JPH0653323B2 - 予圧調整式スピンドルユニット - Google Patents
予圧調整式スピンドルユニットInfo
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- JPH0653323B2 JPH0653323B2 JP24939787A JP24939787A JPH0653323B2 JP H0653323 B2 JPH0653323 B2 JP H0653323B2 JP 24939787 A JP24939787 A JP 24939787A JP 24939787 A JP24939787 A JP 24939787A JP H0653323 B2 JPH0653323 B2 JP H0653323B2
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- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C25/00—Bearings for exclusively rotary movement adjustable for wear or play
- F16C25/06—Ball or roller bearings
- F16C25/08—Ball or roller bearings self-adjusting
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C19/00—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
- F16C19/54—Systems consisting of a plurality of bearings with rolling friction
- F16C19/541—Systems consisting of juxtaposed rolling bearings including at least one angular contact bearing
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C19/00—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
- F16C19/02—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows
- F16C19/14—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load
- F16C19/16—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load with a single row of balls
- F16C19/163—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load with a single row of balls with angular contact
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- F16C19/54—Systems consisting of a plurality of bearings with rolling friction
- F16C19/541—Systems consisting of juxtaposed rolling bearings including at least one angular contact bearing
- F16C19/542—Systems consisting of juxtaposed rolling bearings including at least one angular contact bearing with two rolling bearings with angular contact
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- F16C2226/00—Joining parts; Fastening; Assembling or mounting parts
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- F16C2226/16—Force connections, e.g. clamping by wedge action, e.g. by tapered or conical parts
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- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C2229/00—Setting preload
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- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Turning (AREA)
- Support Of The Bearing (AREA)
- Rolling Contact Bearings (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は、マシニングセンタ等の工作機械の主軸として
使用されるスピンドルユニットに関し、より詳細には軸
方向に３分割された内輪間座を有する子圧調整式スピン
ドルユニットに関する。
使用されるスピンドルユニットに関し、より詳細には軸
方向に３分割された内輪間座を有する子圧調整式スピン
ドルユニットに関する。
（従来の技術） 工作機械（特に、マシンニングセンタ）では、生産性及
び加工精度の向上を目的として主軸の高速化が著しく進
展している。また、高速化と同時に温度上昇の低減化も
要請されている。一般に工作機械の主軸は、一定回転数
で使用されるだけでなく、重切削用の低速から軽切削用
の高速まで幅広い範囲の回転数で使用される。従って、
低速回転では重予圧に、また高速回転では軽予圧に予圧
荷重を設定して使用することが理想であった。
び加工精度の向上を目的として主軸の高速化が著しく進
展している。また、高速化と同時に温度上昇の低減化も
要請されている。一般に工作機械の主軸は、一定回転数
で使用されるだけでなく、重切削用の低速から軽切削用
の高速まで幅広い範囲の回転数で使用される。従って、
低速回転では重予圧に、また高速回転では軽予圧に予圧
荷重を設定して使用することが理想であった。
（発明が解決しようとする問題点） ところが、現在多くの工作機械の主軸が採用している低
位置圧方式では、前述の関係が逆になってしまうという
欠点がある。つまり低位置予圧方式では、主軸の高速回
転時に、転動体である玉に作用する遠心力、内輪の遠心
力による膨張及び内輪と外輪との温度差に伴う熱膨張差
等により軸方向の予圧荷重が増大することが確認されて
いる。従って、これらの現象の影響力をできるだけ小さ
く抑えて、高速回転時に予圧荷重が高くならないように
することが要求されている。従来、これを解決するため
に、例えば主軸の回転数に応じて軸受外輪を軸方向に押
圧して外輪間座を変形させることで、高速回転時の軸方
向の予圧荷重の増大を防いでいる例がある。しかしなが
ら、このような方法であると、軸受外輪を押圧するため
の駆動手段を更に設けそれを回転数に応じて制御する必
要があるので、装置全体の構成が複雑になる恐れがあっ
た。
位置圧方式では、前述の関係が逆になってしまうという
欠点がある。つまり低位置予圧方式では、主軸の高速回
転時に、転動体である玉に作用する遠心力、内輪の遠心
力による膨張及び内輪と外輪との温度差に伴う熱膨張差
等により軸方向の予圧荷重が増大することが確認されて
いる。従って、これらの現象の影響力をできるだけ小さ
く抑えて、高速回転時に予圧荷重が高くならないように
することが要求されている。従来、これを解決するため
に、例えば主軸の回転数に応じて軸受外輪を軸方向に押
圧して外輪間座を変形させることで、高速回転時の軸方
向の予圧荷重の増大を防いでいる例がある。しかしなが
ら、このような方法であると、軸受外輪を押圧するため
の駆動手段を更に設けそれを回転数に応じて制御する必
要があるので、装置全体の構成が複雑になる恐れがあっ
た。
従って本発明の目的は、主軸の高速回転時に予圧を低速
時に比して軽減できると共に温度上昇の低域化が図れる
スピンドルユニットを提供することである。
時に比して軽減できると共に温度上昇の低域化が図れる
スピンドルユニットを提供することである。
（問題点を解決するための手段） 上述の目的を達成するために、本発明のスピンドルユニ
ットは、 回転する主軸（１）と、該主軸に嵌合してそれを回転可
能に支持する軸受（５、７）と、該軸受の内輪と軸方向
に密着すると共に該主軸に嵌合される内輪間座（１２、
２２）及び該軸受の外輪と軸方向に密着する外輪間座
（１１）とを含むスピンドルユニットであって、 該内輪間座は軸方向で３つの部分に分割されており、そ
の合せ面が軸方向に対して所定の角度を成すテーパ状に
なっていると共に３つの部分のうち中央の部分（１５、
２３）は、その両側の部分（１３及び１７、２１及び２
５）に比べて内外径寸法の少なくとも一方が大きく設定
されていることを特徴としている。
ットは、 回転する主軸（１）と、該主軸に嵌合してそれを回転可
能に支持する軸受（５、７）と、該軸受の内輪と軸方向
に密着すると共に該主軸に嵌合される内輪間座（１２、
２２）及び該軸受の外輪と軸方向に密着する外輪間座
（１１）とを含むスピンドルユニットであって、 該内輪間座は軸方向で３つの部分に分割されており、そ
の合せ面が軸方向に対して所定の角度を成すテーパ状に
なっていると共に３つの部分のうち中央の部分（１５、
２３）は、その両側の部分（１３及び１７、２１及び２
５）に比べて内外径寸法の少なくとも一方が大きく設定
されていることを特徴としている。
（作用） 以上のような構成であるため、３分割された内輪間座の
中央部分が主軸の回転数に応じて半径方向に変位するの
で、軸受にかかる軸方向の予圧荷重を自動調整できる。
中央部分が主軸の回転数に応じて半径方向に変位するの
で、軸受にかかる軸方向の予圧荷重を自動調整できる。
（実施例） 以下本発明の各実施例を添付図面を参照して詳細に説明
する。尚、図面において同一部分は同一符号で示してあ
る。
する。尚、図面において同一部分は同一符号で示してあ
る。
実施例を説明する前に、軸方向の予圧荷重と軸方向の隙
間、すなわちアキシャル隙間との関係を第５ａ及び５ｂ
図と第６ａ及び第６ｂ図によって説明する。第５ａ及び
第５ｂ図はアンギュラ軸受を単列背面組合わせとしてそ
の間に間座を介装させた場合を示している。また、第６
ａ及び第６ｂ図は、同じくアンギュラ軸受を単列面組合
わせとしてその間に間座を介装させた場合を示してい
る。単列背面組合わせの場合は、第５ａ図に示すよう
に、玉３４、外輪３３ａ及び内輪３３ｂから成るアンギ
ュラ軸受間に外輪間座３７及び内輪間座３９をそれぞれ
配置している。この場合、内輪間座３９と両側の軸受の
いずれか一方の内輪との間にアキシャル隙間Δａが設け
られており、第５ｂ図に示す軸方向の力Ｆａにより内輪
が締め付けられ、左右の軸受の弾性変形量の合計がΔａ
になる荷重が予圧荷重となる。
間、すなわちアキシャル隙間との関係を第５ａ及び５ｂ
図と第６ａ及び第６ｂ図によって説明する。第５ａ及び
第５ｂ図はアンギュラ軸受を単列背面組合わせとしてそ
の間に間座を介装させた場合を示している。また、第６
ａ及び第６ｂ図は、同じくアンギュラ軸受を単列面組合
わせとしてその間に間座を介装させた場合を示してい
る。単列背面組合わせの場合は、第５ａ図に示すよう
に、玉３４、外輪３３ａ及び内輪３３ｂから成るアンギ
ュラ軸受間に外輪間座３７及び内輪間座３９をそれぞれ
配置している。この場合、内輪間座３９と両側の軸受の
いずれか一方の内輪との間にアキシャル隙間Δａが設け
られており、第５ｂ図に示す軸方向の力Ｆａにより内輪
が締め付けられ、左右の軸受の弾性変形量の合計がΔａ
になる荷重が予圧荷重となる。
正面組合わせの場合は、第６ａ図に示すように、玉４
６、外輪４５ａ及び内輪４５ｂから成るアンギュラ軸受
間に外輪間座４９及び内輪間座５１をそれぞれ配置して
いる。背面組合わせとは逆に第６ａ図に示すように外輪
間座とその両側のいずれかの軸受との間にアキシャル隙
間Δａが設けられている。この場合は、第６ｂ図に示す
軸方向の力Ｆａにより外輪が締め付けられ、左右の軸受
の弾性変形量の合計がΔａになる荷重が予圧荷重とな
る。
６、外輪４５ａ及び内輪４５ｂから成るアンギュラ軸受
間に外輪間座４９及び内輪間座５１をそれぞれ配置して
いる。背面組合わせとは逆に第６ａ図に示すように外輪
間座とその両側のいずれかの軸受との間にアキシャル隙
間Δａが設けられている。この場合は、第６ｂ図に示す
軸方向の力Ｆａにより外輪が締め付けられ、左右の軸受
の弾性変形量の合計がΔａになる荷重が予圧荷重とな
る。
従って、以上のことから、アキシャル隙間Δａを変化、
すなわち調整することで軸受にかかる軸方向の予圧荷重
を調整できる。つまり、アキシャル隙間Δａを小さく設
定すると予圧荷重は小さくなり、アキシャル隙間Δａを
大きく設定すれば、予圧荷重は設きくなる。通常、この
アキシャル隙間は主軸の高速回転時には、既に述べたよ
うに玉にかかる遠心力や軸受の内外輪間の温度差などに
より増大する傾向があるが、本発明においては、このア
キシャル隙間を減少させて予圧荷重を小さくすることが
できる。
すなわち調整することで軸受にかかる軸方向の予圧荷重
を調整できる。つまり、アキシャル隙間Δａを小さく設
定すると予圧荷重は小さくなり、アキシャル隙間Δａを
大きく設定すれば、予圧荷重は設きくなる。通常、この
アキシャル隙間は主軸の高速回転時には、既に述べたよ
うに玉にかかる遠心力や軸受の内外輪間の温度差などに
より増大する傾向があるが、本発明においては、このア
キシャル隙間を減少させて予圧荷重を小さくすることが
できる。
以下、本発明の実施例を説明する。第１図は、本発明の
第１実施例を示すスピンドルユニットの軸方向断面図で
ある。主軸１は、背面組合わせにされた左右２つづつの
軸受５及び７により回転自在に嵌合支持されている。軸
受５及び７は、ここではアンギュラ軸受であるが、これ
は例えば円錐ころ軸受や深みぞ玉軸受でも良い。軸受５
及び７の間には、外輪間座１１と、３つの間座部分から
成る内輪間座１２が軸受５及び７に密接して配置されて
いる。軸受５及び７、更に外輪間座１１はハウジング３
に当接保持されている。スリーブナット９が主軸１に螺
合しており、スピンドルユニットの組立時に軸受を軸方
向の所定位置に位置決めして所定の予圧を与えている。
第１実施例を示すスピンドルユニットの軸方向断面図で
ある。主軸１は、背面組合わせにされた左右２つづつの
軸受５及び７により回転自在に嵌合支持されている。軸
受５及び７は、ここではアンギュラ軸受であるが、これ
は例えば円錐ころ軸受や深みぞ玉軸受でも良い。軸受５
及び７の間には、外輪間座１１と、３つの間座部分から
成る内輪間座１２が軸受５及び７に密接して配置されて
いる。軸受５及び７、更に外輪間座１１はハウジング３
に当接保持されている。スリーブナット９が主軸１に螺
合しており、スピンドルユニットの組立時に軸受を軸方
向の所定位置に位置決めして所定の予圧を与えている。
内輪間座１２は、第１図の詳細図である第３図に示すよ
うに、軸受５の内輪５ｂに軸方向の一端を当接させ、他
端はテーパ面１３ａとなっている第１の間座部分１３
と、軸受７の内輪７ｂに一端を当接させ、他端はテーパ
面１７ａとなっている第２の間座部分１７と、第１及び
第２の間座部分の間に配置され、テーパ面１３ａ及び１
７ａにそれぞれ当接摺動するテーパ面１５ａを軸方向の
両端部に有する中央間座部分とから成っている。テーパ
面１３ａ及びテーパ面１５ａとテーパ面１７ａ及びテー
パ面１５ａとはそれぞれ互いに摺動関係にある合せ面と
なっている。従って、中央間座部分１５は、断面で見る
と等脚台形の形状をしている。
うに、軸受５の内輪５ｂに軸方向の一端を当接させ、他
端はテーパ面１３ａとなっている第１の間座部分１３
と、軸受７の内輪７ｂに一端を当接させ、他端はテーパ
面１７ａとなっている第２の間座部分１７と、第１及び
第２の間座部分の間に配置され、テーパ面１３ａ及び１
７ａにそれぞれ当接摺動するテーパ面１５ａを軸方向の
両端部に有する中央間座部分とから成っている。テーパ
面１３ａ及びテーパ面１５ａとテーパ面１７ａ及びテー
パ面１５ａとはそれぞれ互いに摺動関係にある合せ面と
なっている。従って、中央間座部分１５は、断面で見る
と等脚台形の形状をしている。
以上の構成のスピンドルユニットにおいて、主軸１が回
転すると、内側間座は、遠心力により外径側に膨張す
る。このときの膨張量は、次のようになっている。
転すると、内側間座は、遠心力により外径側に膨張す
る。このときの膨張量は、次のようになっている。
外径面の膨張量ξ（ｂ）： 内径面の膨張量ξ（ａ）： ここで、m:ポアソン比、E:ヤング率、a:内半径、b:外半
径、γ：比重、ω：角速度、g:重力加速度である。
径、γ：比重、ω：角速度、g:重力加速度である。
間座合せ面テーパ部中心位置の膨張量をこれら内外径面
の膨張量の平均値と仮定すると、径の大きい中央間座は
両側の間座部分に比べて大きく膨張する。この時、間座
の合せ面のテーパ角度を２・α、中央間座とその両側の
間座部分との膨張量の差をξとすると、軸方向にΔａ＝
ξ・tan αだけ内輪間座が広がったことになる。従っ
て、この次第３図においては内側間座の両側に密着配置
された軸受の内輪５ｂ及び７ｂは、軸方向の逆方向に押
圧力を受ける。従って、第３図に示すような背面組合わ
せの場合は、軸受５及び７に対して予圧を軽減する方向
に押圧力がかかる。第３図における破線は主軸１が高速
で回転している場合（軸受にかかる予圧を軽減したい場
合）の中央間座１５の位置を示すものである。また主軸
１が低速で回転している場合（軸受にかかる予圧を軽減
する必要のない場合）の中央間座１５の位置は、実線で
示してある。
の膨張量の平均値と仮定すると、径の大きい中央間座は
両側の間座部分に比べて大きく膨張する。この時、間座
の合せ面のテーパ角度を２・α、中央間座とその両側の
間座部分との膨張量の差をξとすると、軸方向にΔａ＝
ξ・tan αだけ内輪間座が広がったことになる。従っ
て、この次第３図においては内側間座の両側に密着配置
された軸受の内輪５ｂ及び７ｂは、軸方向の逆方向に押
圧力を受ける。従って、第３図に示すような背面組合わ
せの場合は、軸受５及び７に対して予圧を軽減する方向
に押圧力がかかる。第３図における破線は主軸１が高速
で回転している場合（軸受にかかる予圧を軽減したい場
合）の中央間座１５の位置を示すものである。また主軸
１が低速で回転している場合（軸受にかかる予圧を軽減
する必要のない場合）の中央間座１５の位置は、実線で
示してある。
ここで、第４図に示すように第１の間座部分１３と中央
間座１５の間のテーパ合せ面Ａにおいては、テーパ角度
の半角を摩擦角よりも大きく設定しておく。第２の間座
部分１７と中央間座１５との間においても同様に設定し
ている。このように設定することで、中央間座の半径方
向の移動、つまり膨張が滑らかに行なわれ、主軸１が高
速回転から低速回転に回転数を変化させた場合、或はそ
の逆の場合にも、中央間座１は第３図に示す破線位置と
実線位置との間で滑らかに移動できる。従って、軸受５
及び７にかかる予圧の調整が滑らかにしかも自動的かつ
確実に行なわれる。
間座１５の間のテーパ合せ面Ａにおいては、テーパ角度
の半角を摩擦角よりも大きく設定しておく。第２の間座
部分１７と中央間座１５との間においても同様に設定し
ている。このように設定することで、中央間座の半径方
向の移動、つまり膨張が滑らかに行なわれ、主軸１が高
速回転から低速回転に回転数を変化させた場合、或はそ
の逆の場合にも、中央間座１は第３図に示す破線位置と
実線位置との間で滑らかに移動できる。従って、軸受５
及び７にかかる予圧の調整が滑らかにしかも自動的かつ
確実に行なわれる。
第１実施例における各構成要素の設定条件の一例は以下
の通りである。
の通りである。
上記の設定条件で、回転数 N=15000rpm とした時の予圧
荷重は、一体型間座の場合750kgfとなる。これに対して
本願発明の３分割間座を使用した場合は、ξ＝0.0075mm
、Δａ＝0.013となり、予圧荷重は 630kgf に減少で
き、充分な効果が得られた。
荷重は、一体型間座の場合750kgfとなる。これに対して
本願発明の３分割間座を使用した場合は、ξ＝0.0075mm
、Δａ＝0.013となり、予圧荷重は 630kgf に減少で
き、充分な効果が得られた。
上述の設定条件では、中央間座の内外形寸法を第１及び
第２の間座部分の内外形寸法に比べて、いずれも大きく
設定してあるが、内外径共に大きくすることは必ずしも
必要ではなく、少なくともどちらか一方が大きく設定さ
れていれば良い。
第２の間座部分の内外形寸法に比べて、いずれも大きく
設定してあるが、内外径共に大きくすることは必ずしも
必要ではなく、少なくともどちらか一方が大きく設定さ
れていれば良い。
第２図は、本発明の第２の実施例を示すスピンドルユニ
ットの断面図であり、この実施例の場合は、軸受５及び
７は軸方向で正面組合わせにされている。第１図に示し
た第１実施例と第２実施例とで異なる転は、軸受が間座
に対して正面組合わせになっていることと内輪間座の構
成が異なることだけであるので、ここではその他の構成
部材についての説明を省略する。
ットの断面図であり、この実施例の場合は、軸受５及び
７は軸方向で正面組合わせにされている。第１図に示し
た第１実施例と第２実施例とで異なる転は、軸受が間座
に対して正面組合わせになっていることと内輪間座の構
成が異なることだけであるので、ここではその他の構成
部材についての説明を省略する。
第２実施例の場合も、第１実施例と同様にテーパ角は約
１２０度に設定してあり、テーパ角の半角は摩擦角より
も大きく設定してある。しかしながらテーパ角の切り方
は第１実施例の場合とは逆になっている。主軸１が高速
で回転すると、内輪間座２２の中央間座２３は、軸方向
で隣り合う第１及び第２の間座部分２１及び２５とテー
パ面で摺動しながら遠心力のために膨張して半径方向外
方へと移動する。従って、第１及び第２の間座部分２１
及び２５は、中央間座２３の方へと互いに接近する。こ
の結果、軸受５及び７のそれぞれの内輪にかかる押圧力
は減少し、内輪は軸方向で互いに接近するように微動し
て予圧が低減される。主軸１の回転数が減少して、低速
回転になると、中央間座２３は、膨張状態から収縮して
半径方向内方へと移動する。従って、第１及び第２の間
座部分２１及び２５を介して、軸受５及び７に所定の予
圧がかかる。
１２０度に設定してあり、テーパ角の半角は摩擦角より
も大きく設定してある。しかしながらテーパ角の切り方
は第１実施例の場合とは逆になっている。主軸１が高速
で回転すると、内輪間座２２の中央間座２３は、軸方向
で隣り合う第１及び第２の間座部分２１及び２５とテー
パ面で摺動しながら遠心力のために膨張して半径方向外
方へと移動する。従って、第１及び第２の間座部分２１
及び２５は、中央間座２３の方へと互いに接近する。こ
の結果、軸受５及び７のそれぞれの内輪にかかる押圧力
は減少し、内輪は軸方向で互いに接近するように微動し
て予圧が低減される。主軸１の回転数が減少して、低速
回転になると、中央間座２３は、膨張状態から収縮して
半径方向内方へと移動する。従って、第１及び第２の間
座部分２１及び２５を介して、軸受５及び７に所定の予
圧がかかる。
以上説明した第１及び第２の実施例において、内輪間座
の中央間座を隣接する第１及び第２の間座部分に比べて
比重の大きい材料で製造すれば、より大きな効果が得ら
れる。また、主軸が高速で回転するようになると、温度
上昇も大きくなるので、中央間座を隣接する第１及び第
２の間座部分に比べて線膨張係数の大きい材料で製造す
ると、より大きな効果が得られる。
の中央間座を隣接する第１及び第２の間座部分に比べて
比重の大きい材料で製造すれば、より大きな効果が得ら
れる。また、主軸が高速で回転するようになると、温度
上昇も大きくなるので、中央間座を隣接する第１及び第
２の間座部分に比べて線膨張係数の大きい材料で製造す
ると、より大きな効果が得られる。
更に、第１及び第２実施例においては主軸を支持する軸
受の間に間座を介装したが、必要であれば、この間座は
軸受とスリーブナットとの間に配置しても良い。
受の間に間座を介装したが、必要であれば、この間座は
軸受とスリーブナットとの間に配置しても良い。
（発明の効果） 以上説明した本発明の予圧調整式スピンドルユニットに
よれば、次のような効果が得られる。
よれば、次のような効果が得られる。
従来困難であった、主軸の高速回転時における予圧軽減
が簡単な構成で達成でき、特別な制御機構成しに、主軸
の低速回転時と高速回転時との間で予圧を重予圧から軽
予圧へと自動調整することができる。
が簡単な構成で達成でき、特別な制御機構成しに、主軸
の低速回転時と高速回転時との間で予圧を重予圧から軽
予圧へと自動調整することができる。
第１図は、本発明の第１実施例を示すスピンドルユニッ
トの軸方向断面図であり、 第２図は、本発明の第２実施例を示すスピンドルユニッ
トの軸方向断面図であり、 第３図は、第１図の内輪間座の詳細を示す断面図であ
り、 第４図は、第３図におけるテーパ状の合せ面Ａの詳細を
示す概略図であり、 第５ａ及び５ｂ図、第６ａ図及び第６ｂ図は、それぞれ
アキシャル隙間と予圧荷重との関係を示す図である。 ［主要部分の符号の説明］ １……主軸 １２……内輪間座 ５、７……軸受 １５……中央間座
トの軸方向断面図であり、 第２図は、本発明の第２実施例を示すスピンドルユニッ
トの軸方向断面図であり、 第３図は、第１図の内輪間座の詳細を示す断面図であ
り、 第４図は、第３図におけるテーパ状の合せ面Ａの詳細を
示す概略図であり、 第５ａ及び５ｂ図、第６ａ図及び第６ｂ図は、それぞれ
アキシャル隙間と予圧荷重との関係を示す図である。 ［主要部分の符号の説明］ １……主軸 １２……内輪間座 ５、７……軸受 １５……中央間座
Claims (4)
- 【請求項１】回転する主軸と、該主軸に嵌合してそれを
回転可能に支持する軸受と、該軸受の内輪と軸方向に密
着すると共に該主軸に嵌合される内輪間座及び該軸受の
外輪と軸方向に密着する外輪間座とを含むスピンドルユ
ニットであって、 該内輪間座は軸方向で３つの部分に分割されており、そ
の合せ面が軸方向に対して所定の角度を成すテーパ状に
なっていると共に３つの部分のうち中央の部分は、その
両側の部分に比べて内外径寸法の少なくとも一方が大き
く設定されていることを特徴とするスピンドルユニッ
ト。 - 【請求項２】前記合せ面のテーパ角の半径が摩擦角より
も大きく設定されていることを特徴とする特許請求の範
囲第１項に記載のスピンドルユニット。 - 【請求項３】前記内輪間座のうち中央の部分は、その両
側の部分の比重よりも大きな比重を有する材料からなる
ことを特徴とする特許請求の範囲第１項に記載のスピン
ドルユニット。 - 【請求項４】前記内輪間座のうち中央の部分は、その両
側の部分の線膨張係数よりも大きな線膨張係数を有する
材料からなることを特徴とする特許請求の範囲第１項に
記載のスピンドルユニット。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP24939787A JPH0653323B2 (ja) | 1987-10-02 | 1987-10-02 | 予圧調整式スピンドルユニット |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP24939787A JPH0653323B2 (ja) | 1987-10-02 | 1987-10-02 | 予圧調整式スピンドルユニット |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0192005A JPH0192005A (ja) | 1989-04-11 |
| JPH0653323B2 true JPH0653323B2 (ja) | 1994-07-20 |
Family
ID=17192380
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP24939787A Expired - Lifetime JPH0653323B2 (ja) | 1987-10-02 | 1987-10-02 | 予圧調整式スピンドルユニット |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0653323B2 (ja) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN110332231A (zh) * | 2019-07-15 | 2019-10-15 | 河北工业大学 | 一种可主动调节温度和预紧力的轴承组 |
Families Citing this family (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP4668160B2 (ja) * | 2006-11-09 | 2011-04-13 | 株式会社森精機製作所 | 軸受ユニット及び該軸受ユニットを備えた工作機械の主軸装置 |
| EP2639465A1 (en) * | 2012-03-16 | 2013-09-18 | Peer Bearing S.r.l. | Ball bearing assembly method for low noise applications, and ball bearing assembly specifically adapted for implementing such method |
| JP6210485B2 (ja) * | 2013-06-28 | 2017-10-11 | 並木精密宝石株式会社 | 軸受機構 |
| DE102015209597A1 (de) * | 2015-05-26 | 2016-12-01 | Schaeffler Technologies AG & Co. KG | Wälzlageranordnung |
| JP7456792B2 (ja) * | 2020-02-05 | 2024-03-27 | ファナック株式会社 | 主軸装置 |
| CN116292612B (zh) * | 2023-03-23 | 2026-02-13 | 中国北方车辆研究所 | 一种圆锥滚子轴承自适应预紧力补偿机构 |
-
1987
- 1987-10-02 JP JP24939787A patent/JPH0653323B2/ja not_active Expired - Lifetime
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN110332231A (zh) * | 2019-07-15 | 2019-10-15 | 河北工业大学 | 一种可主动调节温度和预紧力的轴承组 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0192005A (ja) | 1989-04-11 |
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