CN1037992C - 自补偿流体静压直线运动轴承 - Google Patents

Abstract

一种新的自补偿直线运动流体静压或液体静压轴承，其特征是最好由设置在相对的轴承表面上的圆环状压力流体接受槽来调节供入位于相对的另一轴承表面上的纵向延伸凹下腔穴中的流体，以此在轴承导轨和轴承表面之间的间隙中形成压力流体薄膜或流层。对流体供应的调节使得相对的轴承表面腔穴间建立起压力差，以补偿施加于轴承相对两侧上的载荷。

Description

自补偿流体静压直线运动轴承

本发明涉及直线运动轴承，它由压力流体——液体或气体(其中包括水和空气)的薄膜所支承。下文中有时一般地将其称为“流体静压”或“液体静压”轴承。

更详细地，本发明是关于一个系统，它包括导引轴承滑座作直线运动的矩形截面的直轴承导轨，滑座通过流体压力薄膜而与轴承导轨保持一定距离。流体是从面向轴承导轨并且彼此几何相对的轴承滑座表面上的腔穴中压出的。调节流向腔穴的液流使在腔穴间产生压力差，用以响应施加于轴承滑座上的力。当力施加于轴承滑座上时，受载荷作用一侧(即受载侧)的轴承间隙减小而另一侧(即受载侧的相对侧)的轴承间隙增加。流体流出轴承腔穴时的阻力正比于间隙尺寸立方的倒数。这意味着腔穴相对设置着的轴承其作用恰似两个电阻彼此串联并与另一串联电阻对并联。于是当施加载荷时，流出受载侧轴承腔穴的液流阻力增加，而相对侧的液流阻力减小，结果使得受载侧腔穴中的压力上升，直到在两腔穴间产生的压力差与载荷达到平衡为止。从而轴承补偿了所加的载荷。流体流入腔穴的阻力称之为补偿。

在现有技术中已提出过三种补偿形式。在固定式补偿中使用毛细管或孔口来作为定值阻力。可交式补偿则包括使用膜片和阀门来提供一个反比于腔穴阻力的液流，从而能提供比固定式补偿装置更大的压力差。然而，这两种补偿形式都必须调节轴承间隙。

为提高轴承的性能而力图使轴承间隙越来越小，制造误差使得使用上述这些手动调节的补偿形式变得越来越困难。由于一个具有三根轴的机床有36个轴承腔穴，因而所需付出的调节工作量就太高了。

第三种补偿形式称为自补偿，因为它自动地利用轴承间隙的变化使轴承改变流向腔穴的液流。现有的自补偿方法是利用在轴承表面上的直沟槽，如下文更充分地予以讨论的，它基本用于各种主轴。然而，这些设计尚未证明其自身能够在商业领域中提供可接受的性能。这是因为其不甚有效的流体流型难以解析地加以确定，特别是靠近直沟槽端部的流域，经常导致不适当的阻力设计，因而随后需要对补偿器进行手动调节。现有的直沟槽自补偿单元已被证实是困难的，因为其几何  形状实际上并不总是可以做出的。

使用压力环形式的自补偿单元，向其中心孔供流，然后连接至轴承的相对侧上的轴承腔穴，现有技术的局限性就能很好地被消除。这一发现是本发明的基础。环状槽易于制造并且比直槽有更大的结构稳定性。此外，自环状沟槽流向中心喂入孔的液流可以相当精确地以解析方式来确定。

因此，本发明的目的在于提供一种新的、改进的自补偿流体静压(或液体静压)直线运动轴承以及自补偿方法，避免现有技术的各种缺点，本发明涉及一种调节压力流体流入静压轴承相对腔穴中去的新的装置。使液流的调节正比于轴承间隙并且使液流的调节由轴承自身表面上的可解析地表达的结构元件来控制。

本发明的另一目的是提供一种新的轴承结构，其中液流阻力由轴承滑座表面上的几何要素所决定，因而，当轴承在正常平衡位置时，补偿装置的液流阻力将与流出轴承腔穴的液流阻力成所需的比例而不管名义平衡尺寸的大小如何，于是可获得一种无需特殊手动调节其性能的容易制造的液体静压轴承。

本发明的另一目的是提供一种不昂贵的标准化轴承的设计，这容许机床制造者可以如同以前使用标准型式滚动件轴承时同样容易地使用液体静压轴承。但由于轴承是静压轴承，它们在性能上将获得巨大的提高。

本发明再进一步的目的是提供一种新式轴承，其中甚至当轴承高速运动时，轴承各区域全都可以得到充足的液流。

这些以及进一步的目的将在下文中的后附的权利要求中特别予以描述。

然而，总括起来，从本发明的某一着眼点来看，本发明系在一个直线运动流体静压轴承中具有相互面对的轴承滑座表面，用以接纳在其中间并沿其方向延伸的轴承导轨，而每一轴承表面具有位于该表面上的相似而且对称的腔穴，压力流体自腔穴中流出以便在导轨和滑座表面间的间隙中提供流体薄膜，一种针对轴承任何一侧上载荷变化的自补偿方法，它包括：在每一轴承表面上，与相应的腔穴纵向隔开地设置其几何形状可用解析表达式表达的压力流体接受槽；从轴承表面的外部将流体从上述每一沟槽送至位于相对表面上的腔穴中；当无外力加载而轴承处于其名义平衡位置与名义间隙时，调节流出该沟槽的液流阻力使之与流出相对腔穴的液流阻力成某一比例，从而当施加有外力时，通过为补偿所加载荷而在相对的腔穴间建立起的压力差，与载荷引起的间隙变化成正比例地对液流加以调节，以便对载荷进行自补偿。

推荐的最佳设计型式将在下文予以描述。

本发明将结合附图予以描述，其中：

图1是相应于本发明的轴承结构的分解的等角轴测图，示出了沿X方向运动的单一约束的轴承滑座，它在Y方向由静压元件和轴承导轨导引。

图2是图1系统的工作示意等角轴测图，示出了自补偿液流调节单元，轴承的腔穴和表面，以及流过轴承的液流。

图3是图1与图2中所示轴承中液流阻力的示意图。

图4是在X方向运动的双向约束的轴承滑座的等角轴测图，其Y和Z方向由静压轴承元件和轴承导轨所导引。

图5是在X方向可自由运动的机床工作台的顶视图和端视图，但其沿Y和Z方向的移动以及绕X、Y、Z轴的转动则由两个如图1所示的单向约束轴承滑座和一对如图4中所示的双向约束轴承滑座所限定。

图6是表明如图1、2中所示的单向约束轴承的负载容量与位移关系的线图，它还表明了自补偿单元与轴承表面二者间相对液流阻力改变时的结果，所述轴承表面是流体自轴承腔穴流出流到大气时流体从其上面流过的表面。

图7是表示如图1和2中所示的单向约束轴承的刚性与位移的线图，它还表明了自补偿单元与轴承表面二者间相对液流阻力改变时的结果，所述轴承表面是流体自轴承腔穴流出流到大气时流体从其上面流过的表面。

图8表示一种现有技术的自补偿液流调节装置。

图9是图8中所示自补偿液流调节装置中液流阻力的示意图。

图10是自补偿液流调节装置的另一种现有技术型式。

图11是图10中所示的自补偿液流调装置中液流阻力的示意图。

图12表示又一种自补偿液流调节装置的现有技术型式。

图13是图12中所示的自补偿液流调节装置中液流阻力的示意图。

图14是图12与13中的自补偿液流调节装置的流场示意图。

图15是本发明的自补偿液流调节装置的流场示意图。

图16是表示现有轴承技术可达到的以成本为函数的相对指标的线图。

图17是本发明的最佳实施例的示意图，它表示使用如图1所示的自补偿液流调节装置的轴承表面设计，该设计特别适合于高速运动。

附图中包括一个使用压力流体薄膜以提供精确的无摩擦运动性能的支承装置或系统，它支承着一个机床工作台。为了得到最大的适应性，希望提供标准化的轴承滑座。机床部件(例如工作台)可通过螺栓连接到该滑座上。为提供精确的直线运动，必须限制五个自由度，五个中的两个自由度是移动自由度，三个自由度是转动自由度。为了最大限度地限制转动，轴承相距应尽可能地远，一般地说这意味着沿两个长而直的结构元件(即轴承导轨)至少需要提供三个轴承滑座，但是为了给沿导轨运动的工作台提供附加刚性，经常需要四个或者更多。

如图1和图2中所示，本发明的轴承滑座19沿轴承导轨17运动。轴承滑座在Y方向上相对于轴承导轨的上下表面16A与16B的运动分别由沿纵方向延伸的轴承表面14A与14B  所导引。特别如图2中所示的，轴承表面14A与14B包含有相对的纵向延伸的凹下的腔穴区域10A和10B，如以后所述的那样，它们分别自中间孔9A与9B充满高压流体。流向腔穴10A和10B的液流由相对的自补偿单元1B和1A分别调节，它们含有环形沟槽5A和5B，而且在它们与腔穴10A和10B之间提供有横向延伸的沟槽(或凹槽)15A和15B，允许来自补偿单元1A和1B液流沿Z方向泄流而不会短路流向各自的轴承表面14A和14B。腔穴10A和10B、横向沟槽15A和15B、以及圆环形沟槽5A和5B的位置沿轴承表面14A和14B纵向地依次排列。轴承滑座19相对于轴承导轨17在Y方向的位置取决于施加在轴承滑座上的Y方向的载荷、轴承间隙12A和12B、以及轴承腔穴与自补偿单元二者间的相对液流阻力。

图3表示图1和图2系统的等效液流阻力图。液体自定压源20通过供流管进入轴承滑座，在结点T流体分流，分别通过流体线路2A和2B而流向自补偿单元1A和1B，流体分别通过圆环沟槽5A和5B中的孔3A和3B以供流压力进入自补偿单元1A和1B。一些流体自沟槽中流过供流表面在4A和4B处泄漏到环形沟槽5A和5B的外面。但这种泄流是少量的，如果泵的设计适当，则不会对系统的性能产生有害的影响。实际上，这种向外的液流起着清理轴承的作用。因而这正是所希望的。泄流表面对泄流的阻力R_4A和R_4B大致为流体粘度μ、轴承间隙12A和12B(在下面的等式中分别用h_12A和h_12B表示)、圆环外径(均等于D₃)、以及沟槽5A和5B的内接圆的外径(均等于D₄₉内接于自补偿单元所在表面的外周边)的一个函数： $R_{4A}=\frac{6\mathrm{\μ}{\mathrm{Log}}_e\left(\frac{D_4}{D_3}\right)}{\mathrm{\π}{h}_{12A}}---\left(1\right)$ $R_{4B}=\frac{6\mathrm{\μ}{\mathrm{Log}}_e\left(\frac{D_4}{D_3}\right)}{\mathrm{\π}{h}_{12B}}---\left(2\right)$

在环形沟槽5A和5B中的流体总是力图流向低压区域，于是通过各自的环状补偿台面6A和6B将发生流动。流过这些台面时的阻力R_6A和R_6B因而取决于其内径和外径D₁、D₂(它们在本例中对于每个自补偿单元1A和1B来说是相同的)、以及取决于轴承间隙12A和12B(如前面所提到的，它们用h_12A和h_12B表示)： $R_{6A}=\frac{6\mathrm{\μ}{\mathrm{Log}}_e\left(\frac{D_2}{D_1}\right)}{\mathrm{\π}{h}_{12A}^3}---\left(3\right)$ $R_{6B}=\frac{6\mathrm{\μ}{\mathrm{Log}}_e\left(\frac{D_2}{D_1}\right)}{\mathrm{\π}{h}_{12B}^3}---\left(4\right)$

流过补偿台面6A和6B以后，流体分别进入各自的中心孔7A和7B，然后分别流过图2和图3中的在轴承滑座中的通道8A和8B。轴承间隙典型地为0.01mm数量级，只要通道至少有几个毫米的直径，通道阻力相对于补偿台面的阻力来说将是可以忽略的。通道将流体从自补偿单元1A和1B分别导向相对的轴承表面14B和14A。然后流体被分别供入轴承滑座19上与自补偿单元相对的轴承表面。流体自通道8A和8B无阻力地通过内孔(最好是中心孔9B和9A)分别进入轴承表面14B和14A。流体保持着轴承腔穴10B和10A中的压力。然后流体越过各自的泄流表面11B和11A而流出轴承表面。

流体流出轴承表面的阻力取决于轴承表面的宽度和长度、腔穴的宽度和长度、轴承间隙以及流体粘度。在此假设所有轴承表面具有相同的尺寸。然而对于本领域的熟练人员来说，如何进行不相同尺寸的轴承的计算是件容易的事。这里轴承表面的宽度是b，轴承表面的长度是a，泄流表面的宽度为l，而轴承腔穴圆角半径为r_P。对流出轴承表面14A和14B和流体的阻力R_11A和R_11B分别为 $R_{11A}=\frac{6\mathrm{\μ}}{h_{12A}^3[\frac{\mathrm{\π}}{{\mathrm{Log}}_e\left[\frac{r_P+l}{r_P}\right]}+\frac{a+b-4(1+r_P)}{l}]}---\left(5\right)$ $R_{11B}=\frac{6\mathrm{\μ}}{h_{12B}^3[\frac{\mathrm{\π}}{{\mathrm{Log}}_e\left[\frac{r_P+l}{r_P}\right]}+\frac{a+b-4(1+r_P)}{l}]}---\left(6\right)$

结合图3中的等效电路，若给定供流压力为P₆₉，则在轴承表面腔穴10A与10B中的压力P_10A与P_10B将分别为： $P_{10A}=\frac{P_s{P}_{11A}}{R_{6B}+R_{11A}}---\left(7\right)$ $P_{10B}=\frac{P_s{R}_{11B}}{R_{6A}+R_{11B}}---\left(8\right)$

轴承压力差所产生的作用在轴承滑座上的净力值将取决于轴承表面的有效面积，注意到自补偿单元对此面积的影响可以忽略，对于矩形腔穴轴承表面，流体轴承设计的熟练人员将不费力地把有效面积A表示为 $+\mathrm{\π}[\frac{l(2r_P+l)}{{2\mathrm{Log}}_e\left(\frac{r_P+l}{r_P}\right)}-r_P^2]---\left(9\right)$

轴承所能支承的力F为：

F＝A_有效(P_10A-P_10B)                      (10)

为了充分体现轴承性能，必须将上述诸等式结合起来，以显示出负载容量是轴承位移、以及自补偿单元与轴承表面二者间相对液流阻力的函数。

轴承滑座未加载荷时，h_12A和h_12B值相等并等于名义间隙h。承载时，轴承滑座在Y方向上的位移将为δ。注意到液流阻力各自具有乘以轴承间隙立方倒数的恒定的比例系数，如果补偿单元阻力系数对轴承表面阻力系数之比是γ，则综合上述各式而产生负载容量F的公式：

将负载容量对位移δ求导则产生出轴承刚性K的表达式：

$+\frac{3}{[\frac{r}{h^3}+{(h-\mathrm{\δ})}^{-3}]{(h-\mathrm{\δ})}^4}$ $-\frac{3}{{[\frac{r}{h^3}+{(h+\mathrm{\δ})}^{-3}]}^2{(h+\mathrm{\δ})}^7}$ $+\frac{3}{[\frac{r}{h^3}+{(h+\mathrm{\δ})}^{-3}]{(h+\mathrm{\δ})}^4}\}---\left(12\right)$

图6和7表示了单位有效面积和单位供流压力下的负载容量和刚性，它们都是轴承位移、以及自补偿单元与轴承表面二者间相对液流阻力的函数。流出轴承滑座的液流总阻力将是图3中各阻力的和。

作为例子，考虑使用上述各公式进行本发明设计的下述结果，并与现有技术固定阻力毛细管补偿轴承的性能加以对比：供流压力P_a(牛/米²，磅/英寸²，大气压)2,028,600    294       20粘度μ(牛·秒/米²)(水)                0.001轴承名义间隙h(米，英寸)                0.000010     0.000394宽度b(米，英寸)                        0.0400       1.57长度a(米，英寸)                        0.0500       1.97泄流面宽度l(米，英寸)                  0.0100       0.39腔穴圆角半径r_p(米，英寸)              0.0050       0.20流体通过轴承台面的阻力                 3.91E+10每对轴承垫的有效面积(厘米²，英寸²)   21.72        3.39六对轴承垫对支承滑座的作用结果：

                                   自补偿       毛细管

R_限流器/R_轴承                       3           1间隙团合50％时的负载容置(牛，磅)        23470 5274  17456 3923初始刚性(牛/微米，磅/微英寸)            5948  33.98 3966  22.66间隙闭合25％时的刚性(牛/微米，磅/微英寸)5096  29.12 3628  20.72间隙闭合50％时的刚性(牛/微米，磅/微英寸)2158 12.34 2498 14.28流量             (升/分)                1.5        1.2泵功率           (瓦)                              51         40D₂              (米)                   0.0164D₁              (米)                   0.0100补偿器台面宽度  (毫米)                  3.18D₄              (米)                   0.0400D₃              (米)                   0.0264泄流阻力                                9.96E+10R_泄流/R_阻流器                           0.85

这些结果表明：这里所提出的轴承的设计，可以很容易地通过建立在轴承性能的精确解析表达基础上的展开程序而进行公式化的设计。上述轴承性能与通常的固定阻力毛细管补偿轴承相比较后的结果显示出自补偿轴承优越的负载能力和刚性。

如图所示，这一实施例的腔穴10A和10B大致是矩形的，其宽度约与具有环状空间的环状沟槽5A和5B的外径相当，而横向槽15A(15B)的宽度小于腔穴的宽度及腔穴较长的纵向长度。

如图5中所示及前面所述的，为了更好地支承一个直线运动的机床工作台28，可以使用主轴承导轨21提供Y和Z方向的约束，使用第二导轨17来提供Y方向的约束。两个轴承导轨都固定在机座29上。在主轴承导轨上的是图4所示的轴承滑座23和相同的滑座31。这些滑座有正交设置的相对的自补偿轴承对，于是每个滑座能抵抗Y、Z方向的力。轴承26A和26B的工作情况如同图1与2的轴承滑座中的一对轴承14A和14B那样，当在Y方向加载时，轴承间隙24A和24B变化，导致压力差的产生，如前面已讨论过的，平衡了所加的载荷。类似地，由于改变了间隙25A和25B的尺寸，建立了压力差，轴承27A和27B支承着Z方向所施加的载荷。流体由泵20经过管线21供入轴承滑座。

如前面所讨论过的，在第二轴承导轨上的是滑座19以及相同的滑座23，这两个轴承滑座均只支承Y方向的载荷。注意到间隙18的大小数量级大于轴承的名义间隙h，这使得单向约束轴承不约束Z方向的运动，因而两轴承导轨绕Y轴的角度定向不是很严格的，这有助于降低制造成本。

由于导轨17的位置离开导轨22一定距离，就可以提供对绕X轴转动的约束。类似地，由于滑座装置19、23和30、31在X方向隔开配置，绕Z轴的转动亦被约束。滑座23和31在X方向隔开设置保证绕Y轴的转动被约束，而轴承滑座19、30和23、31在Z方向隔开设置能约束绕X轴的转动。

一般地说，本发明的各种目的是这样达到的：在一装置中借助一个或两个矩形截面的直的轴承导轨17而提供精确和平稳的直线运动，导轨导引着一个或多个轴承滑座19，它们支撑着工作台的表面，而工作台被导引着沿直线路径运动。借助于压力流体薄膜使轴承滑座19与轴承导轨17不发生机械接触。压力流体自面对轴承导轨的选定的滑座表面上的相对的凹腔穴10A和10B中流出。调节流向腔穴的液流使之在腔穴间建立起压力差，从而补偿施加于滑座上的载荷的变化。液流调节是以下述方式提供的：向环形凹槽(5A和5B)中提供压力流体，流体从凹槽流向环状区域中心的供流孔(7A，7B)，借助于内部或外部通道(gA，8B)供流孔与位于不同于供流孔所在表面的另一轴承滑座表面上的轴承腔穴(10B、10A)相通。

当轴承未被外力加载而处于其名义平衡位置时，液流自环形沟槽流向供流孔的液流阻力被设计成与流出轴承腔穴的液流阻力成某一比例，当施加外部载荷时，向受载侧的腔穴供流的调节器的液流阻力急剧下降，下降的比例与液流流出受载相对侧轴承腔穴时的液流阻力的下降比例大小相同。反之，向受载相对侧的轴承腔穴供流的调节器的液流阻力增加，增加的比例与液流流出受载侧轴承腔穴时的液流阻力的增加比例大小相同。结果是在受载侧的腔穴中压力急剧上升而在受载相对侧的轴承腔穴中压力急剧下降，从而很快地建立起补偿所加载荷的压力差。调节装置的作用建立在轴承自身的几何形状以及轴承自身的运动之上，因而将本设计称为自补偿。

在这一点上，本发明与现有技术的区别是明显的。图8示出了一种由Stansfield描述的自补偿液流调节单元的现有技术(F、M、stansfield机床或类似用途的流体静压轴承127～131页)，图9示出这种形式轴承的等效阻力示意图。流体通过连接于压力源上的孔35进入补偿单元，流体流过补偿器台面36进入矩形环槽37，然后流入通道38并被引至位于自补偿单元相对一侧的轴承中，此轴承的液流阻力用电阻40表示。将能够注意到存在一个大的缝隙使流体自矩形沟槽37经表面39直接接地，这极大地降低了轴承性能，因为这种作用相当于短路接地。然而，这种设计可以用于主轴，这是因为通过主轴的旋转，自限流器接地的泄漏流体实际上被泵入邻近的腔穴中。Stansfield自己承认此项技术“仅用于轴颈(轴承)中。”如果欲将此种设计用于如本发明目的的具有相对设置的轴承垫的直线轴承中，其刚性将很低而泄流很大。

用10中表示了由German manufacturer，Zollern Inc使用的另一种现有技术的自补偿液流调节单元，这种单元实际上位于轴承当中，由相对的自补偿单元向轴承提供流体。图11示出了这种型式轴承的等效阻力示意图。来自压力源的流体进入沟槽41，而后自沟槽41流出经过台面42和43流至补偿器收集沟槽44和45。槽44和45与一个公共通道相连，该公共通道将流体送至相对侧的轴承垫中。从与所示的补偿单元相对的那个补偿单元流来的流体经过孔48进入矩形环状的腔穴47中，然后流体经过表面49流出轴承。应注意到，流体可从补偿器收集槽44和45经过表面46漏向矩形环47，结果导致性能下降。此外，轴承的大部分面积被补偿器所占据，这一事实进一步降低了轴承的性能。

图12表示出另一种自补偿液流调整单元，由Hoffer于1948年获得美国专利(US2,449,297)，槽50和51连接压力源，流体流过台面53和54进入补偿器收集槽52。从压力供应沟槽产生的泄流流过表面55。而从补偿器收集沟槽52产生的泄流则流过表面56和57。如果压力供应沟槽短于收集沟槽，而且表面56和57也是短的，则将如图8所示的设计那样形成短路阻力而接地。如果压力供应沟槽长于收集沟槽52和/或表面56是长的，则其净效果将是液流进入收集沟槽的端部，如图14中流场示意图所示的那样。虽然从理论上说有可能调整系统的几何诸元而使得在收集槽的端部没有净流入或净流出，然而这将需要大量的限制性的元件制型和试验。这样为用户的特定需要而设计一种新轴承的代价太昂贵。这种设计最常得到的结果是液流进入补偿器收集沟槽52的端部。端部区域还容易受到污物或速度效应的影响并在轴承的性能方面起到有害的作用。实际上，如图14所示，当轴承运动时存在着一种净环流，它易于将污物吸入补偿收集槽的端部。

与上述或其它现有技术相比，由本发明提出的新的环状自补偿单元被证明有其完全确定的特点；对这种单元的设计已经提出精确的表达式以及能对轴承性能作出预见。试验表明这种轴承已精确地实现了其预期的性能，这是按照本发明成功的设计标准化轴承的诸关键因素之一，因为它能使制造者能以最低的成本而又快速地满足客户的变化着的需求。

不象现有技术那样去推测补偿沟槽和供应沟槽的端部处的流场会是怎样，本发明保证在该流场会是怎样这点上不会产生疑问。为使本发明中的流场得以充分的确定就必须完全对称，绕所有轴线的平面对称意味着是圆，于是产生出图1、图2和图15的环状自偿单元。这一设计由于其简单性因而是出色的和新颖的。再者，圆环状(6A，6B)在结构上优于现有技术的直线元件，而且从环形压力沟槽(5A，5B)沿表面(4A，4B)的均匀的径向泄流可以防止污物进入自补偿单元。于是这里所提出的新设计不仅是确定的和结构上优越的，而且是自清洁的。

这些优点是使本发明的流体静压轴承处于机床设计行业先进水平的关键。正如图16中成本曲线所示，静压轴承远贵于滚动元件轴承，但是静压轴承可提供更优良的性能，特别是静压轴承对表面加工精度不敏感，它们的静摩擦为零、磨损率为零，有大的负载容量和大的刚性，有出色的抗冲击能力以及不受过载影响，而过载会使滚动元件轴承在轴承导轨表面上产生刻痕。

然而至今流体静压轴承尚未得到广泛使用，这是因为通常使用的油会产生污染，而且有起火的危险；补偿单元会被堵塞或受到污物的损害；而且调整补偿单元液流阻力与轴承表面液流阻力间的关系经常是即困难又昂贵的；在轴承中粘性剪切还会产生过热。

而在另一方面，本发明的新设计具有如此的确定性，它可使工程师选择轴承间隙和流体类型以消除这些问题，从而有助于使图16中的静压曲线下移，因而使本发明的静压轴承在应用重迭区对滚动元件轴承变得有更大的竞争性。特别是如前面诸页中所提过的，由于间隙可以很容易地做得很小，因而可用水作为静压流体。水具有高的热容量和良好的导热性。结果在快速循环时，该轴承所产生的热量并不多于滚动元件轴承。另外，象以前对静压油轴承所做的那样，水实际上可以预冷以使轴承等温，用水将使其变得更容易。

轴承设计者所遇到的其它问题之一是速度。如图16中所示速度使难度系数增加。对于普通的静压轴承，液流被压出并流过轴承表面。但当轴承运动时，因轴承和导轨间的相对剪切运动而迫使一侧的流体回流。实际上，当流入等于流出时便是允许的最大速度V_max，而这发生在； $V_{\max }=\frac{P_s{h}^2}{6\mathrm{l\μ}}---\left(13\right)$

即使是用水作为液压流体，当减少轴承间隙以降低流量和所需的泵功率时，速度会很快地达到一个低值。

如图1和2中所示的本发明的自补偿单元提供了一个泄流。对轴承运动的一个方向来说，该泄流被泵入轴承中从而可防止空气进入轴承。自泄流表面4A和4B流出的泄流分别被高速地带过沟槽15A和15B并分别对着轴承表面11A和11B流去。泵入作用仅仅产生一个极低的压力，因而不会影响轴承的性能。然而，在速度大于等式(13)所允许的速度的情况下，空气将取代流体而被吸入轴承。如果空气被吸入轴承，将发生刚性急剧丧失而轴承可能“落地”。现有的防止空气吸入轴承的方法是使用大间隙和高压力。但是，这将引起过多热量的产生，这些热量是由于形成大流量所需的泵功率而产生的。

如图17所示，可以这样设计轴承；压力流体通过供流孔60进入补偿单元，流体充满环61，流过补偿台面62进入供流孔63，如在图1与图2中的实施例那样。流出环61的泄流越过表面64，通常泄流经沟槽65流出。当轴承沿X方向运动时，某些泄流将粘附在轴承导轨的表面上并被带过表面64而落到轴承表面66上。然而当速度超过等式(13)所允许的速度时，进入轴承腔穴67的流体将由空气取代。当沿X的反方向运动时，可以轴承的另一端使用象60～61那样的第二个补偿单元(未示出)，或者使用由孔71供流的辅助沟槽70。自沟槽70流出经过表面69的液流将给轴承增加少量的负载容量和刚性。但其主要目的是在高速运动时给轴承表面的前缘供以液流。

由于本发明自补偿液体静压轴承或流体静压轴承设计的坚固性及其确定性，它特别适用于如图1、4和5所示的标准化装置。进而，如果需要也可以使用包括空气和其它气体在内的其它压力流体。本领域的熟练技术人员可对本发明做出进一步的改进，所有这些将被视为未超出由后附诸权利要求所确定的本发明的精神与范围。

Claims (11)

1.一种直线运动流体静压轴承包括一对相对的轴承滑座表面，用以接纳在其中间并沿其方向延伸的轴承导轨，其特征在于，在每个轴承表面上具有位于该轴承表面上的相似的腔穴，压力流体自腔穴中流出以便在导轨和轴承滑座表面间的间隙中提供流体薄膜，每个轴承表面上有与相应腔穴纵向相隔的压力流体接受槽；还包括自上述每一接受槽，经轴承表面的外部向位于相对轴承表面上的腔穴供应压力流体的装置，当轴承未受外力加载而处于名义平衡位置与名义间隙时，流出该沟槽的液流阻力被调整成与流出相对表面上腔穴的液流阻力成某一比例；以及包括向沟槽供应压力流体的装置，从而当外力施加在轴承上时，通过为补偿所加载荷而在相对的腔穴间建立起的压力差，与载荷引起的间隙变化成比例地对液流加以调节，以便对载荷进行自补偿；压力流体接受槽大致具有圆环形轮廓；一圆形台面在每个环形沟槽之上并被其所包围，压力流体自该沟槽越过所述台面而进入大致在中心的孔，以向位于相对的轴表面上的腔穴供应压力流体。

2.如权利要求1所述的流体静压轴承，其特征在于，压力流体供给装置从一压力源向在环形沟槽中的一个孔供给流体。

3.如权利要求1所述的流体静压轴承，其特征在于，还有一个位于相应腔穴与环形沟槽之间的跨越每一轴承表面而横向延伸的沟槽，用以排放由环形沟槽沿上述表面向外流出的泄流。

4.如权利要求3所述的流体静压轴承，其特征在于，在所述腔穴的与环状沟槽相对的另一侧还有一横向延伸的沟槽。

5.如权利要求3所述的流体静压轴承，其特征在于，在轴承表面上在相应腔穴的与所述环状沟槽相对的另一侧还有一环状沟槽。

6.如权利要求3所述的流体静压轴承，其特征在于，在轴承表面上在相应腔穴的与环形沟槽相对的另一侧设有另外的流体供给槽装置，以便当轴承滑座高速运动时向腔穴的前缘进一步供给额外的流体，以防止空气进入腔穴。

7.如权利要求1所述的流体静压轴承，其特征在于，上述轴承滑座是一个仅提供一个直线约束的小型的标准化滑座，上述轴承可用螺栓连接到工作台上以助于支承工作台并导引工作台的运动。

8.如权利要求1所述的流体静压轴承，其特征在于，上述轴承滑座是一个仅提供两个直线约束的小型的标准化滑座，可用螺栓连接到工作台上以助于支承工作台并导引工作台的运动。

9.一种流体静压轴承，包括一个导轨和一个轴承滑座，通过向轴承腔穴提供加压流体并使流体充满导轨与滑座间的间隙，使导轨与滑座不发生接触，其特征在于，流向轴承腔穴的流体被一个其位置与上述腔穴相对的补偿装置所调节，于是由施加的载荷所引起的轴承位移使得腔穴区域的轴承间隙减小，同时也使得液流调节补偿装置区域的轴承间隙增加，上述补偿装置包括一个与上述腔穴相连的凹下的中心孔区，一个围绕上述凹下中心孔区的高起的台面区，一个围绕上述台面区并与流体压力源相连的凹下的压力源环状沟槽区，于是自上述压力源沟槽区流向上述凹下的中心孔区的流体借助于间隙和上述台面区的尺寸与形状而被调节，一个围绕上述压力源沟槽区的大的高起的表面区阻止流体由压力源沟槽区向外泄流。

10.如权利要求9所述的流体静压轴承，其特征在于，上述凹下的中心孔区、台面区和压力源沟槽区全部为圆形。

11.如权利要求9所述的流体静压轴承，其特征在于，轴承的每一端都有一个上述的补偿装置，向一个或两个与之相对的腔穴供应液流因而在上述轴承座高速运动时，允许泄流通过粘性剪力自上述补偿装置进入上述腔穴的前缘以防止空气进入腔穴。

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