SU1051340A1

SU1051340A1 - Spindle assembly

Info

Publication number: SU1051340A1
Application number: SU823473768A
Authority: SU
Inventors: Моисей Абрамович Шиманович; Юрий Михайлович Жедь; Юрий Васильевич Смирнов
Original assignee: Московский станкостроительный завод "Красный пролетарий" им.А.И.Ефремова; Московский станкоинструментальный институт
Priority date: 1982-05-27
Filing date: 1982-05-27
Publication date: 1983-10-30

Abstract

1. .ШПИНДЕЛЬНЫЙ УЗЕЛ, содер жащий шпиндель, установленный в корпусе в радиальных опорах и упорном подшипнике жидкостного трени , имеющем зоны давлени , подклю15енные к g% /////л г с (////М 6 / внешнему источнику давлени , и дополнительное устройство воспри ти о,се8ой нагрузки, отличающийс тем, что,с целью повышени нагрузочных характеристик в осевом направлении и надежности, устройство воспри ти осевой нагрузки выполнено в виде гидроцилиндра, соединенного с внешним источником давлени посредством введенного в устройство гидравлического регул тора давлени , имеющего управл ющие полости, которые соединены с зонами давлени упорного подшипника, 2. Узел по п,1, о т л и ч а ю - . щ и и с тем, что гидроцилиндр размещен в корпусе шпиндельного узла и снабжен по меньшей мере одним поршнем , который закреплен на шпинделе. г f г г,д I/JX./I / //у /////,1. A SPINDLE ASSEMBLY, containing a spindle mounted in a housing in radial bearings and a thrust bearing of fluid friction, having pressure zones connected to g% // // g / s (// // M 6 / external pressure source, and an additional device for sensing load, characterized in that, in order to increase the load characteristics in the axial direction and reliability, the thrust load sensing device is made in the form of a hydraulic cylinder connected to an external pressure source by means of a hydraulic pressure regulator having control cavities that are connected to pressure zones of the thrust bearing, 2. The assembly according to claim 1, 1, and then that the hydraulic cylinder is housed in the housing of the spindle assembly and provided at least one piston, which is fixed on the spindle. g f g g, g I / JX. / I / // y // // /,

Description

Изобретение относитс к станкостроению и может быть использовано в шпиндельных узлах металлорежущих станков, имеющих упорные подшипники жидкостного трени . Известен шпиндельный узел, содержащий шпиндель, установленный в корп се в радиальных опорах и упорном п.од шипнике жидкостного трени , например гидростатическом, имеющем зоны давлени , подключенные к внешнему ис- . точнику давлени , и дополнительное устройство воспри ти осевой нагрузки D3 В известном узле дополнительное устройство воспри ти осевой нагрузки образовано системой приемных камер, через которые: зоны давлени упорного подшипника, в данном случае несущие карманы, соединены с внешним источником давлени . Однако несуща способность и жесткость в осе вом направлении ограниче 1а площадью торцов упорного подшипника и давлени ем источника смазки с Конструкции шпиндельных узлов станков и источников давлени не позвол ют увеличивать габариты подшипника и давление настолько, чтобы они обес;1ецивали резкое повышение воспринимаемых осевых нагрузок, что не позвол € Т повысить режимы обработки и надеж HOCTbj Цель изобретени - повышение нагрузочных характеристик в осевом направлении и надежности Указанна цель достигаетс тем, что в шпиндельном узле, содержащем шпиндель, установленный в корпусе в радиальных опорах и упорном подшипнике жидкостного трени , имеющем зоны давлени , подключенные к внешне му источнику давлени , и дополнительное устройство воспри ти осевой нагрузки, последнее выполнено в виде гидравлического цилиндра, .соединенного с внешним источником давлени посредством введенного в устройство гидравлического регул тора давлени , имеющего управл ющие полости, которы соединены с зонами давлени упорного подшипника. Гидравлический цилиндр целесообразно разместить в корпусе шпиндельного узла и снабдить по меньшей мере одним поршнем, котбрый закреплен на шпинделе . tO2 Гидроцилиндр может быть выполнен Либо однополостным (одностороннего действи ), либо двуполостным (двуполостного действи ), а регул тор давлени может представл ть собой делитель или сумматор расхода, делитель давлени , гидравлический мост либо регулируемое сопротивление На фиг Л изображен шпиндельный узел, разрез; на фиг„2 - гидравлический регул тор давлени , разрез; на фиго3 - разрез А-А на фиг.; на фиг,4 - разрез Б-Б на фигИ В корпусе 1 шпиндельного узла () в упорном подшипнике 2 жидкостного трени с внешним источником давлени смазки, в данном случае в гидростатическом с несущими карманами 3 и (радиальные подшипники в данном случае тоже гидростатические , хот могут быть любыми,например качени ), расположен шпиндель 5« Питание гидростатических подшипников на фиг Л не показано о В шпиндельном узле выполнен образованный корпусом 1 с установленной в нем втулкой 6 заднего шпиндельного радиального подшипника и шпинделем 5 с установленными на нем поршн ми 7 и 8, разгрузочный осевой гидроци индро Поршни 7 и 8 могут быть отделены от втулки 6 радиальным уплот .н ющим зазором. Рабочие полости 9 и ;10 этого гидроцилиндра соединены с гидравлическим регул тором 11 давлени в этих полост х, управл емым в функции осевой нагрузки Р на шпиндель Регул тор 11 соединен с внешним источником давлени Рц среды (жидкости или газа и св зан сynopHbtNf подшипником 2 шпиндел , выполненным в видедатчика осевой нагрузки Р.В данномслучае полости управлени регул тора 11 соединены с противоположными несу14ими карманами Зи Л упорного гидростатического подшипника шпиндел , разность давлени в которых пропорциональна осевой нагрузке Р на шпиндель. Регул тор 11 давлени может быть любым, например может быть образован управл емыми в функции осевой нагрузки Р насосами. На фиг;2 показан гидравлический регул тор давлени в виде делител расхода , снабженного полост ми управени в корпусе 12 делител на герметичных дисковых мембранах 13 и между кольцеобразными соплами 15 и 1б, распертыми дистанционным кольцом 17, 3 10 подвешена дискообразна заслонка 18. Пакет деталей 13-17 сжат в корпусе 12вдоль оси крышками 19 и 20„ Дросселирующие щели делител высотой hv и h, образованы торцами сопел 15 и 16 и заслонки 18, Входна полость 21 делител .соединена с источниксж давлени Р среды. Выходные полости 22 и 23 делител соединены соответственно с рабочими полост ми 9 и Ю разгрузочного гидроцилиндра о.Сопротивлени дросселирующих щелей делител и уплотн ющих зазоров полостей 9 и 10 образуют мостовую схему, в диагональ которой включены полости 3 и 10„ Полости 2 и 25 управлени делител , образов анные,крышками 1 э и 20 и мембранами 13 и 14 соединены соответственно с несущими карманами k и 3 упорного подшипника 2 шпиндел 5 Шпиндельный узел работает следующим образомс При осевой нагрузке давлени в карманах 3 и упорного подшипника равны и взаимоуравновешеныо Давлени в полост х 9 и 10 разгрузочного гидроцилиндра тоже равны и уравнове шены, потому что заслонка 18 находитс в среднем положении ) а величины сопротивлени уплотнйющих зазоров поршней 7 и 8 тоже равны т.е. разность давлений в диагонали моста равна нулюо Осевую нагрузку Р на шпиндель 5 уравновешивает разность давлений в зазорах упорного подшипника 2о Эта разность давлений в карманах 3 и k подшипника пропорциональна нагрузке Р подействует на регул тор 11, В дан ном случае эта разность давлений действует а полост х 2Ц и 2S управлени делител расхода на мембраны 13и Tt и смещает заслонку 18 при показанном направлении силы Р налево . При этбм зазор bjf уменьшаетс , а зазор 2 увеличиваетс и, соответственно , давление в полости 9 гидроцилиндра падает, а в полости 10 увеличиваетс . Таким образом, осевую нагрузку Р на шпиндель уравновешивае не только разность давлений в карманах 3 и упорного подшипника 2 шпиндел 5, но и разность давлений в полост х 9 и 10 гидроцилиндра, который разгружает упорный подшипник 2, повыша его нагрузочные характе4 ристики - жесткость и несущую способность , В р де случаев в станках преобладает осева нагрузка одного направ лени , например на шпиндель в токарных , В этих случа х разгрузочный цилиндр целесообразно выполн ть одностороннего действи , HanpviMep без полости 9, а в качестве регул тора давлени в таком цилиндре можно использовать делитель расхода, например вышеописанной конструкции. Дл этого выходные полости 22 и 23 делител соедин ют с полостью 10 цилиндpa , В этрм случае узел работает следующим образом. При отсутствии йагрузки )заслонка занимаетблизкое к среднему положение (h h/ И) ,При этом сопротивление двух включенных параллельно на входе в полость 10 гидроцилиндра щелей делител будет максимально и равно , где , и в полости 10 установитс некоторое давление P-i , которое вызовет со стороны цилиндра действие на шпиндель 5 некоторой силы, направленной (фигЛ) направо, т,е, навстречу ожидаемой осевой нагрузке Р. При действии ожидаемой нагрузки Р на шпиндель разность давлений в карманах 3 и подшипника действу на мембраны делител , сместит заслонку 18 налево. При этом по мере увеличени силы Р и смещени заслонки 18 величина вышеупом нутого сопротивлени R будет падать до значени K/{h + hyf K/8h , когда заслонка 18 упретс в сопло 15 и станет , а h2 2h, т,ео Rg/Rg -n , т.е под действием силы Р сопротивление R может уменьшитьс в 4 раза . Поэтому, если значени h + h и зазора поршн выбраны так, что при Р О, Р|, 1/3 , то за счет подбора жесткости мембран 13 и 1 можно дл любого значени Р обеспечить Р i 2/3 f и таким образом обеспечить уравновешивание осевой силы Р не только за счет разности давлений в упорном подшипнике, но и путем увеличени давлени Р, , т.е. разгрузить подшипник за счет этого давлени . Регул тор (фиг,2) можно испрльзовать дл управлени давлением только в полости 10 разгрузочного цилиндра (однополостного), примен его в качестве делител расхода без параллельного соединени его сопротивлений. Дл этого просто закрывают выход из полости 22, оставл полость 23 регул тора соединенной с полостью 10 разгрузочного цилиндpa В исходном положении ({ , Р 0) за счет подбора длин элементов пакета деталей, образующих-регул тор , например за счет длин сопел 15 и Ц, заслонку 18 устанавливают вбли зи торца сопла 16(,, При включении давлени Р и действи Р заслонка 18 под дей ствием разности давлений в карманах 3 и , соединенных соответственно с полост ми 25 и 2k, начнет смещатьс налево тем ббль ше, чем больше сила Р При Р О О и, следовательно, давление в полости 10 Р Ор В пределе при заданном максимальном значении Р заслонка 18 упретс в торец сопла 15 и станет h/2 2 , ссэтротивлеНие шели h упадет до евоего минимального предела и давление Р станет максимальным , обеспечив предельную разгрузку упорного подшипника о Давлением в одной полости 10 можно управл ть, использу этот же регу л тор в качестве делител давлени „ Дл этого полость 21 соедин ют с.полостью 10, полость 23 - с источником давлени Р , а полость 22 - со сливо Исходное положение заслонки 18 - у торца сопла 1б (), При действии силы Р заслонка 18 смещаетс налево, измен соотношение так, что при давление в полост х 21 и 10 будет практически равно нулю, а при максимальных значени х Р и смещение заслонки 18 будет h2 2h и давление РН Таким образом по мере увеличени нагрузки Р будет увеличиватьс и давление в полости 10 разгрузочного гидроцилиндра , разгружа .упорный подшипник и побыша его жесткость при действии нагрузки Р„. Аналогично другой такой же регул тор в качестве делител давлени можно включить дл управлени давлением в рлости 9 разгрузочного гид роцилиндра, если она есть ,Дл этого его полость 21 соедин ют с полостью 9, полость 22 - с источником давлени Рц, а полость 23 - со сливом. При этом в исходном положении заслонки обоих регул торов занимают среднее положение (h h h) и со противление обоих регул торов образуют мострвую схему, в диагональ . торого .включен двухполостной 9. и 10 разгрузочный гидроцилиудр, При давлени в полост х 9 и 10 равны. С ростом Р разность давлений в несущих карманах будет сме.щать заслонки регул торов так,. что разность давлений в полост х 9 и 10 будет компенсировать силу Р Оба регул тора можно объединить в одном корпуса и их заслонки посадить на общий стерженьс В р де случаев повышени радиальной жесткости шпиндел в опорах упррный гидростатический подшипник выполн ют мнф-окарманным f фиг 3 и 4) . Многокарманным вл етс .по сути и аэростатический упорный подшипник с питанием через сопла действии на шпиндель в таком подшипнике одновременно осевой и радиальной сил давлени в противоположных карманах, например и 3, подшипника из-за радиального прогиба шпиндел могут быть неравны-при Р О и равны при Р 5 О, В такон подшипнике в этих услови х пропорциональной осевой нагрузке будет разность давлений в противоположных карманах, смещенных диаметрально, потому что перекосы поверхностей в их зоне при радиальном прогибе шпиндел будут одинаковыми« В принципе забор давлений контрол осевой нагрузки на упорный подшипник с внешним источником давлени гидрр- или аэростатический необ зательно осуществл ть из карманов с Более выгодно, с точки зрени , надежности шпиндельного узла и его динамических качеств, контролировать нагрузку по давлению не в карманах, а. на перемычках, окружающих карманы, особенно это относитс к аэростатическим опорам, так как давление на перемычках всегда пропорционально давлению в кармане и нагрузке на опору. Поэтому .дл выполнени подшипника в качестве датчика нагрузки Р достаточно соединить с полост ми управлени две диаметрально смещенные точки противоположных зазоров подшипника с внаиним источником давлени . Это исключает падение давлений в карманах из-за разрыва соединительных линий, Тсб повьшает надежность узла Это же как бы вводит сопротивление между карманом подшипника и полостью управлени делителем , что повышает динамические качества системы, исключа возникновение автоколебаний в ней.The invention relates to a machine tool industry and can be used in spindle assemblies of machine tools with thrust bearings. A spindle assembly is known, which comprises a spindle mounted in a building in radial bearings and a thrust support of a liquid friction pin, for example, a hydrostatic one, having pressure zones connected to an external tool. pressure point and axial load sensing device D3 In a known node, an axial load sensing device is formed by a system of receiving chambers through which: the thrust bearing pressure zones, in this case bearing pockets, are connected to an external pressure source. However, the bearing capacity and rigidity in the axial direction limit 1a by the area of the ends of the thrust bearing and the pressure of the lubricant source from the design of the machine spindle assemblies and pressure sources do not allow the bearing dimensions and pressure to be increased so that they give a sharp increase in perceived axial loads, which It does not allow to increase processing modes and reliability. HOCTbj The purpose of the invention is to increase the load characteristics in the axial direction and reliability. This goal is achieved in that the spindle This includes a spindle mounted in a housing in radial bearings and a thrust friction bearing with pressure zones connected to an external pressure source, and an optional axle load sensing device, the latter made in the form of a hydraulic cylinder connected to an external pressure source a hydraulic pressure regulator introduced into the device, having control cavities that are connected to pressure zones of the thrust bearing. It is advisable to place the hydraulic cylinder in the casing of the spindle assembly and supply it with at least one piston, which is fixed to the spindle. tO2 A hydraulic cylinder can be made either single-cavity (single-acting) or two-half (double-cavity action), and the pressure regulator can be a flow divider or adder, pressure divider, hydraulic bridge or adjustable resistance. Fig L shows a spindle node, a section; Fig. 2 shows a hydraulic pressure regulator, a section; FIG. 3 is a section A-A in FIG. FIG. 4 is a section B-B in FIG. In the housing 1 of the spindle assembly () in the thrust bearing 2 of the fluid friction with an external source of lubricant pressure, in this case in hydrostatic with bearing pockets 3 and (the radial bearings in this case are also hydrostatic, although can be any, for example rolling), spindle 5 "is located. Power supply of hydrostatic bearings in FIG. L is not shown. The spindle assembly is formed by the housing 1 with the sleeve 6 of the rear spindle radial bearing installed and the spindle 5 s installed Pistons 7 and 8, which are located on it, unloading axial hydrocy indro Pistons 7 and 8 can be separated from sleeve 6 by radial sealing gap. The working cavities 9 and; 10 of this hydraulic cylinder are connected to the hydraulic pressure regulator 11 in these cavities, controlled as an axial load P on the spindle. The regulator 11 is connected to an external pressure source Rc of the medium (liquid or gas and connected to the synopHbtNf bearing 2 spindle The axial load of the regulator 11 is connected to the opposite, unsuitable pockets Zi L of the hydrostatic spindle bearing, the pressure difference in which is proportional to the axial load P spindle. The pressure regulator 11 can be any, for example, can be formed by pumps controlled as an axial load P. Fig. 2 shows a hydraulic pressure regulator in the form of a flow divider equipped with control cavities in the housing 12 of the divider on sealed disc membranes 13 and between ring-shaped nozzles 15 and 1b, a disc-shaped valve 18 is suspended by an unmounted distance ring 17, 3 10. The package of parts 13-17 is compressed in the housing 12 along the axis with covers 19 and 20 "The throttling slots of the splitter are hv and h high, formed by the ends of nozzles 15 and 16 and gate 18, the input cavity 21 of the divider is connected to the source pressure P of the medium. The output cavities 22 and 23 of the divider are connected respectively to the working cavities 9 and 10 of the unloading hydraulic cylinder o. The resistances of the throttling slots of the divider and the sealing gaps of the cavities 9 and 10 form a bridge circuit, the diagonal of which includes the cavities of the divider , images, lids 1 e and 20 and membranes 13 and 14 are connected respectively with bearing pockets k and 3 thrust bearings 2 spindles 5 Spindle assembly operates as follows. Under axial pressure load in pockets 3 and thrust bearings us and vzaimouravnoveshenyo The pressures in the cavities 9 and 10 of the discharge cylinder and also equal uravnove sheny because the flap 18 is in the middle position) and the resistance value uplotnyyuschih pistons gaps 7 and 8 are also equal i.e. The differential pressure in the bridge diagonal is zero. The axial load P on the spindle 5 balances the difference in pressure between the thrust bearings 2o. This differential pressure in the bearing pockets 3 and k is proportional to the load P will affect the regulator 11, In this case, the differential pressure acts on cavities 2C and 2S control the flow divider to the membranes 13 and Tt and shifts the gate 18 with the shown direction of the force P to the left. At this temperature, the gap bjf decreases, and the gap 2 increases and, accordingly, the pressure in the cavity 9 of the hydraulic cylinder drops, and in the cavity 10 increases. Thus, the axial load P on the spindle is balanced not only by the pressure difference in the pockets 3 and the thrust bearing 2 spindle 5, but also by the pressure difference in cavities 9 and 10 of the hydraulic cylinder, which unloads the thrust bearing 2, increasing its load characteristics - rigidity and load ability, In a number of cases, the axial load of one direction prevails in the machine tools, for example, on the spindle in turning machines. In these cases, it is advisable to perform the unloading cylinder unilateral action, HanpviMep without cavity 9, and as a regulator pressure in such a cylinder, a flow divider can be used, for example, the design described above. For this, the output cavities 22 and 23 of the divider are connected to the cavity 10 of the cylinder, In this case the node works as follows. In the absence of loading, the flap takes a position close to the middle position (hh / I). In this case, the resistance of two parallel slots at the entrance to the cavity 10 of the hydraulic cylinder of the splitter will be maximal and equal to where and some pressure Pi will be established in cavity 10, which will cause from the cylinder the effect on the spindle 5 of a certain force directed (figl) to the right, t, e, towards the expected axial load R. When the expected load P on the spindle acts, the pressure difference in pockets 3 and the bearing will act on the diaphragm seals; Lonka 18 left. At the same time, as the force P increases and the gate 18 is biased, the value of the above-mentioned resistance R will drop to the value K / {h + hyf K / 8h, when the gate 18 is abutted into the nozzle 15 and becomes, and h2 2h, t, eo Rg / Rg -n, i.e. under the action of force P, resistance R can be reduced by 4 times. Therefore, if the values of h + h and the piston gap are chosen so that when P 0, P |, 1/3, then by selecting the stiffness of the membranes 13 and 1 it is possible for any value of P to provide P i 2/3 f and thus provide balancing the axial force P not only due to the pressure difference in the thrust bearing, but also by increasing the pressure P, i.e. relieve the bearing due to this pressure. The regulator (FIG. 2) can be used to control pressure only in cavity 10 of the discharge cylinder (single-cavity), using it as a flow divider without parallel connection of its resistances. To do this, simply exit the cavity 22, leaving the regulator cavity 23 connected to the cavity 10 of the discharge cylinder. In the initial position ({, P 0) by selecting the lengths of the elements of the package of parts forming the regulator, for example, due to the lengths of the nozzles 15 and C , the valve 18 is installed near the end of the nozzle 16 (. When the pressure P is turned on and the action P is closed, the valve 18 under the effect of pressure difference in the pockets 3 and connected to the cavities 25 and 2k, respectively, will begin to shift to the left, the greater the force Р At Р О О and, therefore, pressure in polo 10 R Ohr In the limit at a given maximum value of P, the valve 18 will stop at the end of the nozzle 15 and become h / 2 2, the resistance of the sheli h will fall to its minimum limit and the pressure P will become maximum, ensuring the maximum unloading of the thrust bearing on the pressure in one cavity 10 can be controlled using the same controller as a pressure divider. For this, cavity 21 is connected with cavity 10, cavity 23 with pressure source P, and cavity 22 with drain. The initial position of valve 18 is at the end of the nozzle 1b ( ), Under the action of force P, the valve is 18 s still to the left, changing the ratio so that when the pressure in the cavities 21 and 10 is almost zero, and at the maximum values of P, the offset of the valve 18 will be h2 2h and the pressure of the PH. Thus, as the load P increases, the pressure in the cavity 10 unloading hydraulic cylinders, unloading. One-piece bearing and after its stiffness under the action of load P „. Similarly, another similar regulator as a pressure divider can be turned on to control the pressure of the discharge cylinder 9, if any, for this its cavity 21 is connected to cavity 9, cavity 22 is connected to the pressure source Rc, and cavity 23 is co plum. At the same time, in the initial position, the dampers of both regulators occupy a middle position (h h h) and the resistance of both regulators form a bridge scheme, into a diagonal. Secondly, two-cavity 9. and 10 unloading hydrocyliudr are included. At cavities 9 and 10 are equal. With increasing P, the pressure difference in the carrying pockets will mix the regulator valves in such a way. that the pressure difference in cavities 9 and 10 will compensate for force P Both regulators can be combined in one housing and their flaps are put on a common rod. In a number of cases of increase in the radial rigidity of the spindle in the supports, the hydrostatic bearing is performed with a multifaxial f figure 3 and four) . In essence, an aerostatic thrust bearing with power through nozzles acting on a spindle in such a bearing at the same time axial and radial forces of pressure in opposite pockets, for example, 3 bearings, may be unequal with P O and equal at P 5 O, In a bearing in these conditions, the proportional axial load will be the pressure difference in the opposite pockets, which are diametrically displaced, because the distortions of the surfaces in their zone during the radial deflection of the spindle will be one In principle, it is not necessary to take the pressure of the axial load on the thrust bearing with an external source of pressure hydrr- or aerostatic out of the pockets. It is more advantageous, from the point of view of the reliability of the spindle assembly and its dynamic qualities, to control the pressure not in the pockets, but. on the bridges surrounding the pockets, this is especially true for aerostatic supports, since the pressure on the bridges is always proportional to the pressure in the pocket and the load on the support. Therefore, to perform a bearing as a load sensor P, it is sufficient to connect two diametrically offset points of opposite bearing clearances with a pressure source to the control cavities. This eliminates pressure drop in the pockets due to rupture of the connecting lines, Tsb increases the reliability of the node. This also introduces the resistance between the bearing pocket and the divider control cavity, which improves the dynamic qualities of the system, eliminating the occurrence of self-oscillations in it.

Использование изобретени поЬвЪл ет увеличить несущую способ2 i /7 А.Use of the invention POSSIBLE to increase the carrier method 2 i / 7 A.

1313

/1-У1/ 1-U1

ность и жесткость в осевом направлении , а также резко повысить надежность работы шпиндельных узлов токарных и других станков с преобладающей осевой нагрузкой.ness and rigidity in the axial direction, as well as dramatically increase the reliability of the spindle units of turning and other machines with a predominant axial load.

2Ъ 12b 1

2020

ifuz..ifuz ..

б-Вbv

Фиг.ЪFIG.

Claims

1. A spindle assembly comprising a spindle mounted in a housing in radial bearings and a thrust fluid friction bearing having pressure zones connected to an external pressure source and an additional axial load sensing device, characterized in that, in order to increase the load characteristics in axial direction and reliability, the axial load sensing device is made in the form of a hydraulic cylinder connected to an external pressure source by means of a hydraulic pressure regulator introduced into the device having control cavities that are connected to pressure zones of the thrust bearing.

2. The assembly according to claim 1, characterized in that the hydraulic cylinder is located in the housing of the spindle assembly and is equipped with at least one piston, which is mounted on the spindle.

<d ω

>