【発明の詳細な説明】
治具システム
本発明は、非常に高い回転速度で動作して、非常に高い有効出力で工作する回
転治具に関する。発明の背景
従来の工作機械は、高速切削工具をスピンドルに取り付けられた工具ホルダに
保持する転動体スピンドルを使用する。工具を十分に確実に保持するために、通
常スピンドルの直径は工具の直径の数倍である。スピンドルは、半径方向及び軸
方向の負荷容量を与え、典型的には電気モータによって動力を供給される転動体
軸受内で回転する。
しかしながらアルミニウムやチタニウムを切削するに必要とされるように、ス
ピンドル回転速度及び出力が増大するにつれ、例えば軸受の粘性抵抗が増大し、
このことは幾つかの転動体を備える軸受の使用を必要とする。さらにこれは、例
えば高速フライス加工などの動作を実施する際に機械が移動する速度よりも高速
の並進速度で頻繁に発生するが、機械が対象物に衝突するとスピンドルが多くの
対象物に損傷を与えることとなる。加えてもしくは代わりに、転動体に予めかか
る負荷を減少させ、軸受によって消費される出力を低下させることがある。しか
しながらこれは、軸受の剛性を低下させ、機械加工時に結果として多くの工具の
ずれを引き起こし、さらに不正確な加工を引き起こす。
基本的な問題点は、上述のようにスピンドルに工具を確実に保持する目的で、
工具のシャフトの直径よりも何倍も大きなスピンドルの直径を必要とするという
点にある。その上より大きな直径の軸受を使用することに関する不利は、粘性に
よる出力損失が軸受の直径の二乗と転動体の数にしたがって増大することによる
、高い出力損失と大きな熱の発生にある。ＤＮ値（ＤＮ値とは回転数（rpm）に
直径（mm）をかけた値である）で200万以上に転動体軸受の速度を増加させるこ
とは、投資の面で大きな制限があり、実施がひかえられる。また統合された電気
モータを使用して50kWを越える出力レベルでスピンドルを駆動することは、モー
タによって発生される熱が事実上の熱誤動作を引き起こすので、全く好ましくな
い。また従来の高速高出力転動体スピンドルのコストは、おおよそ10万ドルより
かなり
高い。
その結果近年、圧縮空気によって支持されるスピンドルが使用され、非常に高
速での動作を可能とする。しかしながら安定した空気軸受に対して、非常に小さ
な半径の軸受ギャップが必要とされる。したがって水の10分の１の粘性を有する
空気でさえも、非常に高速では著しい粘性抵抗による出力損失を発生することが
ある。加えて空気は、低い圧力において安全に使用することができるのみであり
、その値はおおよそ14.06kg／cm2（200psi）であり、それで高速空気軸受スピン
ドルの負荷容量は転動体スピンドルの負荷容量よりも遥かに小さい。さらに空気
の圧縮性により、これらのシステムは非常に扱いにくく、典型的には何らかのス
ピンドルに負荷される衝撃が、非常に高価なスピンドルを破壊する激しい衝撃と
なる。
非常に高速で使用するための従来のスピンドル技術の他の型式は、磁気軸受を
使用する。磁気軸受は１mmのギャップをもって動作可能であり、したがってせん
断出力損失を発生しない。しかしながら電磁石は空気軸受よりも小さな負荷支持
圧力しか発生せず、したがって電磁石が切削工具に供給可能な出力もはなはだ制
限されている。また転動体及び空気軸受のように、磁気軸受スピンドルは非常に
高い速度で衝撃を受けると、軸のエネルギーは常にシステムそれ自体を破壊する
。
利用できる軸受技術の他の形式は、静圧軸受の利用を含む。しかしながら粘性
せん断により生じる出力損失のために、圧力流体として油が使用される場合、こ
のような軸受は典型的には500000よりも大きなDNの速度値では動作させることが
できない。したがって直径50mmの油静圧スピンドルは10000rpmよりも高速で運転
することができない。しかし圧力流体として水を使用する場合には、水圧による
静圧軸受が高速においてかなりのせん断出力損失を持っているとしても、特に大
きな直径のスピンドルが使用される場合には、水の粘性が油よりも低いためによ
り高速を達成可能である。例えば直径50mmの水スピンドルは、50000rpmにおいて
約60kWの軸受損失を有する。
出力密度を最大にして（よって損失を減少させて）及び工具回転の正確さを増
大させる（非常に高い速度では不均衡を防ぐことが必要である）目的で、本発明
は、工具のシャフトの表面に静圧軸受の特徴を統合することによって、分離した
スピンドルと分離した工具ホルダに関する必要を排除する全体の種々のアプロー
チをとる。さらに非常に高い動作出力をもって工具を駆動し、かつ分離した駆動
源（例えばモータ）とスピンドル／工具間の結合問題を排除するために、タービ
ンが工具自体のシャフトの中に統合される。典型的には水である高圧流体がシス
テムに作用すると、流体はタービンを駆動して、工具の動作（例えば切削）のた
めの非常に高い有効出力を備える非常に高い角速度でタービンを回転させる。加
えて高圧流体はまた、非常に高い半径方向及び軸方向の静圧軸受容量に関する性
能を備える。
例えば本発明にしたがって構成された直径25mmの工具に185atmの流体圧を作用
させると、100000rpmで切削するための100kWの出力を発生し、半径方向及び軸方
向に対してこの軸受はそれぞれ8000ニュートンの力に耐えることができる。粘性
流体せん断により生じるこのシステムの出力損失は、タービンによって発生する
全出力が125kWであるのに対して、おおよそ25kWである。これは従来のボールベ
アリングフライススピンドルがわずか50000rpmで運転される場合の損失にほぼ等
しい。出力及び速度におけるこの主な進歩は、転動ボールベアリングシステム技
術の現在の状態を一桁超えて、製造業の生産性を増大させることができる。
さらにここに開示するように、切削工具のシャフト自体に静圧軸受を配置する
ことにより（したがって工具ホルダ及び比較的大きな直径のスピンドルに対する
必要を排除することにより）及び工具のシャフトを回転させることにより、妥当
な電力消費（おおよそ22kW）で駆動する高速（100000rpm）システムを設計する
ことが可能である。ここに開示するように、分離したモータを排除して、代わり
に部品が工具のシャフトに統合されている水車で工具を駆動することによって、
大きな高出力モータを小さな工具のシャフトに結合させることの困難が緩和され
る。水車は、非常に高い機械加工出力が得られる（おおよそ100000rpmで100kW）
ように、高速での電気モータよりも高い出力密度を提供する。このような出力で
は、水の流量が大きいので、結果として低い温度上昇しか生じない。また大気の
数百倍もしくは数千倍の静圧を使用するので、非常に高い軸受負荷容量を容易に
得ることができる。本発明の目的
本発明の主目的は、新しい及び改良された治具システムを提供し、並びに切削
工具、スピンドルのシャフト、スピンドルの軸受及び動力源の機能を、ここでは
ターボツール（登録商標）システムとして時に称される単一部品内に統合するこ
とによって上記従来技術の困難及び制限を排除する方法を提供することである。
本発明の更なる目的は、工具が納められるボアがジルコニアのような耐摩耗性
材料から形成することができ、また静圧軸受補正が工具のシャフト表面に形成さ
れるというような、静圧軸受の特徴が工具表面に直に形成される、新規なシステ
ムを提供することである。
本発明の更なる目的は、タービン部品に作用する高圧流体源によって工具が直
接駆動されるような、工具のシャフトの軸流、半径流もしくは斜流タービンを提
供することである。
さらなる目的は、新規なシステム内のその部品が、システムが高圧水もしくは
切削流体によって動作可能である材料から製造されるそのようなシステムを提供
することである。
本発明の更なる目的は、回収タンクに吸い出されないシステムを出る流体が、
工具の中央に供給され、さらに工具の中央に沿って軸方向に通過し工具の冷却材
として供給されるように、工具の半径方向供給孔を工具システム内に統合するこ
とである。
他の及び更なる目的は、以降に説明され、より詳細には添付の請求項に詳述さ
れる。概要
要約すれば、その観点の一つからは、本発明は統合された治具システムを含み
、このシステムは工具支持ボア、ボア内のシャフトの表面及び流体駆動タービン
を組み合わせて備え、工具支持ボアは、その内部で軸方向に工具のシャフトを支
持してそれ自体スピンドルとして機能し、ボア外側に延伸する前面の切削端部を
備え、ボア内のシャフトの表面はそこに形成される溝を備えてボア内部でそれ自
体回転部品として機能するような静圧軸受機能を工具に与え、流体駆動タービン
は工具のシャフトを回転するように工具のシャフトの後面端部で全体的に組み込
まれている。
本発明は、静圧軸受によってボアに支持される工具に関し、静圧軸受は工具の
シャフト自体が回転部品であるような工具のシャフトに直接作用し、工作機械に
接続するように、加工可能なように工具を回転するような駆動力が工具のシャフ
トに統合されて形成されている半径流、軸流もしくは斜流タービンによって与え
られ、静圧軸受及びタービンは高圧流体源によって作動される。
好ましい実施例及び最適実施例が以下に記述される。図面
本発明は添付の図面を参照してさらに詳細に記述される。
図１は、速度の関数として半径方向に沿ったタービン出力をプロットしたもの
であり、これは、外径47mm、内径40mmの軸流タービンに関し、直径25mmの工具の
シャフトに関する軸方向静圧軸受せん断出力損失も合わせてプロットし、この損
失は正味約100kWの出力に対して最適されている。
図２は、外径47mm、内径40mmの軸流タービンに関する速度の関数として得るこ
とができる半径方向に沿った最大タービン出力及び直径25mmの工具のシャフトに
関する軸方向静圧軸受せん断出力損失をプロットしたものである。
図３は、システムとして軸受及びタービンの設計を最適化するのに使用される
ソフトウエア設計スプレッドシートを示す。
図４は、本発明にしたがって構成され、高圧ポンプにより駆動されるターボツ
ール形式のスピンドルを備える工作機械システムを示す。
図５は、軸流形式のターボツールシステムの断面図を示す。
図６は、図5の軸流ターボツールシステムの端面図である。本発明の好適な実施例
製造業界でのより高いコスト競争のために、高給機械工が低賃金機械工よりも
より速く部品を製造することができるより進んだ工具が必要とされている。これ
は機械を利用して種々の方法で達成される。しかしながら大型航空機のように切
削部品が長時間機械の上にあることを要求される場合には、より速いスピンドル
の速度が必要とされ、それによって工作機械が従来の機械（これは通常低労働コ
スト製造者が使用するものであるが）で可能であったよりも一桁速く大量の金属
もしくは他の材料を取り出すことを可能とする。
したがって目に見えた目標は、製造業者が経済的及び丈夫なシステムを利用し
て、工具に対する非常な高い速度を使用可能にするというものである。セラミッ
クボールベアリングもしくは磁気軸受高速スピンドルに関する既存の設計は、先
に議論したように、非常に高価でありまた非常に扱いにくく、したがって本当に
必要とされているものを提供しない。水静圧軸受及び水車を組み合わせた本発明
は、非常に丈夫な高速システムをもたらし、このシステムでは工作機械に取り付
けられたユニットが実際上全く安価である。結果としてユニットが衝撃を受けた
としても、わずかな損失しか被らない。
スピンドルシステムによる熱の発生とコストを最低とするために、及び先に説
明した他の理由によって、本発明ではスピンドルのシャフトとして工具のシャフ
ト自体を使用する。これにより、以前に注意したように、しばしばコンプライア
ンス及び誤動作の基となる工具ホルダの必要が排除される。工具に対する回転出
力をどのように与えるかという問題は、本発明の概念にしたがう工具のシャフト
に統合的に形成されたタービンブレードによって工具を駆動することで解決され
た。この構成は、非常にコストの高い高速モータや付随する正確な軸受や駆動電
子部品の必要を排除し、スピンドルが工作物に激しく衝突した場合にも、装置の
高価な部品は破壊されずにすむ。
本発明により提供される一般的な解決は、工具システムを提供することによっ
て及び工具を回転させる駆動力を提供することによって目標に取り組む。このシ
ステムでは、工具が静圧軸受によってボア内に支持され、静圧軸受は工具のシャ
フトそれ自体が回転部品であるような工具のシャフトに直接作用し、また駆動力
は統合された半径流、軸流もしくは斜流タービンによって、工作機械内で切削な
どの動作を行うことができるよう与えられ、静圧軸受及びタービンは高圧流体源
によって作動される。
上記本質の好ましい構成を説明する図を参照する前に、本システムの物理的現
象を熟考することが先ず有用であると考える。
例えばアルミニウムを加工する際、一般的な目の子勘定では、直径25mmの刃を
使用することを考えると、速度が1000rpm増す毎に１kWの出力が必要である。以
前に述べたように、図１は、実例となる外径47mm、内径40mmの軸流タービンに対
す
る速度の関数として半径方向に沿ったタービンの出力と、例えば直径25mmの工具
のシャフトに対する軸方向軸受せん断力損失とをプロットしたものである。ター
ビンは速度の三乗則に基づいて出力を発生し、したがって速度が増すにつれ、発
生される出力が非常に高くなることが注意される。例えば100000rpmでは、発生
される無損失出力は140kWに達し、40kWの損失及び無効出力が認められる。この
構成に対して、ポンプ圧力は202atm（2970psi）であり、流量は0.020m3／s（311
gpm）である。図３はこの特別な例証となるシステムを設計するのに使用された
スプレッドシートを示す。
半径方向及び軸方向軸受が同様の供給圧力から作動されるとすれば、直径わず
か25mmの工具の軸でさえも、これらの軸受は8000Nの力を支持可能であり、この
とき100000rpmにおける工具の半径方向の負荷は175kWの出力を示す。したがって
この軸受けは、機械的な力を支持するのに適し、この設計は「良好な平衡」を備
える。
先に述べたように図２は、外径47mm、内径40mmの軸流タービンの実例に対する
速度の関数として得られる妥当な半径方向に沿った最大のタービンの出力と、直
径25mmの工具のシャフトに対する軸方向静圧軸受せん断力損失とをプロットした
ものである。100000rpmにおいて発生する出力は377kWほどである。図３に示され
るスプレッドシート使用して設計された（図３はより低い出力と流れのタービン
に対して実際に最適化されたものであるが、型式は同様である）この構成に関し
て、ポンプ圧力は500atm（7350psi）、流量は0.034m3／s（544gpm）である。
半径方向及び軸方向軸受の表面は、1994年５月４日に提出された同時係属中の
米国特許出願第237,852号及び第237,853号に開示されている原則を利用して設計
することが可能である。統合された通常のタービン設計の方程式はタービンを設
計する熟練した技術者にとっては公知であるが、軸受設計の定則は図３のような
スプレッドシートによって最適化可能である。図３に記載されるスプレッドシー
トは、最適化された平衡システムを設計するのに使用可能であり、軸受はタービ
ンと同様の動力源から駆動することができ、かつ切削負荷に相応に対抗すること
ができる。
このように設計された好ましい統合されたシステムが図４〜６に示される。図
４には、複合工作機械100がＹ軸及びＺ軸を支持するためのブリッジ型システム
と共に示されているが、もちろんシステムは如何なる他の工作機械形状とするこ
とも可能である。テーブル102は、しばしばテーブル自体と同じ大きさとされる
部分101を支持する。例えば航空機に関する部分品は、アルミニウムの固い帯を
材料として最小の重量と最大の強さとなるように曲げられる。統合された工具−
軸受−タービンシステム（ここではターボツールと呼ぶ）１は、ハウジングシス
テム200内に保持される。圧力供給／戻りライン204はその中に導管を備え、これ
はシステム200に例えば185atmの圧力を供給する１以上の導管と、圧力供給−フ
ィルター冷却システム210に出口の流れを戻す１以上の導管とからなる。
図５には、本発明の例証となる軸流タービンターボツールシステムの断面が示
される。工具１は、前部ハウジング２内に配置され、ボアのテーパの付いた前部
の左手端を越えて左方に工具の切削端部が延伸し、タービン駆動ハウジング10を
支持する右手端の後に記述する後部に工具の後部端が接続される。静圧軸受の補
正特徴は、半径方向の溝の静圧軸受30a及び30bを形成するように工具１のシャフ
トに直接形成される。これらの軸受への高圧ポート37を介して供給される高圧流
体は、圧力環38を介して供給される。軸受からの流体は、角を持って形成される
穴4a及び4bを介してドレインポート3a及び3bへ接続される環5a及び5bを介して排
出される。この構成は、工具に高い負荷容量を与え、ボールベアリングスピンド
ルシステムで共通に使用されるクランプ型式の工具ホルダ内の工具を保持するよ
りもより確実に保持する。自己補正特徴を備える水静圧軸受は、これと共通の譲
受人の米国特許第5,281,032号及び第5,104,237号に開示される。
高速でフライス加工する際、工具を介する冷却剤の供給を可能にする高速カッ
プリングがないので、工具に冷却剤を効果的に供給することができない。さらに
工具の高い速度は工具の周りに強力な渦を作り出し、この渦は冷却剤が切削領域
に外部から噴射されるのを妨げる。この問題に当たって、冷却剤は前部の排出溝
5aと直列の半径方向の穴21を介して工具に入れることが可能である。さらに冷却
剤は穴22を介して工具に沿って軸方向に移動し、23a、23b、23cのような穴を経
て切削表面で工具から出ることができる。所望であればより長い工具を使用する
ことができ、工具への冷却剤の流れが別個のバルブシステムによって制御できる
よ
うに、冷却剤の入口の穴21は排出溝5aから離して位置させることができる。
タービンシステムは、前部ハウジング２に取り付けられ、Ｏリング14でシール
された後部ハウジング10内に納められる。図６に示されるように、ボルト61がシ
ステムを共に締め付ける。図５に示されるように、タービン及びスラスト軸受に
対する主圧力供給入口57は、工具と直列に、後部ハウジング10の背面にある。図
６の後方から見た図では、中心コア58を支持する複数の（ここでは８つ示される
）放射状支持フィン56aが示される。曲線的な供給トンネル62は、流体が固定入
口タービンブレード47に達した際、高圧高流量流体が自由に流れること及びうま
く分散することを可能にする。タービンブレードを描く際に当業の熟練した者に
とって慣習であるので、ここではタービンブレードが「Ｘ」で示される。当業者
には公知であるように、これらの固定ブレード47は軸方向に流れる流体を取り込
み、流体の流れを周方向に向け直し、それによって流体に角運動量を伝達する。
流体はギャップ52を横切り回転タービンブレード46に接する。本発明によれば、
この回転タービンブレードは、工具１のシャフトに統合され、この設計ではスラ
スト軸受シリンダ51の外径に直接機械加工される。タービンブレード46は、その
ときの渦流体を受容するように角度を付けられ、本質的に流れから角運動量を導
き出し、それによって水車設計の本技術の如く、工具１は高速かつ大きな出力で
回転させられる。流体はタービンブレード46を出て、周囲の環45を介して自由に
流れ、さらに大きな周囲の回収チャンバ12へと半径方向に流れる。ここで流体は
後部ハウジング10のドレイン11a及び11bを経て外に出る。
図３のスプレッドシートは、タービンブレードを横切る高い静圧を維持してキ
ャビテーションを防ぐのに必要な要件を示す。圧力はタービンの出口で十分に高
く、キャビテーションを防ぎ、図４の供給システム210に過度の寸法のホースを
介して押し出す。ホースの寸法は本例証の直径25mmの工具に対して約40mmである
。ここに示される100000rpm、正味100kWの出力のシステムに対するホースの束は
、１本のおおよそ直径40mmの高圧（200atm）供給ライン及び３本のおおよそ直径
40mmの中圧（100atm）戻りラインからなる。
システムに対してスラスト軸受機能を与えるために、入口ディフューザ62から
流入流れの幾らかは、周囲のランド54と工具のシャフト端部59の間の小さなギャ
ップ53を横切って流れることが可能である。この小さなギャップは10〜15μm程
度である。流体は中央のドレインポケット55に入り、さらにドレイン溝5bに工具
の通過穴56を介して軸方向に流れ、ここで主システムに回収され戻される。工具
１を引っ張り出そうとする力に逆らい、後部スラスト軸受54を予荷重するように
作用するスラスト軸受のもう一方の端部は、前部ハウジング２のボア間の10μm
程度の半径方向のギャップによって形成される入口抵抗44で形成される。流体は
この半径方向のギャップを軸方向に流れ、スラスト軸受ポケット43に入る。スラ
ストポケットを出る流体流れに対する抵抗は、軸方向ランド42及び半径方向ラン
ド41によって与えられ、これらはどちらも10μm程度である。スラスト軸受表面
の相対的な直径は切削スラスト負荷に耐える寸法でなければならず、差圧によっ
て発生するスラスト負荷はタービンを横切る。スラスト軸受のこの型式は、先に
参照した米国特許出願第237,853号に開示されている型式である。もちろんスラ
スト軸受補正システムの他の如何なる型式のものも使用することができる。
本発明のこの技術的な手法を既存の工作機械スピンドル設計と比較すると、統
合された電気モータスピンドルはまた、かなりの熱をスピンドルのシャフトに付
加し、その結果モータを非効率にし、不必要な温度上昇を招き、熱による誤動作
を引き起こす。流量が大きく、駆動流体の温度上昇が最小であるため、このター
ビン駆動はかなり高い出力密度をもたらす。
半径流及び半径／軸の混在流のような他の種々の型式のタービンが存在し、ダ
イヤフラム補正及びオリフィス補正のような他の種々の型式の静圧軸受が存在す
る。またこれらの異なる構成要素は、上述のような統合された工具−スピンドル
−駆動システムを形成するのに組み合わせることができる。上記に開示されたシ
ステムは、高効率で高生産性を備えると考えられ、これは本明細書で示された。
しかしながら工具自体のシャフトに軸受及びタービンの機能を組み合わせるとい
うこの発想の本質を利用して、他のシステムもまた設計することができ、構築す
ることができる。しかしそれらのシステムは本発明の範囲内であると考えられる
。さらにまた本発明を当業の熟練した者によって変更することもできるであろう
、そのようなものは全て、添付の請求の範囲によって画定される本発明の精神及
び範囲内にあるものと考えられる。The present invention relates to a rotary jig that operates at a very high rotational speed and works with a very high effective output. BACKGROUND OF THE INVENTION Conventional machine tools use rolling element spindles that hold a high speed cutting tool in a tool holder mounted on the spindle. In order to hold the tool sufficiently securely, the diameter of the spindle is usually several times the diameter of the tool. The spindle provides radial and axial load capacity, and typically rotates in rolling element bearings powered by an electric motor. However, as the spindle speed and power are increased, as required for cutting aluminum and titanium, for example, the viscous drag of the bearing increases, which requires the use of a bearing with several rolling elements. I do. Furthermore, this often occurs at translation speeds higher than the speed at which the machine moves when performing operations such as high speed milling, but when the machine collides with an object, the spindle can damage many objects. Will give. Additionally or alternatively, the preload on the rolling elements may be reduced, reducing the power consumed by the bearing. However, this reduces the stiffness of the bearing, resulting in many tool misalignments during machining and further inaccurate machining. The basic problem is that in order to securely hold the tool on the spindle as described above, a spindle diameter many times larger than the diameter of the tool shaft is required. Moreover, the disadvantages of using larger diameter bearings are high power losses and large heat generation, as the power losses due to viscosity increase with the square of the bearing diameter and the number of rolling elements. Increasing the speed of rolling element bearings to more than 2 million in DN value (the DN value is the value obtained by multiplying the number of revolutions (rpm) by the diameter (mm)) has a large investment limitation and has been implemented. Is changed. Also, using an integrated electric motor to drive the spindle at power levels in excess of 50 kW is completely undesirable as the heat generated by the motor causes a virtual thermal malfunction. Also, the cost of conventional high speed, high power rolling element spindles is significantly higher than approximately $ 100,000. As a result, in recent years spindles supported by compressed air have been used, which allows very high speed operation. However, for a stable air bearing, a very small radius bearing gap is required. Thus, even air having a tenth of the viscosity of water can produce power loss at very high speeds due to significant viscous drag. In addition air is only can be used safely at low pressures, the values are approximate 14.06kg / cm 2 (200psi), so the load capacity of the high speed air bearing spindle than the load capacity of the rolling element spindle Is also much smaller. Furthermore, due to the compressibility of the air, these systems are very cumbersome, and the impact typically applied to some spindles is a severe impact that destroys very expensive spindles. Another type of conventional spindle technology for use at very high speeds uses magnetic bearings. The magnetic bearing can operate with a gap of 1 mm and therefore does not generate shear power loss. However, electromagnets generate less load-bearing pressure than air bearings, and thus the power that the electromagnet can supply to the cutting tool is still very limited. Also, as with rolling elements and air bearings, when magnetic bearing spindles are impacted at very high speeds, the energy of the shaft always destroys the system itself. Other types of bearing technology available include the use of hydrostatic bearings. However, when oil is used as the pressure fluid, such bearings cannot be operated at speed values of DN typically greater than 500,000, due to power losses caused by viscous shear. Therefore, a hydrostatic spindle with a diameter of 50 mm cannot be operated at a speed higher than 10,000 rpm. However, when water is used as the pressurized fluid, the viscosity of the water increases, especially when large diameter spindles are used, even if the hydrostatic hydrostatic bearings have considerable shear power loss at high speeds. Higher speeds can be achieved because they are lower. For example, a water spindle with a diameter of 50 mm has a bearing loss of about 60 kW at 50,000 rpm. For the purpose of maximizing power density (and thus reducing losses) and increasing the accuracy of tool rotation (it is necessary to prevent imbalance at very high speeds), the present invention provides for By integrating the features of hydrostatic bearings on the surface, an overall different approach is taken that eliminates the need for separate spindles and separate tool holders. In addition, the turbine is integrated into the tool's own shaft to drive the tool with very high operating power and to eliminate coupling issues between the separate drive (eg, motor) and the spindle / tool. When high pressure fluid, typically water, acts on the system, the fluid drives the turbine to rotate it at a very high angular velocity with a very high effective power for tool operation (eg, cutting). In addition, high pressure fluids also provide very high radial and axial hydrostatic bearing capacity performance. For example, applying a fluid pressure of 185 atm to a tool having a diameter of 25 mm constructed in accordance with the present invention produces an output of 100 kW for cutting at 100,000 rpm, and this bearing has a radial and axial direction of 8000 Newtons each. Can withstand the power. The power loss of this system caused by viscous fluid shear is approximately 25 kW, compared to the total power generated by the turbine of 125 kW. This is roughly equivalent to the loss when a conventional ball bearing milling spindle is operated at only 50,000 rpm. This major advance in power and speed can increase manufacturing productivity by an order of magnitude beyond the current state of rolling ball bearing system technology. Further, as disclosed herein, by placing a hydrostatic bearing on the cutting tool shaft itself (and thus eliminating the need for a tool holder and a relatively large diameter spindle) and by rotating the tool shaft. It is possible to design a high-speed (100,000 rpm) system that operates at a reasonable power consumption (approximately 22 kW). As disclosed herein, the elimination of a separate motor and instead of coupling a large high power motor to a small tool shaft by driving the tool with a water wheel whose parts are integrated into the tool shaft. Difficulty is eased. Water turbines provide higher power densities than electric motors at high speeds, so that very high machining power is obtained (approximately 100 kW at 100,000 rpm). At such an output, the flow rate of water is high, resulting in only a low temperature rise. Also, since a static pressure several hundred times or several thousand times the atmosphere is used, a very high bearing load capacity can be easily obtained. OBJECTS OF THE INVENTION It is a primary object of the present invention to provide a new and improved jig system and to provide the functions of a cutting tool, a spindle shaft, a spindle bearing and a power source, herein a Turbo Tool® system. It is to provide a method that eliminates the difficulties and limitations of the prior art by integrating them into a single part, sometimes referred to as It is a further object of the present invention to provide a hydrostatic bearing in which the bore in which the tool is placed can be formed from a wear resistant material such as zirconia and a hydrostatic bearing compensation is formed on the shaft surface of the tool. Is to provide a novel system that is formed directly on the tool surface. It is a further object of the present invention to provide an axial, radial or diagonal turbine on the shaft of the tool, wherein the tool is driven directly by a source of high pressure fluid acting on the turbine components. A further object is to provide such a system in which the components in the new system are manufactured from a material in which the system can be operated by high-pressure water or cutting fluid. It is a further object of the present invention that the fluid exiting the system that is not drawn into the collection tank is supplied to the center of the tool and further passes axially along the center of the tool and is supplied as coolant for the tool. Integrating the radial feed holes of the tool into the tool system. Other and further objects are described hereinafter and are more particularly set forth in the appended claims. SUMMARY In summary, from one of its aspects, the present invention includes an integrated jig system that includes a combination of a tool support bore, a surface of a shaft within the bore, and a fluid driven turbine, the tool support bore. Has a front cutting end extending axially inside the bore, supporting the tool shaft axially within it, and having a front cutting end extending outwardly of the bore, and the surface of the shaft within the bore provided with a groove formed therein. This provides the tool with a hydrostatic bearing function which itself functions as a rotating part within the bore, and a fluid-driven turbine is generally incorporated at the rear end of the tool shaft to rotate the tool shaft. SUMMARY OF THE INVENTION The present invention relates to a tool supported in a bore by a hydrostatic bearing, the hydrostatic bearing being machined such that it acts directly on a tool shaft such that the tool shaft itself is a rotating part and connects to a machine tool. The driving force to rotate the tool is provided by a radial, axial or mixed flow turbine formed integral with the shaft of the tool, and the hydrostatic bearings and turbine are operated by a high pressure fluid source. Preferred and optimal embodiments are described below. The present invention will be described in more detail with reference to the accompanying drawings. FIG. 1 is a plot of turbine power along the radial direction as a function of speed, which is for an axial flow turbine of 47 mm OD and 40 mm ID and for the axial hydrostatic bearing shear on the shaft of a 25 mm diameter tool. The power loss is also plotted and is optimized for a net power of about 100 kW. FIG. 2 plots the maximum turbine power along the radial direction that can be obtained as a function of speed for an axial turbine with an outer diameter of 47 mm and an inner diameter of 40 mm and the axial hydrostatic bearing shear power loss for the shaft of a 25 mm diameter tool. Things. FIG. 3 shows a software design spreadsheet used to optimize bearing and turbine designs as a system. FIG. 4 shows a machine tool system configured according to the invention and comprising a turbotool type spindle driven by a high pressure pump. FIG. 5 shows a sectional view of an axial flow type turbo tool system. FIG. 6 is an end view of the axial turbo tool system of FIG. Preferred Embodiments of the Invention Due to the higher cost competition in the manufacturing industry, there is a need for more advanced tools that enable high paid mechanics to produce parts faster than low paid mechanics. This can be accomplished in a variety of ways using machines. However, when cutting parts are required to be on the machine for long periods of time, such as in large aircraft, higher spindle speeds are required, thereby reducing the need for machine tools on conventional machines (which usually have low labor costs). It allows for removal of large amounts of metal or other materials an order of magnitude faster than was possible with the manufacturer's use). Thus, a visible goal is to enable manufacturers to utilize very high speeds for tools, utilizing economical and robust systems. Existing designs for ceramic ball bearings or magnetic bearing high speed spindles, as discussed above, are very expensive and very cumbersome and therefore do not provide what is really needed. The present invention in combination with hydrostatic bearings and a water wheel results in a very robust high-speed system in which the units mounted on the machine tool are practically inexpensive. As a result, even if the unit is impacted, only a small loss is incurred. In order to minimize heat generation and cost by the spindle system, and for other reasons discussed above, the present invention uses the tool shaft itself as the spindle shaft. This eliminates, as noted earlier, the need for a tool holder that is often the source of compliance and malfunction. The problem of how to provide rotational power to the tool has been solved by driving the tool with a turbine blade integrally formed on the shaft of the tool according to the concept of the present invention. This configuration eliminates the need for very costly high-speed motors and the associated precision bearings and drive electronics, and ensures that expensive components of the equipment are not destroyed if the spindle strikes the workpiece severely. . The general solution provided by the present invention addresses the goal by providing a tool system and by providing a driving force to rotate the tool. In this system, the tool is supported in a bore by a hydrostatic bearing, which acts directly on the tool shaft such that the tool shaft itself is a rotating part, and the driving force is integrated radial flow, An axial or mixed flow turbine is provided to allow operations such as cutting in the machine tool, and the hydrostatic bearings and turbine are operated by a high pressure fluid source. Before referring to the figures which illustrate the preferred configuration of the above essence, it is helpful first to consider the physical phenomena of the present system. For example, when machining aluminum, a typical eye would require a 1 kW output for every 1000 rpm increase in speed, given the use of 25 mm diameter blades. As mentioned earlier, FIG. 1 shows the output of the turbine along the radial direction as a function of speed for an illustrative 47 mm OD, 40 mm ID axial turbine, and the axial bearing for a 25 mm diameter tool shaft, for example. It is a plot of shear force loss. It is noted that the turbine generates power based on the cube law of speed, and thus, as the speed increases, the generated power becomes very high. For example, at 100,000 rpm, the lossless power generated reaches 140 kW, with a loss and reactive power of 40 kW. For this configuration, the pump pressure is 202 atm (2970 psi) and the flow rate is 0.020 m 3 / s (311 gpm). FIG. 3 shows the spreadsheet used to design this particular illustrative system. Assuming that the radial and axial bearings are operated from similar supply pressures, even with a tool shaft of only 25 mm diameter, these bearings can support a force of 8000 N, at which time the tool radius at 100000 rpm The load in the direction shows an output of 175 kW. Thus, this bearing is suitable for supporting mechanical forces, and this design has "good balance". As noted above, FIG. 2 shows the maximum turbine power along a reasonable radial direction as a function of speed for the 47 mm OD, 40 mm ID example of an axial turbine, and the 25 mm diameter tool shaft. 7 is a plot of axial static pressure bearing shear force loss. The output generated at 100000 rpm is about 377 kW. For this configuration designed using the spreadsheet shown in FIG. 3 (FIG. 3 is actually optimized for lower power and flow turbines, but the model is similar), the pump pressure Is 500 atm (7350 psi) and the flow rate is 0.034 m 3 / s (544 gpm). The surfaces of the radial and axial bearings can be designed utilizing the principles disclosed in co-pending U.S. Patent Applications Nos. 237,852 and 237,853, filed May 4, 1994. is there. While the integrated conventional turbine design equations are well known to a skilled engineer designing turbines, the bearing design rules can be optimized by a spreadsheet as in FIG. The spreadsheet described in FIG. 3 can be used to design an optimized balancing system, where the bearings can be driven from a power source similar to a turbine and have a corresponding opposition to the cutting load. Can be. A preferred integrated system designed in this way is shown in FIGS. Although FIG. 4 illustrates the combined machine tool 100 with a bridge type system for supporting the Y and Z axes, the system can of course be any other machine tool configuration. The table 102 supports a portion 101 that is often as large as the table itself. For example, aircraft components are bent to a minimum weight and maximum strength from a rigid band of aluminum. An integrated tool-bearing-turbine system (referred to herein as a turbotool) 1 is held in a housing system 200. The pressure supply / return line 204 has conduits therein that provide one or more conduits for supplying the system 200 with a pressure of, for example, 185 atm, and one or more conduits for returning the outlet flow to the pressure supply-filter cooling system 210. Consists of FIG. 5 shows a cross section of an exemplary axial turbine turbo tool system of the present invention. The tool 1 is disposed within the front housing 2 and extends beyond the left hand end of the tapered front of the bore to the left with the cutting end of the tool behind the right hand end supporting the turbine drive housing 10. The rear end of the tool is connected to the rear part to be described. The compensating feature of the hydrostatic bearing is formed directly on the shaft of the tool 1 so as to form the radial groove hydrostatic bearings 30a and 30b. High pressure fluid supplied to these bearings via high pressure ports 37 is supplied via pressure rings 38. Fluid from the bearings is discharged via rings 5a and 5b which are connected to drain ports 3a and 3b via angularly formed holes 4a and 4b. This arrangement gives the tool a higher load capacity and holds it more securely than holding the tool in a clamp-type tool holder commonly used in ball bearing spindle systems. Hydrostatic bearings with self-correcting features are disclosed in commonly assigned U.S. Patent Nos. 5,281,032 and 5,104,237. When milling at high speed, there is no high-speed coupling that allows the supply of coolant through the tool, so that coolant cannot be effectively supplied to the tool. Furthermore, the high speed of the tool creates powerful vortices around the tool, which prevent coolant from being externally injected into the cutting area. In this case, the coolant can enter the tool via a radial hole 21 in series with the front outlet groove 5a. In addition, the coolant can move axially along the tool through holes 22 and exit the tool at the cutting surface through holes such as 23a, 23b, 23c. Longer tools can be used if desired, and the coolant inlet hole 21 can be located away from the drain groove 5a so that coolant flow to the tool can be controlled by a separate valve system. it can. The turbine system is housed in a rear housing 10 mounted on the front housing 2 and sealed with an O-ring 14. As shown in FIG. 6, bolts 61 tighten the system together. As shown in FIG. 5, the main pressure supply inlet 57 for the turbine and thrust bearing is on the back of the rear housing 10 in series with the tool. In the rear view of FIG. 6, a plurality (eight here shown) of radial support fins 56a supporting the central core 58 are shown. The curvilinear feed tunnel 62 allows the high pressure, high flow fluid to flow freely and to be well dispersed when the fluid reaches the fixed inlet turbine blades 47. The turbine blades are indicated here by an "X", as is customary to those skilled in the art of drawing turbine blades. As is known to those skilled in the art, these stationary blades 47 entrap axially flowing fluid and redirect the fluid flow circumferentially, thereby transmitting angular momentum to the fluid. Fluid traverses the gap 52 and contacts the rotating turbine blade 46. According to the invention, this rotating turbine blade is integrated into the shaft of the tool 1 and in this design is machined directly to the outer diameter of the thrust bearing cylinder 51. Turbine blades 46 are angled to receive the current vortex fluid and essentially derive angular momentum from the flow, thereby causing tool 1 to rotate at high speed and high power, as in the present technology of turbine design. Can be Fluid exits the turbine blades 46 and flows freely through the surrounding annulus 45 and radially into the larger surrounding collection chamber 12. The fluid now exits via the drains 11a and 11b of the rear housing 10. The spreadsheet of FIG. 3 illustrates the requirements needed to maintain high static pressure across turbine blades to prevent cavitation. The pressure is sufficiently high at the turbine outlet to prevent cavitation and to be pushed through an oversized hose into the supply system 210 of FIG. The dimensions of the hose are about 40 mm for a 25 mm diameter tool in this example. The bundle of hoses for the 100,000 rpm, 100 kW net power system shown here consists of one high pressure (200 atm) supply line, approximately 40 mm in diameter, and three medium pressure (100 atm) return lines, approximately 40 mm in diameter. To provide a thrust bearing function for the system, some of the inflow from the inlet diffuser 62 can flow across a small gap 53 between the surrounding land 54 and the shaft end 59 of the tool. This small gap is on the order of 10-15 μm. Fluid enters the central drain pocket 55 and flows axially into the drain groove 5b through the through hole 56 of the tool, where it is collected and returned to the main system. The other end of the thrust bearing which acts against the force of pulling out the tool 1 and preloads the rear thrust bearing 54 is provided by a radial gap of the order of 10 μm between the bores of the front housing 2. It is formed by the formed inlet resistor 44. Fluid flows axially through this radial gap and enters the thrust bearing pocket 43. Resistance to fluid flow exiting the thrust pocket is provided by axial lands 42 and radial lands 41, both of the order of 10 μm. The relative diameter of the thrust bearing surface must be sized to withstand the cutting thrust load, and the thrust load created by the differential pressure will traverse the turbine. This type of thrust bearing is the type disclosed in U.S. Patent Application No. 237,853, referenced above. Of course, any other type of thrust bearing correction system can be used. Comparing this technical approach of the present invention with existing machine tool spindle designs, the integrated electric motor spindle also adds considerable heat to the spindle shaft, resulting in inefficient motors and unnecessary This causes an increase in temperature, which causes a malfunction due to heat. Due to the high flow rates and minimal temperature rise of the drive fluid, this turbine drive provides a significantly higher power density. There are various other types of turbines, such as radial flow and mixed radius / shaft flow, and various other types of hydrostatic bearings, such as diaphragm correction and orifice correction. Also, these different components can be combined to form an integrated tool-spindle-drive system as described above. The system disclosed above is believed to be highly efficient and highly productive, and has been demonstrated herein. However, taking advantage of the essence of this concept of combining bearing and turbine functions into the tool's own shaft, other systems can also be designed and constructed. However, those systems are considered to be within the scope of the present invention. Still further, the present invention could be modified by one skilled in the art, and all such are considered to be within the spirit and scope of the invention as defined by the appended claims. .
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