスピンドルの一例における主
要部構成を示す縦断面図、図１０は従来の内面研削盤用
ビルトインスピンドルの他の例における主要部構成を示
す縦断面図である。なお、ここでは、関連する部材に関
して説明し、他の部材に関する説明は簡略または省略す
る。Next, a spindle incorporating a rolling bearing will be described with reference to FIGS. 9 and 10, taking a built-in spindle for an internal grinding machine as an example. FIG. 9 is a longitudinal sectional view showing a main part configuration in an example of a conventional built-in spindle for an internal grinding machine, and FIG. 10 is a longitudinal sectional view showing a main part configuration in another example of a conventional built-in spindle for an internal grinding machine. Here, the related members will be described, and the description of the other members will be simplified or omitted.

【０００４】内面研削盤用ビルトインスピンドル９０
は、図９に示すように、互いに結合されている第１ハウ
ジング部９１ａおよび第２ハウジング部９１ｂからなる
ハウジング９１と、ハウジング９１の第１ハウジング部
９１ａ内に組み込まれ、回転軸９２を駆動する高周波モ
ータ９３とを備える。高周波モータ９３は、ステータ９
３ａと、回転軸９２に固着されたロータ９３ｂとを有す
る。回転軸９２の前端部（工具装着側端部）は、２つの
アンギュラ玉軸受９４により、回転軸９２の後端部は、
２つのアンギュラ玉軸受９５によりそれぞれ支持されて
いる。回転軸９２の前端部を支持する各アンギュラ玉軸
受９４においては、その外輪が第１ハウジング部９１ａ
に固定され、内輪が回転軸９２に嵌合されている。Built-in spindle 90 for internal grinding machine
As shown in FIG. 9, the housing 91 includes a first housing portion 91 a and a second housing portion 91 b connected to each other, and is incorporated in the first housing portion 91 a of the housing 91 to drive the rotation shaft 92. A high frequency motor 93. The high frequency motor 93 includes a stator 9
3a and a rotor 93b fixed to the rotating shaft 92. The front end (the end on the tool mounting side) of the rotating shaft 92 is formed by two angular ball bearings 94, and the rear end of the rotating shaft 92 is
Each is supported by two angular ball bearings 95. In each angular ball bearing 94 that supports the front end of the rotating shaft 92, the outer ring of the angular ball bearing 94 is the first housing portion 91a.
, And the inner ring is fitted to the rotating shaft 92.

【０００５】第２ハウジング部９１ｂには、スリーブ９
６が回転軸９２の軸方向に滑り移動可能に挿入され、ス
リーブ９６内には回転軸９２の後端を支持する各アンギ
ュラ玉軸受９５が収容されている。各アンギュラ玉軸受
９５においては、その外輪がスリーブ９６に固定され、
内輪が回転軸９２に嵌合されている。また、各アンギュ
ラ玉軸受９５間には外輪間座９５ａおよび内輪間座９５
ｂが挿入されている。スリーブ９６には押当部材９７が
挿入され、この押当部材９７の前端は、一方のアンギュ
ラ玉軸受９５の外輪に突き当てられている。押当部材９
７の後端には、フランジ部９７ａが設けられ、フランジ
部９７ａはスリーブ９６の端面と受圧部材９８の間に挟
み込まれている。スリーブ９６、押当部材９７および受
圧部材９８は、ねじ部材１０１により結合されている。
受圧部材９８と第２ハウジング部９１ｂとの間にはガイ
ド部材９９が挿入され、ガイド部材９９には、コイルバ
ネ１００が挿入されている。このコイルバネ１００がス
リーブ９６を付勢することによってスリーブ９６が第２
ハウジング９１ｂの内面に案内されながら滑り移動し、
このスリーブ９６の移動量に応じた予圧力が各アンギュ
ラ玉軸受９５に付与される。[0005] A sleeve 9 is provided in the second housing portion 91b.
6 is inserted so as to be slidable in the axial direction of the rotating shaft 92, and each sleeve 96 accommodates an angular ball bearing 95 that supports the rear end of the rotating shaft 92. In each angular ball bearing 95, the outer ring is fixed to the sleeve 96,
The inner ring is fitted on the rotating shaft 92. An outer ring spacer 95a and an inner ring spacer 95 are provided between the angular ball bearings 95.
b is inserted. A pressing member 97 is inserted into the sleeve 96, and the front end of the pressing member 97 is abutted against the outer ring of one angular ball bearing 95. Pressing member 9
A flange portion 97a is provided at the rear end of 7, and the flange portion 97a is sandwiched between the end surface of the sleeve 96 and the pressure receiving member 98. The sleeve 96, the pressing member 97 and the pressure receiving member 98 are connected by a screw member 101.
A guide member 99 is inserted between the pressure receiving member 98 and the second housing portion 91b, and a coil spring 100 is inserted into the guide member 99. When the coil spring 100 urges the sleeve 96, the sleeve 96
It slides while being guided by the inner surface of the housing 91b,
A preload corresponding to the amount of movement of the sleeve 96 is applied to each angular ball bearing 95.

【０００６】また、他の内面研削盤用ビルトインスピン
ドル１０２では、図１０に示すように、第２ハウジング
部９１ｂとスリーブ９６との間にボールブッシュ１０３
を挿入し、スリーブ９６をボールブッシュ１０３により
転がり案内されて回転軸９２の軸方向に移動可能に構成
している。そして、コイルバネ１００がスリーブ９６を
付勢することによってスリーブ９６がボールブッシュ１
０３に転がり案内されて移動し、このスリーブ９６の移
動量に応じた予圧力が各アンギュラ玉軸受９５に付与さ
れる。In another built-in spindle 102 for an internal grinding machine, as shown in FIG. 10, a ball bush 103 is provided between a second housing portion 91b and a sleeve 96.
, And the sleeve 96 is configured to be able to move in the axial direction of the rotating shaft 92 by being rolled and guided by the ball bush 103. When the coil spring 100 urges the sleeve 96, the sleeve 96
The roller 96 is guided by rolling and moves, and a preload corresponding to the amount of movement of the sleeve 96 is applied to each angular ball bearing 95.

【０００７】さらに、マシニングセンタのスピンドルに
関しては、工具交換時間の短縮のために、回転軸の規定
回転数への立上り、立下り時間を最短にするようにまた
転がり軸受の滑りを防止するように予圧力を大きくして
いる。また、高速軽切削および低速重切削の両方を実現
するために、予圧力を低圧、高圧に切換可能な予圧切換
機構が用いられている。[0007] Further, regarding the spindle of the machining center, in order to shorten the tool change time, it is necessary to minimize the rise and fall times of the rotating shaft to the specified rotation speed and to prevent the rolling bearing from slipping. The pressure is increasing. Further, in order to realize both high-speed light cutting and low-speed heavy cutting, a preload switching mechanism capable of switching the preload between low pressure and high pressure is used.

【０００８】この予圧切換機構について図１１を参照し
ながら説明する。図１１は従来のスピンドルに用いられ
ている予圧切換機構の構成を示す縦断面図である。The preload switching mechanism will be described with reference to FIG. FIG. 11 is a longitudinal sectional view showing the configuration of a preload switching mechanism used in a conventional spindle.

【０００９】予圧切換機構においては、具体的には、図
１１（ａ），（ｂ）に示すように、回転軸９２の後端を
支持するアンギュラ玉軸受９５を収容するスリーブ９６
と、スリーブ９６に嵌合されたアンギュラ玉軸受９５の
外輪用止定リング１０４ａと、回転軸９２に嵌合された
アンギュラ玉軸受９５の内輪用止定リング１０４ｂと、
スリーブ９６にねじ部材１０１により結合された受圧部
材１０５と、スリーブ９６とハウジング１０６との間に
挿入されたボールブッシュ１０３が設けられている。In the preload switching mechanism, specifically, as shown in FIGS. 11A and 11B, a sleeve 96 for accommodating an angular ball bearing 95 for supporting a rear end of a rotating shaft 92 is provided.
An outer ring stopping ring 104a of the angular ball bearing 95 fitted to the sleeve 96, and an inner ring stopping ring 104b of the angular ball bearing 95 fitted to the rotating shaft 92;
A pressure receiving member 105 connected to the sleeve 96 by a screw member 101 and a ball bush 103 inserted between the sleeve 96 and the housing 106 are provided.

【００１０】ハウジング１０６には、ピストンシリンダ
機構１０７が設けられ、このピストンシリンダ機構１０
７のピストン１０７ａは、油路１０８を介してシリンダ
１０７ｂに供給される作動油によりシリンダ１０７ｂ内
を往復運動する。ピストン１０７ａの往復運動は、ピス
トン１０７ａと受圧部材１０５との間に配置されている
定位置予圧用間座１０９を介して受圧部材１０５に伝達
される。ピストン１０７ａの最下点位置は、ハウジング
１０６にねじ部材１１０により結合されているピストン
位置規制部材１１１により規制される。定位置予圧用間
座１０９は、バイアスバネ１１２によりピストン１０７
aに向けてバイアイスされている。バイアスバネ１１２
は、受圧部材１０５を貫通し、定位置予圧用間座１０９
とピストン位置規制部材１１１との間に配置されてい
る。The housing 106 is provided with a piston cylinder mechanism 107.
The seventh piston 107a reciprocates in the cylinder 107b by hydraulic oil supplied to the cylinder 107b via the oil passage 108. The reciprocating motion of the piston 107a is transmitted to the pressure receiving member 105 via the fixed position preload spacer 109 disposed between the piston 107a and the pressure receiving member 105. The lowermost position of the piston 107a is regulated by a piston position regulating member 111 which is connected to the housing 106 by a screw member 110. The fixed-position preload spacer 109 is biased by a
Buy iced for a. Bias spring 112
Penetrates through the pressure receiving member 105 and the fixed position preload spacer 109
And the piston position regulating member 111.

【００１１】このスピンドルにおいては、ピストンシリ
ンダ機構１０７への油路１０８を介した作動油の供給を
制御することにより、スリーブ９６の回転軸９２の軸方
向への移動を制御することができる。即ち、所定の油圧
を供給した場合には、図１１（ｂ）に示すように、ピス
トン１０７ａが作動し、スリーブ９６が定位置に固定さ
れて定位置予圧状態になる。アンギュラ玉軸受９５の外
輪にはこの定位置予圧状態に対応する予圧力（高圧）が
付与されることになる。これに対し、油圧を零とする
と、図１１（ａ）に示すように、ピストン１０７ａはバ
イアスバネ１１２により戻され、予圧状態が予圧用コイ
ルバネ（図示せず）による定圧予圧状態に切り換わる。
そして、アンギュラ玉軸受９５の外輪にはこの定圧予圧
状態に対応する予圧力（低圧）が付与されることにな
る。In this spindle, the movement of the sleeve 96 in the axial direction of the rotary shaft 92 can be controlled by controlling the supply of hydraulic oil to the piston cylinder mechanism 107 via the oil passage 108. That is, when a predetermined oil pressure is supplied, as shown in FIG. 11B, the piston 107a operates, the sleeve 96 is fixed at a fixed position, and a fixed position preload state is set. A preload (high pressure) corresponding to this fixed position preload state is applied to the outer ring of the angular ball bearing 95. On the other hand, when the hydraulic pressure is set to zero, as shown in FIG. 11A, the piston 107a is returned by the bias spring 112, and the preload state is switched to the constant pressure preload state by the preload coil spring (not shown).
Then, a preload (low pressure) corresponding to this constant pressure preload state is applied to the outer ring of the angular ball bearing 95.

【００１２】[0012]

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、図９に
示すスピンドル９０においては、各アンギュラ玉軸受９
５の回転による発熱、高周波モータ９３の発熱などによ
りスリーブ９６が熱膨張するため、スリーブ９６の外面
と第２ハウジング９１ｂの内面との間の隙間量が変化す
る。これにより、スリーブ９６と第２ハウジング９１ｂ
との間における回転軸９２の軸方向の摩擦力が変化する
ので、コイルバネ１００によるアンギュラ玉軸受９５に
対する予圧力が安定せず、軸受寿命が短くなる、振動特
性が悪化するなどの問題が生じる恐れがある。即ち、ス
リーブ９６を用いた支持構造では、ダイナミクス特性が
安定しないので、適正な予圧をアンギュラ玉軸受９５に
付与することができず、さらなる高速化、高精度化を図
ることは難しい。However, in the spindle 90 shown in FIG. 9, each angular ball bearing 9
Since the sleeve 96 thermally expands due to the heat generated by the rotation of the motor 5 and the heat generated by the high-frequency motor 93, the gap between the outer surface of the sleeve 96 and the inner surface of the second housing 91b changes. Thereby, the sleeve 96 and the second housing 91b
The frictional force in the axial direction of the rotating shaft 92 changes between the above conditions, so that the preload applied to the angular ball bearing 95 by the coil spring 100 is not stabilized, so that problems such as shortening of the bearing life and deterioration of vibration characteristics may occur. There is. That is, in the support structure using the sleeve 96, the dynamic characteristics are not stable, so that an appropriate preload cannot be applied to the angular ball bearing 95, and it is difficult to further increase the speed and accuracy.

【００１３】また、図１０に示すスピンドル１０２にお
いては、第２ハウジング部９１ｂとスリーブ９６との間
にボールブッシュ１０３を挿入し、ボールブッシュ１０
３に予圧を与えていることにより、ラジアル方向の剛性
が大となり、且つ軸方向の摩擦力が小さくなり（熱膨張
時でも）、コイルバネ１００により安定した予圧を常に
掛けることができる。その結果、軸受寿命に関しては、
その短命化が改善されたことになる。しかしながら、第
２ハウジング部９１ｂとスリーブ９６との間にボールブ
ッシュ１０３を挿入することにより、軸方向の摩擦力が
小さくなり、この摩擦力小は、スピンドルとしての軸方
向のダンピングが小さいことを意味する。これにより、
加工時の軸方向の不安定現象例えばびびりなどが発生す
る。In the spindle 102 shown in FIG. 10, a ball bush 103 is inserted between the second housing part 91b and the sleeve 96, and
By applying a preload to 3, the rigidity in the radial direction is increased and the frictional force in the axial direction is reduced (even during thermal expansion), so that a stable preload can always be applied by the coil spring 100. As a result, regarding bearing life,
The shortening of life is improved. However, by inserting the ball bush 103 between the second housing portion 91b and the sleeve 96, the axial frictional force is reduced, and this small frictional force means that the axial damping as the spindle is small. I do. This allows
An axial instability phenomenon such as chatter occurs during processing.

【００１４】さらに、図１１に示す予圧切換機構を設け
た場合においても、上記図１０に示すスピンドルと同様
の問題が生じる。Further, even when the preload switching mechanism shown in FIG. 11 is provided, the same problem as that of the spindle shown in FIG. 10 occurs.

【００１５】上述したスピンドルにおけるスリーブを用
いた支持構造における問題を解決するために、スリーブ
を静圧軸受で支持する方式が提案されているが、静圧軸
受を用いる方式では、静圧軸受に対する絞りの組込み、
ポケットへの配管などとともに、高圧油圧ユニット、冷
却装置などが必要になり、コストが非常に高くなる。In order to solve the problem in the above-described support structure using a sleeve in the spindle, a system in which the sleeve is supported by a hydrostatic bearing has been proposed. Built-in,
Along with piping to the pocket, a high-pressure hydraulic unit, a cooling device, and the like are required, and the cost is extremely high.

【００１６】本発明は、上述の問題点に鑑みてなされた
ものであり、その目的は、コストの上昇を招くことな
く、加工時における主軸の不安定現象の発生を回避する
ための適正なダイナミクス特性を得ることができる転が
り軸受装置を提供することにある。SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above-mentioned problems, and has as its object the proper dynamics for avoiding the occurrence of an instability of the spindle during machining without increasing the cost. An object of the present invention is to provide a rolling bearing device capable of obtaining characteristics.

【００１７】[0017]

【課題を解決するための手段】本発明は、主軸と、ハウ
ジングと、前記ハウジングに組み込まれ、前記主軸が挿
通されたスリーブと、前記スリーブに収容され、前記主
軸を回転可能に支持する転がり軸受とを備える転がり軸
受装置において、前記スリーブは、内部に前記転がり軸
受を収容する筒状の本体と、前記本体の外面から立ち上
がり、前記ハウジングに一体的に固定されるフランジと
を有し、前記フランジに所定方向に作用するワイヤカッ
トによる平行ばね機構を設けるとともに、前記スリーブ
の外面と前記ハウジングの内面とが対向する対向部の一
部に所定の隙間量を有する隙間を設け、該隙間に油を充
填したことを特徴とする。SUMMARY OF THE INVENTION The present invention provides a main shaft, a housing, a sleeve incorporated in the housing and through which the main shaft is inserted, and a rolling bearing housed in the sleeve and rotatably supporting the main shaft. Wherein the sleeve has a cylindrical main body that houses the rolling bearing therein, and a flange that rises from the outer surface of the main body and is integrally fixed to the housing. In addition to providing a parallel spring mechanism by wire cutting acting in a predetermined direction, a gap having a predetermined gap amount is provided in a part of an opposing portion where the outer surface of the sleeve and the inner surface of the housing oppose each other, and oil is supplied to the gap. It is characterized by being filled.

【００１８】本発明では、スリーブは、内部に転がり軸
受を収容する筒状の本体と、本体の外面から立ち上が
り、ハウジングに一体的に固定されるフランジとを有
し、フランジに所定方向に作用するワイヤカットによる
平行ばね機構を設けるとともに、スリーブの外面とハウ
ジングの内面とが対向する対向部の一部に所定の隙間量
を有する隙間を設け、該隙間に油を充填したので、ばね
機構部によりスリーブのフランジ部における所定方向の
剛性を調整することが可能になるとともに、スリーブの
外面とハウジングの内面との間の隙間部に充填された油
によりダンピング効果を得ることができる。その結果、
転がり軸受自体のばね定数、ばね機構のばね定数、隙間
部の減衰係数のそれぞれの組合せを所定の条件を満たす
ように選択することにより、加工時における主軸の不安
定現象の発生を回避するための適正なダイナミクス特性
を得ることができる。According to the present invention, the sleeve has a cylindrical main body for accommodating a rolling bearing therein, and a flange which rises from the outer surface of the main body and is integrally fixed to the housing, and acts on the flange in a predetermined direction. In addition to providing a parallel spring mechanism by wire cutting, a gap having a predetermined gap amount is provided in a part of the facing portion where the outer surface of the sleeve and the inner surface of the housing face each other, and the gap is filled with oil. The rigidity of the flange portion of the sleeve in the predetermined direction can be adjusted, and the damping effect can be obtained by the oil filled in the gap between the outer surface of the sleeve and the inner surface of the housing. as a result,
By selecting each combination of the spring constant of the rolling bearing itself, the spring constant of the spring mechanism, and the damping coefficient of the gap so as to satisfy predetermined conditions, it is possible to avoid occurrence of an unstable phenomenon of the main shaft during machining. Appropriate dynamics characteristics can be obtained.

【００１９】次に、本発明におけるダイナミクス特性に
ついて図１ないし図４を参照しながら説明する。図１は
本発明に係る転がり軸受装置の振動系のモデルを示す
図、図２は図１の振動系モデルにおける周波数とコンプ
ライアンスとの関係を表す特性図、図３は図１の振動系
モデルのコンプライアンスを表す曲線を示す図、図４は
平行ばね機構の基本構成を示す図である。Next, the dynamics characteristics of the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 1 is a diagram showing a model of a vibration system of a rolling bearing device according to the present invention, FIG. 2 is a characteristic diagram showing a relationship between frequency and compliance in the vibration system model of FIG. 1, and FIG. 3 is a diagram of the vibration system model of FIG. FIG. 4 is a diagram showing a curve representing compliance, and FIG. 4 is a diagram showing a basic configuration of a parallel spring mechanism.

【００２０】本発明のスピンドルにおける振動系は、図
１に示すようにモデル化される。ここで、質量ｍは主軸
および転がり軸受を含む振動体の質量であり、この振動
体に作用する外力をＦとし、そのつり合い位置からの変
位をＸとする。また、剛性（ばね定数）ｋ１は転がり軸
受の転動体を含む弾性接触の剛性である。さらに、ばね
定数ｋ２は請求項１に記載の「平行ばね機構」のばね定
数、すなわち転がり軸受とハウジング間のばね定数であ
り、減衰係数ｃはハウジングとスリーブ間の隙間に充填
された油により作用する減衰の係数である。The vibration system in the spindle of the present invention is modeled as shown in FIG. Here, the mass m is the mass of the vibrating body including the main shaft and the rolling bearing. An external force acting on the vibrating body is represented by F, and a displacement from the balance position is represented by X. The rigidity (spring constant) k1 is the rigidity of the elastic contact including the rolling elements of the rolling bearing. Further, the spring constant k2 is the spring constant of the "parallel spring mechanism" according to claim 1, that is, the spring constant between the rolling bearing and the housing, and the damping coefficient c is caused by the oil filled in the gap between the housing and the sleeve. Is the coefficient of the damping.

【００２１】上記モデルで表される振動系における周波
数ωとコンプライアンスＸ／Ｆの関係は、次の（１）式
により表される。The relationship between the frequency ω and the compliance X / F in the vibration system represented by the above model is represented by the following equation (1).

【００２２】 Ｘ／Ｆ＝（ｃｓ＋ｋ１＋ｋ２）／Ａ …（１） ここで、Ａ＝ｍｃｓ³＋ｍ（ｋ１＋ｋ２）ｓ²＋ｃｋ１ｓ
＋ｋ１ｋ２ｓ＝ｊωである。X / F = (cs + k1 + k2) / A (1) where A = mcs ³ + m (k1 + k2) s ² + ck1s
+ K1k2s = jω.

【００２３】また、転がり軸受の外輪が固定の場合、ｋ
２＝∞とすることが一般的であり、この値を上記（１）
式に代入すると、 Ｘ／Ｆ＝ｋ１／（ｍｓ²＋ｋ１） …（２） と表される。When the outer ring of the rolling bearing is fixed, k
It is general that 2 = 、, and this value is calculated by the above (1)
By substituting into the formula, X / F = k1 / (ms ² + k1) (2)

【００２４】ここで、ばねｋ１のみの場合（ばね定数ｋ
２＝∞、減衰係数ｃ＝０）の振動系の固有振動数に対応
する固有振動数をω0（＝（ｋ１／ｍ）^1/2）とし、ばね
ｋ１とばねｋ２を直列にした場合（減衰係数ｃ＝０）の
振動系の固有振動数に対応する周波数をω1（＝［（１
／ｍ）｛ｋ１ｋ２／（ｋ１＋ｋ２）｝］^1/2）とし、ω
＝ω0であるときにおけるコンプライアンスをＸ／Ｆ
（１）とし、ω＝ω1であるときにおけるコンプライア
ンスをＸ／Ｆ（２）とし、Ｘ／Ｆ（１）とＸ／Ｆ（２）
とが互いに等しくなる減数係数ｃを求め、この求めた減
衰係数ｃを用いて上記（１）式よりコンプライアンスＸ
／Ｆと周波数ωとの関係を求めると、上記（１）式に関
しては、図２（ｂ）に示す曲線で表される。また、上記
（２）式に関しては、図２（ａ）に示す曲線で表され
る。上記各曲線から、静剛性を低下させた分だけダンピ
ングが作用することが分かる。Here, the case of only the spring k1 (spring constant k
When the natural frequency corresponding to the natural frequency of the vibration system of 2 = ∞, damping coefficient c = 0) is ω0 (= (k1 / m) ^1/2 ) and the springs k1 and k2 are connected in series (damping The frequency corresponding to the natural frequency of the vibration system having the coefficient c = 0 is ω1 (= [(1
/ M) {k1k2 / (k1 + k2)}] ^1/2 ) and ω
= Ω0, the compliance is X / F
(1), and the compliance when ω = ω1 is X / F (2). X / F (1) and X / F (2)
Are determined to be equal to each other, and the compliance X is calculated from the above equation (1) using the obtained attenuation coefficient c.
When the relationship between / F and the frequency ω is obtained, the equation (1) is represented by a curve shown in FIG. The above equation (2) is represented by a curve shown in FIG. From the above curves, it can be seen that damping acts by an amount corresponding to the reduction in static rigidity.

【００２５】また、上記（１），（２）の各式にＳ＝ｊ
ωを代入し、コンプライアンスＸ／Ｆの実数部（Real P
art）と虚数部（Imaginary Part）に分けて表すと、図
３に示すように、上記（１）式は曲線Ｐ１で表され、上
記（２）式は曲線Ｐ２で表される。但し、上記（２）式
に関しては、振幅無限大のため、多少のダンピングが存
在しているとして、曲線Ｐ２を求めている。一般的な研
削、切削理論によれば、図３中のＢの値（Ｂ１またはＢ
２）が小さいほど、安定でビビリ振動が発生せず、研削
幅、切削幅がより広い加工を行うことができる。即ち、
ハウジングとスリーブ間の隙間に油を充填することによ
って減衰作用を付与した場合（曲線Ｐ１）には、値Ｂ１
が減衰作用を付与していない場合（曲線Ｐ２）の値Ｂ２
により小さくなるので、ビビリ振動を発生させずに研削
幅、切削幅がより広い加工を行うことができ、加工効率
を上げることができる。Also, S = j in each of the above equations (1) and (2).
ω, and the real part of the compliance X / F (Real P
Art) and an imaginary part (Imaginary Part), as shown in FIG. 3, the above equation (1) is represented by a curve P1, and the above equation (2) is represented by a curve P2. However, regarding the above equation (2), since the amplitude is infinite, the curve P2 is obtained on the assumption that some damping exists. According to a general grinding and cutting theory, the value of B in FIG.
The smaller the value of 2), the more stable the chattering vibration does not occur, and the larger the grinding width and the cutting width can be performed. That is,
When the damping action is given by filling the gap between the housing and the sleeve with oil (curve P1), the value B1
Has no damping effect (curve P2), the value B2
Therefore, the processing can be performed with a wider grinding width and cutting width without generating chatter vibration, and the processing efficiency can be improved.

【００２６】また、本発明では、このダンピング作用
を、スリーブとハウジングと隙間部に油を充填すること
によって得ているので、従来の静圧軸受を使用した軸受
装置に比してコスト的に有利である。さらに、例えば図
９または図１０に示す従来のスピンドルにおけるスリー
ブを用いた支持構造に対してダンピング作用を付加する
場合には、構造上の制限があり、装置全体が大きくなる
恐れがあるが、本発明は、その点において有利である。Further, in the present invention, since this damping action is obtained by filling the gap between the sleeve and the housing with oil, it is more cost-effective than a conventional bearing device using a hydrostatic bearing. It is. Further, for example, when a damping action is added to a support structure using a sleeve in the conventional spindle shown in FIG. 9 or FIG. 10, there is a structural limitation and the entire device may become large. The invention is advantageous in that respect.

【００２７】次に、本発明のスリーブのフランジ部に設
けた平行ばね機構について図４を参照しながら説明す
る。Next, a parallel spring mechanism provided on the flange portion of the sleeve of the present invention will be described with reference to FIG.

【００２８】従来の平行ばね機構としては、図４（ａ）
に示すように、固定部４１と可動部４２とを、互いに対
向して平行に配置された一対の板ばね４３で連結するも
のがある。また、図４（ｂ）に示すように、板ばね４４
を連結固定具４４ａで一体的に締結することによって構
成された板ばね４５を用いているものもある。このよう
な従来の板ばねを用いた平行ばね機構に対して、図４
（ｃ）に示すように、上記固定部および可動部を一体の
部材４６として構成し、この部材４６にＮＣワイヤカッ
トによる平行ばね機構４７を設けたものがある。この平
行ばね機構４７は、例えば部材４６における外力ｆの作
用方向に平行な面に、ワイヤ放電加工により始点から終
点まで連なるように形成されたＺ状の溝４８と、Ｚ状の
溝４８における各連結点に対向するように部材４６にお
ける外力ｆの作用方向に直交する面に形成された複数の
溝４９とからなる。Ｚ状の溝４８における各連結点と対
応する溝４９との間には、ヒンジ部５０が形成される。FIG. 4A shows a conventional parallel spring mechanism.
As shown in FIG. 2, there is a type in which a fixed portion 41 and a movable portion 42 are connected by a pair of leaf springs 43 arranged in parallel to face each other. Further, as shown in FIG.
Are integrally fastened by a connection fixing tool 44a. FIG. 4 shows a conventional parallel spring mechanism using a leaf spring.
As shown in (c), there is a type in which the fixed part and the movable part are configured as an integral member 46, and the member 46 is provided with a parallel spring mechanism 47 by NC wire cutting. The parallel spring mechanism 47 includes, for example, a Z-shaped groove 48 formed on a surface parallel to the direction of action of the external force f on the member 46 by wire electric discharge machining from a start point to an end point, and each of the Z-shaped grooves 48. It comprises a plurality of grooves 49 formed on a surface orthogonal to the direction of action of the external force f on the member 46 so as to face the connection point. A hinge portion 50 is formed between each connection point of the Z-shaped groove 48 and the corresponding groove 49.

【００２９】図４（ｃ）に示す平行ばね機構４７（部材
４６）は、図４（ａ），（ｂ）に示す平行ばね機構に比
して、少ない部品数で構成することができ、加工精度が
高く（加工変形小、組立誤差無）、ヒステリシスが小さ
く、摩耗が無く、ＮＣワイヤカットの加工費を含むトー
タルコストが低いなどの利点がある。但し、図４（ｃ）
に示す平行ばね機構４７のばね定数を含む各諸元を、有
限要素法により解析する必要がある。この有限要素によ
り決定する諸元としては、ばね定数、ばね部位置、溝４
８における各連結点の穴径ｄ、ヒンジ部５０の距離Δな
どがある。この平行ばね機構４７により、部材４６の剛
性に関して異方性を持たせることが可能である。即ち、
部材４６の所定方向のみの静剛性を小さくすることが可
能である。この平行ばね機構を用いた具体的事例は、１
９９６年度砥粒加工学会学術講演会講演論文集、「Ｂ８
大型数値制御超精密研削加工機の直線送り装置」に記載
されている。The parallel spring mechanism 47 (member 46) shown in FIG. 4 (c) can be constructed with a smaller number of parts than the parallel spring mechanism shown in FIGS. 4 (a) and 4 (b). There are advantages such as high accuracy (small processing deformation, no assembly error), small hysteresis, no wear, and low total cost including NC wire cutting processing cost. However, FIG.
It is necessary to analyze various parameters including the spring constant of the parallel spring mechanism 47 shown in FIG. The parameters determined by the finite element include a spring constant, a spring position, and a groove 4.
8 includes a hole diameter d of each connection point, a distance Δ of the hinge part 50, and the like. With the parallel spring mechanism 47, the rigidity of the member 46 can be made anisotropic. That is,
It is possible to reduce the static rigidity of the member 46 only in a predetermined direction. A specific example using this parallel spring mechanism is 1
Proceedings of the 996 Academic Lecture Meeting of the Japan Society of Abrasive Processing, “B8
Linear feeder for large numerically controlled ultra-precision grinding machine ".

【００３０】本発明では、スリーブのフランジにワイヤ
カットによる平行ばね機構を設けてフランジの所定方向
の静剛性を調整することによって、スリーブ全体の剛性
を調整しているので、従来の静圧軸受を用いた支持構造
に対してコスト的に有利である。In the present invention, the rigidity of the entire sleeve is adjusted by providing a parallel spring mechanism by wire cutting on the flange of the sleeve to adjust the static rigidity of the flange in a predetermined direction. It is cost effective for the support structure used.

【００３１】[0031]

【発明の実施の形態】以下、本発明の実施の形態につい
て図面を参照しながら説明する。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.

【００３２】（実施の第１形態）図５は本発明に係る転
がり軸受装置の実施の第１形態における主要部構成を示
す縦断面図、図６は図５の転がり軸受装置に設けられて
いるスリーブを示す斜視図である。本実施の形態では、
内面研削盤用ビルトインスピンドルを例にして説明す
る。(First Embodiment) FIG. 5 is a longitudinal sectional view showing a main part of a rolling bearing device according to a first embodiment of the present invention, and FIG. 6 is provided in the rolling bearing device of FIG. It is a perspective view showing a sleeve. In the present embodiment,
A description will be given by taking a built-in spindle for an internal grinding machine as an example.

【００３３】内面研削盤用スピンドルは、図５に示すよ
うに、ハウジング１と、ハウジング１内に組み込まれ、
回転軸２を駆動するモータ（図示せず）とを備え、該モ
ータは回転軸２に固着されたロータ（図示せず）と、そ
の周囲に配置され、ハウジング１に固定されたステータ
（図示せず）とを有する。回転軸２の前端部（工具装着
側端部）は、２つのアンギュラ玉軸受（図示せず）によ
り支持されている。ここで、この支持構造は、従来の図
９に示す内面研削盤用スピンドルにおける回転軸の一端
の支持構造と同様であるので、その説明および図示は省
略する。回転軸２の後端部は、２つのアンギュラ玉軸受
４ａ，４ｂにより支持され、各アンギュラ玉軸受４ａ，
４ｂは、ハウジング１内に組み込まれたスリーブ２０内
に収容されている。As shown in FIG. 5, the spindle for the internal grinding machine is incorporated in the housing 1 and the housing 1.
A motor (not shown) for driving the rotating shaft 2, the motor being fixed to the housing 1 and a rotor (not shown) fixed to the rotating shaft 2; Z). The front end (the end on the tool mounting side) of the rotating shaft 2 is supported by two angular ball bearings (not shown). Here, this support structure is the same as the support structure of one end of the rotating shaft in the conventional spindle for an internal grinding machine shown in FIG. The rear end of the rotating shaft 2 is supported by two angular ball bearings 4a, 4b.
4 b is housed in a sleeve 20 incorporated in the housing 1.

【００３４】スリーブ２０は、回転軸２が挿通されてい
る円筒状の本体２１と、本体２１の外周面から垂直に立
ち上がるフランジ２２とを有する。フランジ２２は、図
６に示すように、本体２１の外周面に一体的に連なりか
つ該外周面から垂直に立ち上がる４つの柱状部２３と、
各柱状部２３をそれぞれ一体的に繋ぐように形成された
リング状の連結部２４とから構成される。各柱状部２３
は、本体２１の外周面に沿って等間隔に配列されてい
る。各柱状部２３には、ボルト受入穴２３ａおよびワイ
ヤ放電加工による平行ばね機構２５がそれぞれ形成され
ている。平行ばね機構２５は、柱状部２３におけるスリ
ーブ２０の軸方向と直交する面に、始点から終点まで連
続して形成されたＺ状の溝２５ａと、柱状部２３におけ
るスリーブ２０の軸方向と直交する面に、溝２５ａの始
点、終点を含む各連結点に対向するように形成された直
線状の４つの溝２５ｂとを有する。平行ばね機構２５に
おけるばね定数ｋ２、ばね部位置（溝２５ａ，２５ｂの
位置）、溝２５ａの上記各連結点の穴径ｄ、ヒンジ部の
距離Δ（溝２５ａの上記各連結点と対応する溝２５ｂと
の間の距離）などの各諸元は、有限要素法により決定さ
れる。具体的には、各アンギュラ玉軸受４ａ，４ｂに正
規の予圧力を付与するために、スリーブ２０のラジア
ル、軸回転方向の静剛性が所定の値を満足することを条
件に軸方向の静剛性のみが小さくなるように平行ばね機
構２５の各諸元が設定される。よって、この平行ばね機
構２５により、フランジ２２にスリーブ２０の軸方向へ
のばね作用を持たせることが可能になり、フランジ２２
のスリーブ２０の軸方向への静剛性のみを小さくするこ
とができる。The sleeve 20 has a cylindrical main body 21 through which the rotating shaft 2 is inserted, and a flange 22 which rises vertically from the outer peripheral surface of the main body 21. As shown in FIG. 6, the flange 22 is integrally connected to the outer peripheral surface of the main body 21 and has four columnar portions 23 that rise vertically from the outer peripheral surface.
A ring-shaped connecting portion 24 is formed so as to integrally connect the columnar portions 23 with each other. Each pillar 23
Are arranged at equal intervals along the outer peripheral surface of the main body 21. Each columnar portion 23 is formed with a bolt receiving hole 23a and a parallel spring mechanism 25 formed by wire electric discharge machining. The parallel spring mechanism 25 has a Z-shaped groove 25 a formed continuously from a start point to an end point on a surface of the columnar portion 23 orthogonal to the axial direction of the sleeve 20, and is orthogonal to the axial direction of the sleeve 20 in the columnar portion 23. The surface has four linear grooves 25b formed so as to face each connection point including the start point and the end point of the groove 25a. The spring constant k2 in the parallel spring mechanism 25, the position of the spring portion (the position of the groove 25a, 25b), the hole diameter d of each connection point of the groove 25a, and the distance Δ of the hinge portion (the groove corresponding to each connection point of the groove 25a) Each parameter such as the distance between the target and the target is determined by the finite element method. Specifically, in order to apply a regular preload to each of the angular ball bearings 4a and 4b, the static stiffness in the axial and axial directions is required on condition that the static stiffness in the radial and axial rotation directions of the sleeve 20 satisfy predetermined values. The specifications of the parallel spring mechanism 25 are set so that only the size becomes smaller. Therefore, the parallel spring mechanism 25 allows the flange 22 to have a spring action in the axial direction of the sleeve 20, and
Only the static rigidity of the sleeve 20 in the axial direction can be reduced.

【００３５】また、フランジ２０の連結部２４には、各
アンギュラ玉軸受４ａ，４ｂへの潤滑油供給路を構成す
るための複数の供給口２４ａ，２４ｂが形成され、同様
に本体２１に各アンギュラ玉軸受４ａ，４ｂへの潤滑油
供給路を構成するための複数の供給口２１ａ，２１ｂが
形成されている。供給口２４ａと供給口２１ａおよび供
給口２４ｂと供給口２１ｂは、流体論理回路素子用パイ
プなどの柔軟性を有するパイプ２６ａ，２６ｂ（図中の
二点鎖線で示す）を介して接続され、各供給口２４ａ，
２４ｂは、ハウジング１内の潤滑油供給路（図示せず）
に連通する。各供給口２１ａ，２１ｂはパイプ２６ａ，
２６ｂを介して供給された潤滑油をアンギュラ玉軸受４
ａ，４ｂに導く。さらに、スリーブ２０の本体２１の端
面には、後述する外輪押え７を取り付けるための複数の
ねじ穴２１ｃが設けられている。A plurality of supply ports 24a and 24b for forming a lubricating oil supply path to each of the angular ball bearings 4a and 4b are formed in the connecting portion 24 of the flange 20. A plurality of supply ports 21a and 21b for forming a lubricating oil supply path to the ball bearings 4a and 4b are formed. The supply port 24a and the supply port 21a, and the supply port 24b and the supply port 21b are connected via flexible pipes 26a and 26b (shown by two-dot chain lines in the figure) such as pipes for fluid logic circuit elements. Supply port 24a,
24b is a lubricating oil supply path in the housing 1 (not shown)
Communicate with Each supply port 21a, 21b is a pipe 26a,
Lubricating oil supplied via the 26b is supplied to the angular ball bearing 4
a, 4b. Further, a plurality of screw holes 21c for attaching an outer ring retainer 7, which will be described later, are provided on the end surface of the main body 21 of the sleeve 20.

【００３６】スリーブ２０は、図５に示すように、ハウ
ジング１内に挿入され、ボルト受入孔２３ａに挿入され
たボルト５によりハウジング１に固定されている。スリ
ーブ２０は、その本体２１の一方の端面側部位（ハウジ
ング１の内方側）とハウジング１の内周面との間に所定
隙間量を有する隙間Ｓ１が形成されるようにハウジング
１に対して配置されている。この隙間Ｓ１は、スリーブ
２０の本体２１とハウジング１との間に挿入された複数
のＯリング６により外部に対してシールされている。隙
間Ｓ１には、ハウジング１に形成された油供給路１ａを
介して作動油が供給され、この隙間Ｓ１に供給される作
動油により、アンギュラ玉軸受４ａ，４ｂに対して軸方
向への予圧が付与される。このアンギュラ玉軸受４ａ，
４ｂに対する予圧は、隙間Ｓ１に供給する作動油の圧力
を制御することにより可変することが可能である。ま
た、この隙間Ｓ１の作動油は、後述する隙間２１に充填
された油により得られるダンピング効果と同様のダンピ
ング効果を付与する。As shown in FIG. 5, the sleeve 20 is inserted into the housing 1 and is fixed to the housing 1 by bolts 5 inserted into bolt receiving holes 23a. The sleeve 20 is positioned with respect to the housing 1 such that a gap S1 having a predetermined gap amount is formed between one end surface side portion (the inner side of the housing 1) of the main body 21 and the inner peripheral surface of the housing 1. Are located. This gap S1 is sealed to the outside by a plurality of O-rings 6 inserted between the main body 21 of the sleeve 20 and the housing 1. Hydraulic oil is supplied to the gap S1 via an oil supply path 1a formed in the housing 1, and the hydraulic oil supplied to the gap S1 causes a preload in the axial direction on the angular ball bearings 4a and 4b. Granted. This angular contact ball bearing 4a,
The preload for 4b can be varied by controlling the pressure of the hydraulic oil supplied to the gap S1. Further, the hydraulic oil in the gap S1 provides a damping effect similar to the damping effect obtained by the oil filled in the gap 21 described later.

【００３７】アンギュラ玉軸受４ａ，４ｂにおいては、
その外輪がスリーブ２０の本体２１に固定され、内輪が
回転軸２に嵌合されている。また、各アンギュラ玉軸受
４ａ，４ｂ間には外輪間座７ａおよび内輪間座７ｂが挿
入されている。アンギュラ玉軸受４ａの内輪は、回転軸
２のねじ部２ａに螺合されている内輪固定ナット８によ
り回転軸２に固定され、これにより、アンギュラ玉軸受
４ｂの内輪も同様に回転軸２に固定されることになる。
アンギュラ玉軸受４ａの外輪は、スリーブ２０の取り付
けられた外輪押え９によりスリーブ２０の内面に固定さ
れ、これにより、アンギュラ玉軸受４ｂの外輪も同様に
スリーブ２０の内面に固定されることになる。In the angular ball bearings 4a and 4b,
The outer ring is fixed to the main body 21 of the sleeve 20, and the inner ring is fitted to the rotating shaft 2. An outer ring spacer 7a and an inner ring spacer 7b are inserted between the angular ball bearings 4a and 4b. The inner ring of the angular ball bearing 4a is fixed to the rotating shaft 2 by an inner ring fixing nut 8 screwed to the screw portion 2a of the rotating shaft 2, whereby the inner ring of the angular ball bearing 4b is similarly fixed to the rotating shaft 2. Will be done.
The outer ring of the angular ball bearing 4a is fixed to the inner surface of the sleeve 20 by the outer ring presser 9 to which the sleeve 20 is attached, whereby the outer ring of the angular ball bearing 4b is also fixed to the inner surface of the sleeve 20.

【００３８】ハウジング１の端面には、リング状のダン
パ盤１０がスリーブ２０のフランジ２２と対向するよう
に取り付けられている。ダンパ盤１０とスリーブ２０間
には、所定の隙間量を有する隙間Ｓ２が形成され、この
隙間Ｓ２の一部Ｓ２１は、ダンパ盤１０とスリーブ２０
との間に挿入された複数のＯリング１１により外部に対
してシールされている。隙間Ｓ２１には、ダンパ盤１０
に形成された油供給路１０ａを介して供給された所定粘
度の油が充填されている。この隙間Ｓ２１に充填された
油により、スリーブ２０とハウジング１との間に軸方向
へのダンピング効果が付与されることになる。この隙間
Ｓ２１における油圧は、アンギュラ玉軸受４ａ，４ｂに
付与される予圧に影響を与えない程度の低圧力に設定さ
れる。A ring-shaped damper panel 10 is attached to the end face of the housing 1 so as to face the flange 22 of the sleeve 20. A gap S2 having a predetermined gap amount is formed between the damper board 10 and the sleeve 20. A part S21 of the gap S2 is
Are sealed to the outside by a plurality of O-rings 11 inserted between them. In the gap S21, the damper panel 10
Is filled with oil having a predetermined viscosity supplied through an oil supply passage 10a formed in the oil tank. The oil filled in the gap S21 provides an axial damping effect between the sleeve 20 and the housing 1. The oil pressure in the gap S21 is set to a low pressure that does not affect the preload applied to the angular ball bearings 4a and 4b.

【００３９】このような構成を有するスピンドルにおい
ては、予圧を各アンギュラ玉軸受４ａ，４ｂに付与する
際には、運転状態（停止から規定回転数への立上り、立
下り、高速軽切削、低速重切削）に応じた圧力の作動油
が隙間Ｓ１に供給され、スリーブ２０には作動油の圧力
が掛る。このとき、スリーブ２０は、フランジ２２の固
定部位（ボルト５によりハウジング１に固定されている
部位）を中心とし、平行ばね機構２５により軸方向に回
転軸２の後端側に向けて弾性変形する。このスリーブ２
０の軸方向への弾性変形量は、作動油の圧力に応じた値
である。この弾性変形に伴いアンギュラ玉軸受４ａの外
輪には、軸方向への予圧力が付与される。即ち、各アン
ギュラ玉軸受４ａ，４ｂには、作動油の圧力（スリーブ
２０の軸方向への弾性変形量）に応じた予圧が付与され
ることになる。In the spindle having such a configuration, when a preload is applied to each of the angular ball bearings 4a and 4b, the operation state (rise from the stop to the specified rotation speed, fall, high-speed light cutting, low-speed heavy Hydraulic oil having a pressure corresponding to (cutting) is supplied to the gap S1, and the pressure of the hydraulic oil is applied to the sleeve 20. At this time, the sleeve 20 is elastically deformed toward the rear end side of the rotary shaft 2 in the axial direction by the parallel spring mechanism 25 around the fixed portion of the flange 22 (the portion fixed to the housing 1 by the bolt 5). . This sleeve 2
The amount of elastic deformation in the axial direction of 0 is a value corresponding to the pressure of the hydraulic oil. A preload in the axial direction is applied to the outer ring of the angular contact ball bearing 4a due to the elastic deformation. That is, a preload corresponding to the pressure of the hydraulic oil (the amount of elastic deformation of the sleeve 20 in the axial direction) is applied to each of the angular ball bearings 4a and 4b.

【００４０】このように、隙間Ｓ１に供給される作動油
の圧力を制御することにより予圧の大きさを制御するこ
とが可能であるので、この制御により回転軸２の規定回
転数への立ち上がり時または立ち下がり時には、アンギ
ュラ玉軸受４ａ，４ｂのボールの滑りを阻止する高い予
圧に切り換えられ、また、高速軽切削または低速重切削
時には、びびり振動の発生を阻止可能な対応予圧にそれ
ぞれ切り換えられる。また、スリーブ２０においては、
平行ばね機構２５により軸方向への静剛性のみを小さく
設定しているので、このスリーブ２０の軸方向への静剛
性が小さくなった分、隙間Ｓ２１に充填した油によるダ
ンピングが有効に作用することになる。その結果、加工
時には適正な予圧を安定に保持することができるととも
に、加工時の軸方向の不安定現象例えばびびりなどの発
生をなくすことができる。即ち、加工時における回転軸
２の不安定現象の発生を回避するための適正なダイナミ
クス特性を得ることができる。As described above, since the magnitude of the preload can be controlled by controlling the pressure of the hydraulic oil supplied to the gap S1, the control is performed when the rotating shaft 2 rises to the specified rotational speed. Alternatively, at the time of falling, the preload is switched to a high preload for preventing the balls of the angular ball bearings 4a and 4b from sliding, and at the time of high-speed light cutting or low-speed heavy cutting, the preload is switched to a corresponding preload capable of preventing the occurrence of chatter vibration. In the sleeve 20,
Since only the static rigidity in the axial direction is set to be small by the parallel spring mechanism 25, the damping by the oil filled in the gap S21 works effectively because the static rigidity in the axial direction of the sleeve 20 is reduced. become. As a result, an appropriate preload can be stably maintained during machining, and the occurrence of an unstable phenomenon in the axial direction during machining, such as chatter, can be eliminated. That is, it is possible to obtain appropriate dynamics characteristics for avoiding the occurrence of an unstable phenomenon of the rotating shaft 2 during machining.

【００４１】また、軸受、モータの発熱による回転軸２
の軸方向の伸びは、回転軸２の前端部が２つのアンギュ
ラ玉軸受（図示せず）で固定されているので、回転軸２
の後端部側の軸受すなわち各アンギュラ玉軸受４ａ，４
ｂ側で吸収されることになる。この回転軸２の伸びはそ
のサイズに応じて変わるが、例えば回転軸２の軸受スパ
ンを５００ｍｍとすると、４０Ｋの温度上昇に対して２
００μｍとなる。この場合、隙間Ｓ１における軸方向の
隙間量は＋２００μｍ変動し、隙間Ｓ２１における軸方
向の隙間量は−２００μｍ変動する。このように各隙間
Ｓ１，Ｓ２１における軸方向の隙間量がそれぞれ同じ値
で変化することは、全体のダンピング変化を小さくする
とともに、熱変形量を前後の軸受スリーブの静圧軸受で
吸収する場合（静圧軸受に対する隙間量としては大きく
なりすぎるため）に比して、熱変形量を確保する点で有
利である。The rotating shaft 2 caused by heat generated by the bearings and the motor
Is extended in the axial direction because the front end of the rotating shaft 2 is fixed by two angular ball bearings (not shown).
Bearings on the rear end side, that is, the respective angular ball bearings 4a, 4
It will be absorbed on the b side. The elongation of the rotating shaft 2 changes according to its size. For example, if the bearing span of the rotating shaft 2 is 500 mm, the elongation of the rotating shaft 2 is 2 mm for a temperature rise of 40K.
00 μm. In this case, the axial gap amount in the gap S1 varies by +200 μm, and the axial gap amount in the gap S21 varies by −200 μm. The fact that the axial clearance amounts in the clearances S1 and S21 change in the same value as described above reduces the overall damping change and absorbs the thermal deformation amount by the hydrostatic bearings of the front and rear bearing sleeves ( This is advantageous in that the amount of thermal deformation is ensured as compared with the case where the gap amount with respect to the hydrostatic bearing becomes too large.

【００４２】なお、本実施の形態では、内面研削盤用ビ
ルトインスピンドルを示したが、本発明の構造を他の型
式のスピンドルに適用することが可能であることはいう
までもない。また、本実施の形態では、転がり軸受とし
てアンギュラ玉軸受４ａ，４ｂを用いているが、他の種
類の転がり軸受例えば円筒ころ軸受などを用いて構成す
ることが可能であることはいうまでもない。In this embodiment, the built-in spindle for the internal grinding machine has been described, but it goes without saying that the structure of the present invention can be applied to other types of spindles. Further, in the present embodiment, although the angular ball bearings 4a and 4b are used as the rolling bearings, it is needless to say that other types of rolling bearings such as a cylindrical roller bearing can be used. .

【００４３】（実施の第２形態）次に、本発明の実施の
第２形態について図７および図８を参照しながら説明す
る。図７は本発明に係る転がり軸受装置の実施の第２形
態における主要部構成を示す縦断面図、図８は図７の転
がり軸受装置に設けられているスリーブを示す平面図で
ある。本実施の形態では、上述の実施の第１形態と同様
に、内面研削盤用ビルトインスピンドルを例にして説明
する。(Second Embodiment) Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 7 is a longitudinal sectional view showing a main part configuration in a second embodiment of the rolling bearing device according to the present invention, and FIG. 8 is a plan view showing a sleeve provided in the rolling bearing device of FIG. In the present embodiment, a built-in spindle for an internal grinding machine will be described as an example, as in the first embodiment.

【００４４】本実施の形態は、上述の実施の第１形態に
おいて、回転軸２の前端部を支持するアンギュラ玉軸受
を、ラジアル方向への動剛性を調整したスリーブに収容
した例を示す。なお、図中、図５または図６に示す部材
と同一の部材には、同一の符号を付し、その部材につい
ての説明は簡略または省略する。This embodiment shows an example in which the angular ball bearing for supporting the front end of the rotary shaft 2 in the first embodiment is accommodated in a sleeve whose dynamic rigidity in the radial direction is adjusted. In the drawings, the same members as those shown in FIG. 5 or FIG. 6 are denoted by the same reference numerals, and descriptions of those members will be simplified or omitted.

【００４５】具体的には、図７に示すように、回転軸２
の前端部（工具装着側端部）は、２つのアンギュラ玉軸
受４ｃ，４ｄにより支持され、各アンギュラ玉軸受４
ｃ，４ｄは、ハウジング１内に組み込まれたスリーブ３
０内に収容されている。なお、回転軸２の後端部は、上
述の実施の第１形態と同様の支持構造で支持されている
ので、その説明および図示は省略する。More specifically, as shown in FIG.
Is supported by two angular ball bearings 4c and 4d, and each angular ball bearing 4
c and 4d are sleeves 3 incorporated in the housing 1.
0. Since the rear end of the rotating shaft 2 is supported by the same support structure as in the first embodiment, the description and illustration thereof are omitted.

【００４６】スリーブ３０は、図８に示すように、回転
軸２が挿通されている円筒状の本体３１と、本体３１の
外周面に一体的に連なる円環状のフランジ３２とを有す
る。スリーブ３０の本体３１の端面には、後述する外輪
押え１２を取り付けるための複数のねじ穴３１ａが設け
られている。フランジ３２には、複数のボルト受入穴３
２ａおよび放電ワイヤ加工による平行ばね機構３３がそ
れぞれ形成されている。As shown in FIG. 8, the sleeve 30 has a cylindrical main body 31 through which the rotating shaft 2 is inserted, and an annular flange 32 integrally connected to the outer peripheral surface of the main body 31. The end surface of the main body 31 of the sleeve 30 is provided with a plurality of screw holes 31a for attaching the outer ring retainer 12 described later. The flange 32 has a plurality of bolt receiving holes 3.
2a and a parallel spring mechanism 33 formed by discharge wire machining, respectively.

【００４７】平行ばね機構３３は、フランジ３２のスリ
ーブ３０の軸方向と直交する面に形成されている複数の
溝３３ａ〜３３ｄと、各溝３３ａ〜３３ｄに対応してそ
の内側に配置されている複数の溝３３ｅ〜３３ｈとから
なる。平行ばね機構３３におけるばね定数ｋ２、ばね部
位置（各溝３３ａ〜３３ｈの相対位置および長さ）、各
溝３３ａにおける連結点の穴径ｄ、ヒンジ部の距離Δ
（隣り合う溝３３ａの連結点間の距離）などの各諸元
は、有限要素法により決定される。具体的には、スリー
ブ３０にアンギュラ玉軸受４ｃ，４ｄが収容されている
場合、ラジアル方向の剛性をアンギュラ玉軸受４ｃ，４
ｄのラジアル剛性以上の値、好ましくは１．５〜２倍程
度の値になるように平行ばね機構３３の各諸元が設定さ
れる。よって、この平行ばね機構３３により、フランジ
３２に、スリーブ３０のアラジアル方向へのばね作用を
持たせることが可能になり、スリーブ３０のラジアル方
向への静剛性のみを小さくすることができる。また、ス
リーブ３０に円筒ころ軸受が収容されている場合、ラジ
アル方向の剛性のみが円筒ころ軸受のラジアル剛性以
下、好ましくは１／３〜１／２倍程度の値になるように
平行ばね機構３３の各諸元が設定される。The parallel spring mechanism 33 is provided inside a plurality of grooves 33a to 33d formed on a surface of the flange 32 orthogonal to the axial direction of the sleeve 30, and corresponding to the grooves 33a to 33d. It comprises a plurality of grooves 33e to 33h. The spring constant k2 in the parallel spring mechanism 33, the position of the spring portion (relative position and length of each groove 33a to 33h), the hole diameter d of the connection point in each groove 33a, the distance Δ of the hinge portion
Various parameters such as (distance between connection points of adjacent grooves 33a) are determined by the finite element method. Specifically, when the angular ball bearings 4c, 4d are housed in the sleeve 30, the rigidity in the radial direction is reduced.
The specifications of the parallel spring mechanism 33 are set so as to have a value equal to or greater than the radial rigidity of d, and preferably about 1.5 to 2 times. Therefore, the parallel spring mechanism 33 allows the flange 32 to have a spring action in the radial direction of the sleeve 30, so that only the static rigidity of the sleeve 30 in the radial direction can be reduced. When the cylindrical roller bearing is accommodated in the sleeve 30, the parallel spring mechanism 33 is set so that only the radial rigidity is equal to or less than the radial rigidity of the cylindrical roller bearing, preferably about １ ／ to 倍. Are set.

【００４８】また、フランジ３２には、ハウジング１内
に形成された潤滑油供給路（図示せず）に連通する複数
の供給口３２ｂが形成され、各供給口３２ｂは流体論理
回路素子用パイプなどからなるパイプ３４（図中の二点
鎖線で示す）を介して、後述する外輪押え１２の内部に
形成された潤滑油供給路（図示せず）に接続されてい
る。これによりハウジング１内の潤滑油供給路に供給さ
れた潤滑油は、各供給口３２ｂ、パイプ３４および外輪
押え１２内の潤滑油供給路路を介してアンギュラ玉軸受
４ｃ，４ｄに導かれる。The flange 32 is provided with a plurality of supply ports 32b communicating with a lubricating oil supply path (not shown) formed in the housing 1, and each supply port 32b is provided with a fluid logic circuit element pipe or the like. Is connected to a lubricating oil supply path (not shown) formed inside the outer ring retainer 12 described later via a pipe 34 (shown by a two-dot chain line in the figure). As a result, the lubricating oil supplied to the lubricating oil supply passage in the housing 1 is guided to the angular ball bearings 4c, 4d via the lubricating oil supply passages in the supply ports 32b, the pipes 34, and the outer ring retainer 12.

【００４９】スリーブ３０は、図７に示すように、ハウ
ジング１内に挿入され、ボルト受入穴３２ａ（図８に示
す）に挿入されたボルト（図示せず）によりハウジング
１に固定されている。スリーブ３０は、その本体３１の
端面（ハウジング１の内方側端面）を含む外面とハウジ
ング１の内面との間に隙間Ｓ３が形成されるようにハウ
ジング１に対して配置されている。この隙間Ｓ３は、本
体３１の端面（ハウジング１の内方側端面）とそれに対
向するハウジング１の内面との間に形成された隙間部分
Ｓ３１と、本体３１の外面とそれに対向するハウジング
１の内面との間に形成された隙間部分Ｓ３２とからな
る。隙間Ｓ３は、ハウジング１とスリーブ３０との間に
挿入された複数のＯリング１４により外部からシールさ
れ、この隙間Ｓ３には、ハウジング１に設けられた油供
給路１ｂを介して供給された所定粘度の油が充填され
る。隙間部分Ｓ３１の隙間量をＨtとし、隙間部分Ｓ３
２を隙間量Ｈrとすると、この隙間量に関しては、平行
ばね機構３３のばね定数などを考慮して所定の減数係数
が得られるように決定される。この各隙間量Ｈt，Ｈrの
決定には、有限要素法などが用いられる。As shown in FIG. 7, the sleeve 30 is inserted into the housing 1 and is fixed to the housing 1 by bolts (not shown) inserted into bolt receiving holes 32a (shown in FIG. 8). The sleeve 30 is disposed with respect to the housing 1 such that a gap S3 is formed between an outer surface including an end surface of the main body 31 (an inner end surface of the housing 1) and the inner surface of the housing 1. The gap S3 is formed by a gap S31 formed between the end surface of the main body 31 (the inner end surface of the housing 1) and the inner surface of the housing 1 opposed thereto, and the outer surface of the main body 31 and the inner surface of the housing 1 opposed thereto. And a gap portion S32 formed between them. The gap S3 is externally sealed by a plurality of O-rings 14 inserted between the housing 1 and the sleeve 30, and the gap S3 has a predetermined width supplied through an oil supply passage 1b provided in the housing 1. Filled with oil of viscosity. The gap amount of the gap portion S31 is Ht, and the gap portion S3
Assuming that 2 is the gap amount Hr, the gap amount is determined such that a predetermined reduction coefficient is obtained in consideration of the spring constant of the parallel spring mechanism 33 and the like. The finite element method or the like is used to determine the gap amounts Ht and Hr.

【００５０】アンギュラ玉軸受４ｃ，４ｄにおいては、
その外輪がスリーブ３０の本体３１に固定され、内輪が
回転軸２に嵌合されている。また、各アンギュラ玉軸受
４ｃ，４ｄ間には外輪間座１５ａおよび内輪間座１５ｂ
が挿入されている。アンギュラ玉軸受４ｃの内輪は、回
転軸２のねじ部２ｂに螺合されている内輪固定ナット１
６により回転軸２に固着され、これにより、アンギュラ
玉軸受４ｄの内輪も同様に回転軸２に固定されることに
なる。アンギュラ玉軸受４ｃの外輪は、スリーブ３０に
取り付けられた外輪押え１２によりスリーブ３０の内面
に固定され、これにより、アンギュラ玉軸受４ｄの外輪
も同様にスリーブ３０の内面に固定されることになる。
ここで、外輪押え１２は、スリーブ３０の本体３１のね
じ穴３１ａに螺合されたボルト１８によりスリーブ３０
に取り付けられている。In the angular contact ball bearings 4c and 4d,
The outer ring is fixed to the main body 31 of the sleeve 30, and the inner ring is fitted to the rotating shaft 2. An outer ring spacer 15a and an inner ring spacer 15b are provided between the angular ball bearings 4c and 4d.
Is inserted. The inner ring of the angular contact ball bearing 4c is fixed to the inner ring fixing nut 1 screwed into the screw portion 2b of the rotating shaft 2.
6, the inner ring of the angular ball bearing 4d is similarly fixed to the rotating shaft 2. The outer ring of the angular contact ball bearing 4c is fixed to the inner surface of the sleeve 30 by the outer ring retainer 12 attached to the sleeve 30, whereby the outer ring of the angular contact ball bearing 4d is also fixed to the inner surface of the sleeve 30.
Here, the outer ring presser 12 is fixed to the sleeve 30 by a bolt 18 screwed into a screw hole 31 a of the main body 31 of the sleeve 30.
Attached to.

【００５１】スリーブ３０には、カバー部材１７が取り
付けられ、このカバー部材１７により、外輪押え１２お
よびスリーブ３０の外面の一部（平行ばね機構３３の周
辺部位を含む部分）が覆われる。A cover member 17 is attached to the sleeve 30. The cover member 17 covers a part of the outer surface of the outer ring presser 12 and the outer surface of the sleeve 30 (a part including a peripheral part of the parallel spring mechanism 33).

【００５２】このように、スリーブ３０の平行ばね機構
３３によりラジアル方向への静剛性のみを小さく設定し
ているので、このラジアル方向への静剛性が小さくなっ
た分、隙間Ｓ３１のダンピング効果が有効に作用するこ
とになり、適正なダイナミクス特性を得ることができ
る。その結果、スピンドル全体の動剛性が大になり、加
工時のびびりなどの発生がない安定した高精度、高能率
の加工を実現することができる。Since only the static rigidity in the radial direction is set small by the parallel spring mechanism 33 of the sleeve 30, the damping effect of the gap S31 is effective by the reduced static rigidity in the radial direction. And appropriate dynamics characteristics can be obtained. As a result, the dynamic rigidity of the entire spindle is increased, and stable high-precision and high-efficiency machining without chatter or the like during machining can be realized.

【００５３】また、隙間Ｓ３１へ供給する油を循環させ
ることにより、スリーブ３０の温度を所定温度範囲に収
めることが可能になる。具体的には、スリーブ３０の温
度を所定温度範囲に収めることによって、温度変化によ
る回転軸２、スリーブ３０、アンギュラ玉軸受４ｃ，４
ｄなどの熱変形を小さく抑制することができ、これらの
熱変形に起因する工具先端における軸方向の位置精度の
悪化を未然に防止することができる。その結果、優れた
性能のスピンドルを提供することが可能になる。By circulating the oil supplied to the gap S31, the temperature of the sleeve 30 can be kept within a predetermined temperature range. Specifically, by keeping the temperature of the sleeve 30 within a predetermined temperature range, the rotating shaft 2, the sleeve 30, and the angular ball bearings 4 c, 4 due to the temperature change are provided.
Thermal deformation such as d can be suppressed to a small extent, and deterioration of axial position accuracy at the tool tip due to these thermal deformations can be prevented. As a result, it is possible to provide a spindle with excellent performance.

【００５４】[0054]

【発明の効果】以上説明したように、本発明によれば、
スリーブは、内部に転がり軸受を収容する筒状の本体
と、本体の外面から立ち上がり、ハウジングに一体的に
固定されるフランジとを有し、フランジに所定方向に作
用するワイヤカットによる平行ばね機構を設けるととも
に、スリーブの外面とハウジングの内面とが対向する対
向部の一部に所定の隙間量を有する隙間を設け、該隙間
に油を充填したので、ばね機構部によりスリーブのフラ
ンジ部における所定方向の剛性を調整することが可能に
なるとともに、スリーブの外面とハウジングの内面との
間の隙間部に充填された油によりダンピング効果を得る
ことができる。その結果、転がり軸受自体のばね定数、
ばね機構のばね定数、隙間部の減衰係数のそれぞれの組
合せを所定の条件を満たすように選択することにより、
コストの上昇を招くことなく、加工時における主軸の不
安定現象の発生を回避するための適正なダイナミクス特
性を得ることができる。As described above, according to the present invention,
The sleeve has a cylindrical main body that houses a rolling bearing therein, and a flange that rises from the outer surface of the main body and is integrally fixed to the housing, and has a parallel spring mechanism by wire cutting that acts on the flange in a predetermined direction. A gap having a predetermined gap amount is provided in a part of the facing portion where the outer surface of the sleeve and the inner surface of the housing face each other, and the gap is filled with oil. Can be adjusted, and a damping effect can be obtained by oil filled in a gap between the outer surface of the sleeve and the inner surface of the housing. As a result, the spring constant of the rolling bearing itself,
By selecting each combination of the spring constant of the spring mechanism and the damping coefficient of the gap so as to satisfy a predetermined condition,
Appropriate dynamics characteristics for avoiding the occurrence of an unstable phenomenon of the spindle during machining can be obtained without increasing the cost.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図１】本発明に係る転がり軸受装置の振動系のモデル
を示す図である。FIG. 1 is a diagram showing a model of a vibration system of a rolling bearing device according to the present invention.

【図２】図１の振動系モデルにおける周波数とコンプラ
イアンスとの関係を表す特性図である。FIG. 2 is a characteristic diagram showing a relationship between frequency and compliance in the vibration system model of FIG.

【図３】図１の振動系モデルのコンプライアンスを表す
曲線を示す図である。FIG. 3 is a diagram showing a curve representing compliance of the vibration system model of FIG. 1;

【図４】平行ばね機構の基本構成を示す図である。FIG. 4 is a diagram showing a basic configuration of a parallel spring mechanism.

【図５】本発明に係る転がり軸受装置の実施の第１形態
における主要部構成を示す縦断面図である。FIG. 5 is a longitudinal sectional view showing a configuration of a main part in a first embodiment of the rolling bearing device according to the present invention.

【図６】図５の転がり軸受装置に設けられているスリー
ブを示す斜視図である。FIG. 6 is a perspective view showing a sleeve provided in the rolling bearing device of FIG. 5;

【図７】本発明に係る転がり軸受装置の実施の第２形態
における主要部構成を示す縦断面図である。FIG. 7 is a longitudinal sectional view showing a main part configuration in a second embodiment of the rolling bearing device according to the present invention.

【図８】図７のころは利軸受装置に設けられているスリ
ーブを示す平面図である。FIG. 8 is a plan view showing a sleeve provided in the bearing device of FIG. 7;

【図９】従来の内面研削盤用ビルトインスピンドルの一
例における主要部構成を示す縦断面図である。FIG. 9 is a longitudinal sectional view showing a main part configuration of an example of a conventional built-in spindle for an internal grinding machine.

【図１０】従来の内面研削盤用ビルトインスピンドルの
他の例における主要部構成を示す縦断面図である。FIG. 10 is a longitudinal sectional view showing a main part configuration of another example of a conventional built-in spindle for an internal grinding machine.

【図１１】従来のスピンドルに用いられている予圧切換
機構の構成を示す縦断面図である。FIG. 11 is a longitudinal sectional view showing a configuration of a preload switching mechanism used in a conventional spindle.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１ ハウジング ２ 回転軸 ４ａ，４ｂ，４ｃ，４ｄ アンギュラ玉軸受 ２０，３０ スリーブ ２１，３１ 本体 ２２，３２ フランジ ２３ 柱状部 ２４ 連結部 ２５，３３ 平行ばね機構 ２５ａ，２５ｂ，３３ａ〜３３ｈ 溝 Ｓ１，Ｓ２１，Ｓ３，Ｓ３１，Ｓ３２ 隙間 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Housing 2 Rotation shaft 4a, 4b, 4c, 4d Angular contact ball bearing 20, 30 Sleeve 21, 31 Main body 22, 32 Flange 23 Columnar part 24 Connection part 25, 33 Parallel spring mechanism 25a, 25b, 33a-33h Groove S1, S21 , S3, S31, S32 Clearance

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 主軸と、ハウジングと、前記ハウジング
に組み込まれ、前記主軸が挿通されたスリーブと、前記
スリーブに収容され、前記主軸を回転可能に支持する転
がり軸受とを備える転がり軸受装置において、前記スリ
ーブは、内部に前記転がり軸受を収容する筒状の本体
と、前記本体の外面から立ち上がり、前記ハウジングに
一体的に固定されるフランジとを有し、前記フランジに
所定方向に作用するワイヤカットによる平行ばね機構を
設けるとともに、前記スリーブの外面と前記ハウジング
の内面とが対向する対向部の一部に所定の隙間量を有す
る隙間を設け、該隙間に油を充填したことを特徴とする
転がり軸受装置。1. A rolling bearing device comprising: a main shaft, a housing, a sleeve incorporated in the housing, through which the main shaft is inserted, and a rolling bearing housed in the sleeve and rotatably supporting the main shaft. The sleeve has a cylindrical main body that houses the rolling bearing therein, and a flange that rises from an outer surface of the main body and is integrally fixed to the housing, and a wire cut that acts on the flange in a predetermined direction. A parallel spring mechanism is provided, and a gap having a predetermined gap amount is provided in a part of the facing portion where the outer surface of the sleeve and the inner surface of the housing face each other, and the gap is filled with oil. Bearing device.