JPH02269512A - 回転流体圧シリンダ装置の流体回転継手構造 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明はチャックのショウを開閉操作させるような場合
に使用する回転流体圧シリンダ装置に係り、特に流体用
回転継手の構造を改良したものに関する。

（従来の技術） 第７図に示すようなチャック用回転流体圧シリンダ装置
は公知である。

ここで、■は旋盤のチャックなどに同心的に結合される
回転体で一例には回転軸部１ａを形成してなる。該回転
体１の内方中心部にはこれと同心にピストン体２が回転
体中心軸ｖＡｃｌに沿っての摺動変位自在に設けられ、
また該ピストン体２の頭部に形成されたピストン２ａの
両側には各々独立した流体室３．４が形成されると共に
該各流体室３．４には軸部１ａから導かれた各油路５．
６が連通されている。

一方、前記軸部１ａには外部から作動油を供給される筒
状流体供給体７がその一構成部材としてのスリーブ８を
介して外嵌されている。ここで９及び１０はスリーブ８
の外周面に設けられたリング状の油溝、そして１１及び
１２はその内周面に設けられた同じくリング状の油溝で
あり、両袖溝は半径方向の各油路１３．１４を介して連
通されてなる。′該スリーブ８の外周囲は供給体本体部
７ａで包囲されているが、この下半分は仕切部材７ｂで
スリーブ８を部分的に包囲させることにより漏出油回収
に便ならしめである。しかしてスリブ８の各端部と軸部
１ａの間にはころがり軸受１５．１６が後述のダイレク
ト・マウンテングに配設されていて、該ころがり軸受１
５．１６を介することにより前記流体供給体７が軸部１
ａの回動変位自在に装着されてなる。ここに、１７及び
１８は何れも流体給排口、そして１９は漏出油排出口で
あり、また２２は軸部ｌａにボルト固定された油切り、
そ・して２３は後部カバアである。

以上が装置の概要であるが、このうちピストン２ａ及び
流体室３．４の周囲を除いた部分が流体用回転継手をな
しているのである。

しかしてこれが作用を説明すると、図示しない外部の作
動油供給排出装置から流体給排口１７又は１８、スリー
ブの油溝９及び１１、又は１０及び１２、油路１３又は
１４及び油路５又は６などを介して何れかの流体室３又
は４に圧力油を適宜供給することで、ピストン体２が回
転体中心軸線ｃ１に沿って所定の一定方向へ摺動変位し
、該変位に伴ってチャックのショウが適宜開閉操作され
るのであり、またショウがワークを把握した後にも流体
室３又は４に作動油圧を付与させ続けることによりショ
ウはチャックの高速回転中であってもワークを所定力で
把握し続けるのである。

（発明が解決しようとする課題） 近年、工作機械の高精度、高速回転の要請が一段と高ま
っているが、このことに伴ってチャックに用いられる回
転流体圧シリンダ装置に於いても回転に伴う発熱や振動
を抑制してその高速回転化に対応しなければならない。

ところで、従来の回転流体圧シリンダ装置の流体用回転
継手は一般にころがり軸受（従来例に於ける１５．１６
に相当するもの）をダイレクト・マウンテングになして
いる（例えば特開昭５９１５６６０３号公報及び同５９
−１５６６０４号公報参照）。ここにダイレクト・マウ
ンテングとはころがり軸受の装着態様の一種であって模
式的に示すと第８図（ａ）のとおりである。該ダイレク
ト・マウンテングでは同図に示すように外・内輪２４．
２５ところがり体２６との接触点を連ねた線（以下、接
触線と云う。）ｍｌと回転中心軸線ｃ２との交点間距離
Ｌ１が後述のインダイレクト・マウンテングの場合に較
べ短かくなってしまい、流体用回転継手の剛性が劣るこ
とになるのである。このことば例えば軸部１ａがチャッ
クの回転に伴っての回転中に不可避的な振れ回り（各部
品の公差範囲内の加工寸法差や各部品の自重による撓み
などに起因して生じる。）を生じた場合などに流体供給
体７が振動し易く、したがってスリブ８と軸部１ａの間
に形成された環状隙間が小さいような場合に両者の接触
が起こり易くなることを意味するのであり、このため従
来ではかかる事態の発生を回避するべく前記環状隙間を
十分に大きく設定していた。しかし環状隙間を大きくす
るとこれの側部からの漏出油が多くなるため、仕切長さ
（即ちこれに影響のあるスリーブ８の長さ）を大きくな
して漏出油を一定量より少なくすることが必要となるの
である。

ここで、関連要素の量的関係を数式により示すと次のと
おりである。

数式： 漏出油量■（環状隙間）３÷仕切長さ 数式： 回転に伴う発熱に〔仕切長さ・　（回転軸径）３　・　
（回転数）２〕÷環状隙間（ここで回転軸径は従来例の
軸部１ａの径に、そして回転数は従来例の軸部１ａの回
転数に相当する。） 上記数式から判断されるように、環状隙間を大きくした
上でしかも漏出油量を一定に保持するためには、環状隙
間の変化割合の３乗に比例して仕切長さを大きくなす必
要があり、他方、回転に伴う発熱は仕切長さに比例し且
つ環状隙間に反比例して増大することから、結局、漏出
油量を一定に保持した場合、回転に伴う発熱は著しく増
大する結果となるのであり、このため従来の装置は軸部
１ａの許容最大回転数を制限されざるを得す、発熱防止
にとって決して好ましいものではなかった加えて、仕切
長さを割合的に大きくなすことに帰する従来の装置は装
置のコンパクト化に反するものであって振動抑制上から
も好ましくない。

本発明は所有る問題点に鑑みてなされたもので、高速回
転に伴う発熱を合理的に抑制することを可能ならしめる
回転流体圧シリンダ装置の流体回転継手構造を提供する
ことを目的とする。

（課題を解決するだめの手段） 上記目的を達成するため、本発明はチャックなどに対し
同心的に結合される回転体の軸部に筒状流体供給体をス
リーブを介し外嵌させると共に該スリーブの各端部と前
記軸部の間に配設したころがり軸受を介し前記流体供給
体を軸部の回動変位自在に装設した回転流体圧シリンダ
装置の流体回転継手であって、前記ころがり軸受をイン
ダイレクト・マウンテングになすと共に咳軸受に弾性体
による定圧予圧をかけたことを特徴とする。

なお、このさいころかり軸受を深溝玉軸受になすのが好
ましい。

（作用） ころがり軸受のインダイレクト・マウンテングは第８図
（ｂ）に模式的に示すように接触線ｍ２と回転中心軸線
ｃ３との交点間距離Ｌ２を大きくなさしめるように作用
することから流体回転継手全体の剛性を太き（なさしめ
るのであり、またころがり軸受に弾性体で定圧予圧をか
けたことはころがり軸受のラジアル振れを抑制して軸部
とスリブの同心性を一層確実なものになすのである。

これらのことから流体供給体の振動が抑制されて軸部と
スリーブの接触回動が発生し難いものとなり、両者間に
形成される環状隙間を従来に増して小さくなすことが可
能となる。

しかして環状隙間を小さくなすと、これの３乗に比例し
て仕切長さを短くすることができ、一方回転に伴う発熱
は前述したとおり仕切長さに比例し且つ環状隙間に反比
例して増大することがら結果的に大きな割合で軽減され
るものとなるのである。

（実施例） 以下、本発明の具体的な実施例を図面に基づいて詳細に
説明する。なお図中、従来装置と同一部位には同一符号
を付し説明を省略する。

第１図は一実施例を示す断面図で、回転体１の軸部１ａ
には一つの段部１ｂを設けて細径部を形成する。

一方、スリーブ８はその両端部内側に切除部を設けると
共に一方の切除部の底面適所に穿入８ａを設け、且つ切
除部の各々には深溝玉軸受２７．２８を嵌入させると共
に前記穿入８ａにはスプリング２９を遊嵌させ、しかも
該スプリング２９と一つの軸受２８の間にはその外輪３
０に当接されるリテーナ３１を軸部１ａに沿った方向へ
の変位自在に配設する。

前記二つの軸受２７．２８は前記細径部に外嵌させるの
であって、一方のもの２７は前記段部１ｂに係止させる
ようになすほか、他方のものは細径部の端面にボルト３
２固定された油切り３３により背後を支持されたフリン
ジャ３４に内輪３５を当接支持させその左方変位を規制
するようになす。ここで一つの軸受２８がフリンジャ３
４により一定位置に位置決めされた状態ではスプリング
２９は適宜寸法に圧縮されていて一定量きさの伸長力を
発するようになし、且つスリーブ８は供給体本体７ａ、
７ｂに対しスリーブ８の中心軸線方向へ一定量の摺動可
能になさしめるのである。

しかしてスプリング２９がその伸長力で一つの軸受２８
の外輪３０をリテーナ３１を介することにより左方への
変位の規制された内輪３５に対し左方へ押圧し、他方で
は該押圧による反力でスリブ８を細径部に沿って右方へ
押圧すると共番こ他方の軸受２７の外輪３６を右方への
変位の規制された内輪３７に対し右方へ押圧するように
なさしめ、これにより各軸受２７．２８の外・内輪３゜
及び３５．３６及び３７ところがり体３８．３９の関係
を第２図のようになさしめ、それらの接触線ｍ３と回転
中心軸線ｃ４の交点間距離Ｌ２を大きくなさしめるので
ある。即ち、ころがり軸受２７．２８である深溝玉軸受
をインダイレクト・マウンテングとなし且つ該軸受２７
．２８に弾性体であるスプリング２９による定圧予圧を
付与するのである。

次に上記実施例の作用を説明する。回転体１がチャック
などの回転に伴って回転する状態を厳密に観察すると、
各部品の加工誤差や自重などの影響により軸部１ａの形
状的な意味での中心軸線と回転体１の実際上の回転中心
線とが食い違った状態で回転する現象、即ち振れ回りな
どが不可避的に生じるが、このような場合、適宜な作動
油給排管などに連結されて姿勢を一定に規制された状態
の流体供給体７が不可避的に振動するものとなり、この
ため流体回転継手には軸部１ａを流体供給体７に対し傾
斜させるようなモーメント荷重が作用するものとなるの
であり、その程度は回転体１の回転数が上昇するに伴っ
て増大する。

しかして該モーメント荷重が大きくなると、軸受２７．
２８のラジアル変位が軸受２７．２Ｂの弾性変形などに
より増加すると共に、回転体１の実際上の回転中心線と
スリーブ８の形状的な意味での中心線との相対変位も大
きくなり、スリブ８と軸部１ａの間に形成される環状隙
間は周方向且つ回転中心方向に一様でな（なるのである
。

このさいの状況を第３図により従来と比較しつつ説明す
る。図中Ａは軸受をインダイレクト・マウンテングした
本例の場合を示し、またＢはダイレクト・マウンテング
した従来の場合を示す。

インダイレクト・マウンテングの場合に於いてモーメン
ト荷重Ｍにより軸受２７．２８に作用する力（＝Ｆ１）
は、 Ｆ　１　＝Ｍ／Ｌ　Ｌ　　で表される。

一方、ダイレクト・マウンテングの場合に於いてモーメ
ント荷重Ｍにより軸受１５．１６に作用する力（−Ｆ２
）は、 Ｆ　２　＝Ｍ／Ｌ　１　　で表される。

ここでＬｌ＞Ｆ２であるから、　Ｆ’ｌ＜Ｆ２となる。

即ち、軸受に作用する力は本例の方が小さくなるのであ
る。

このことから、モーメント荷重による軸受の弾性変形は
、インダイレクト・マウンテングとした本例の方がダイ
レクト・マウンテングとした従来のものよりも小さくな
ってそのラジアル変位に差が生じるものとなる。

次にこのことがスリーブ８と軸部１ａの間に形成される
環状隙間に与える影響を第４図により説明すると、モー
メント荷重Ｍが作用していないときの軸部１ａに対する
スリーブ８の内面はイの状態であり、このときの同隙間
はＴである。

一方、回転体１が回転してモーメント荷重Ｍが作用する
と、インダイレクト・マウンテングとなされた本例の軸
受２７．２８とダイレクト・マウンテングとなされた従
来の軸受１５．１６の各場合に於ける環状隙間に差が生
しるものとなり、前者ではスリーブ８の内面が口の状態
となって最小隙間はＥｌとなり、また後者ではそれがハ
の状態となって最小隙間はＦ２となる。

これから明らかなようにインダイレクト・マウンテング
によればダイレクト・マウンテングの場合に較べ、環状
隙間の最小間隙がΔＥだけ大きくなり、その分だけ環状
隙間を従来よりも小さくなし得るのである。

しかして該間隙を小さくなさしめ且つ漏出油を一定に保
持すると、仕切長さが十分に小さくなり、結局、回転に
伴う発熱は前述した数式から判断されるように飛躍的に
軽減され、またスリーブ８の長さが短かくて足りるから
装置をコンパクト化させ得るのである。

第５図及び第６図は弾性体を皿バネとした本発明の変形
例で、軸受２７．２８とスリーブ８と皿バネ２９Ａとの
相対配置を変化させて接触＆’ｊ１ｍ３と回転中心軸線
ｃ４との交点間距離Ｌ２を従来よりも増大させである。

（発明の効果） 以上のように本発明によれば、スリーブと軸部の間に形
成される環状隙間を従来よりも小さくすることを可能な
らしめ、これがために漏出油量を従来と同様に維持させ
つつ回転に伴う発熱を飛躍的に減少させることができ、
しかも仕切長さ即ち具体的にはスリーブ長さを短くでき
るため装置のコンパクト化をも図り得て振動の抑制にも
寄与し得るものである。

またころがり軸受を深溝玉軸受となした請求項２のもの
によれば、軸受が安価になると共に表裏反転して使用で
きるため耐用年数を長くなし得るのである。

【図面の簡単な説明】

第１図〜第６図は本発明に係り、第１図は一部断面図、
第２図は軸受部分の拡大説明図、第３図はモーメント荷
重の影響を説明するだめの図、第４図は環状隙間の変化
を説明するための図、第５図及び第６図は共に変形例を
示す部分図であり、また第７図は従来例を示す断面図、
第８図（ａ）及び（ｂ）は軸受の装着態様の説明図であ
る。 １・・・回転体、１ａ・・・軸部、７・・・流体供給体
、 ・スリ フ、 ２７及び２８ ころがり軸受 （深溝玉軸受）

Claims (2)

【特許請求の範囲】
1. （１）チャックなどに対し同心的に結合される回転体の
   軸部に筒状流体供給体をスリーブを介し外嵌させると共
   に該スリーブの各端部と前記軸部の間に配設したころが
   り軸受を介し前記流体供給体を軸部の回動変位自在に装
   設した回転流体圧シリンダ装置の流体回転継手であって
   、前記ころがり軸受をインダイレクト・マウンテングに
   なすと共に該軸受に弾性体による定圧予圧をかけたこと
   を特徴とする回転流体圧シリンダ装置の流体回転継手構
   造。
2. （２）前記ころがり軸受が深溝玉軸受であることを特徴
   とする請求項１記載の回転流体圧シリンダ装置の流体回
   転継手構造。