本发明是涉及流体轴承，特别是像使用于工作机器的主轴等的流体轴承。

传统的技术的用来支承工作机器的主轴等的旋转轴的径向流体轴承，如图2 0所示，在轴承面是隔着适当的间隔且在旋转方向并列地形成四边形(参照图20 (A))或U字型(参照图20(B))的静态压力凹槽14，而静态压力凹槽14以外的 轴承面区域则是设计成动态压力产生用轴支承部15。

同样地，推力流体轴承，如图21所示，是形成有让形成于砂轮轴S等的旋 转轴的中央部的凸缘的端面对向地相接着的推力轴承面，推力轴承面是保留了外 周与内周区域而在中间区域形成了同轴心的连续圆环带状(参照图21(A))或不 连续圆环带状(参照图21(B)(C))的静态压力凹槽34。而且在推力轴承面，静 态压力凹槽34以外的区域则是设计成动态压力产生用轴支承部35a、b、 c。(凸缘部F则是以图17的推力轴承面的中心轴线为中心旋转。)

当静态压力凹槽34是不连续的圆环带状时，是把外周区域的动态压力产生 用轴支承部35a与内周区域的动态压力产生用轴支承部35b之间的静态压 力凹槽34均等分割(在图标的例子中是分割成四等份)，则让静态压力凹槽34 形成为不连续圆环带状，而用来分割静态压力凹槽34的圆周四等份的放射状的 半径方向动态压力产生用轴支承部35c，则是把外周区域动态压力产生用轴支 承部35a与内周区域动态压力产生用轴支承部35b连结在一起。

而在流体轴承中是有非分离型与分离型。在分离型中，在轴颈轴承的情况， 如图20(C)所示在邻接的静态压力凹槽14、14之间在动态压力产生用轴支 承部15是形成有穿过轴方向的分离沟槽19，动态压力产生用轴支承部15让 每个静态压力凹槽都被分离开来，在推力轴承的情况，如图21(C)所示在半径 方向动态压力产生用轴支承部35c是形成有穿过半径方向的分离沟槽19，半 径方向动态压力产生用轴支承部35c则让每个静态压力凹槽都被分离开来。

在非分离型中，在轴颈轴承的情况的动态压力产生用轴支承部15或在推力 轴承的情况的半径方向动态压力产生用轴支承部35c就没有像分离型的分离 沟槽19。(参照图20(A)(B)、图21(B))

而且，不管在轴颈轴承或推力轴承，都有供油孔17开口于静态压力凹槽1 4、34的底面。而供油孔是连接到像连接到外部的泵浦等的压油供给源的磨床 的砂轮主轴外壳的油供给孔等的供油通路。

在上述的流体轴承，来自于供油孔17经过减压调整的润滑油会流出到静态 压力凹槽14、34，会流满静态压力凹槽14、34与旋转轴的外周面或凸缘 部的端面的空间，然后会在外侧的动态压力产生用轴支承部15、35a与旋转 轴的外周面或凸缘部的端面之间被挤压而从两侧排出到外部。

藉此，而会有静态压力流体轴承的机能，而流满静态压力凹槽14、34与 旋转轴的外周面或凸缘部的端面的空间的润滑油，会存在于动态压力产生用轴支 承部15、35a与旋转轴的外周面或凸缘部的端面之间的间隙，而在旋转轴旋 转时，则藉由在动态压力产生用轴支承部15、35a与旋转轴的外周面或凸缘 部的端面的间隙的被挤压的润滑油的楔紧作用而产生了动态压力，则在流体轴承 加上了动态压力效果。

在上述的传统技术的流体轴承，其中的非分离型，特别是动态压力产生用轴 支承部是高效率形成，而提高动态压力效果的U字型的静态压力凹槽的轴颈流体 轴承其刚性及衰减性都很高。

可是，一旦旋转轴的旋转速度达到高速，在动态压力产生用轴支承部就会藉 由流体摩擦而在润滑油产生大量的热量。其结果，就是外侧固定的轴承会被加热 而膨胀，轴承间隙会缩小，动态压力产生用轴支承部的润滑油的发热量会增大。

如此一来，就会产生轴承又会再热膨胀、轴承间隙也会缩小、且润滑油的发 热量越来越大的恶性循环。

这个动态压力产生用轴支承部的润滑油的发热情形的增大及轴承间隙的缩 小的因果周期经过一段时间，会关系到轴承性能的恶化，最后就会让旋转轴与轴 承构件烧毁。

而为了解决非分离型的发热问题，虽然可以做成在动态压力产生用轴支承部 形成分离沟槽的分离型，可是分离型跟非分离型比较起来其轴承负荷能力较低， 也就是其刚性较低。

而且在高速化的情形，会产生吸入空气的情形，因此所造成的气泡则会对轴 承的性能造成影响。

而且当旋转轴的旋转速度趋向高速时，要提高动态压力支承刚性的需求、与 要抑制在动态压力产生用轴支承部的发热情形的需求，这两者是互相抵触的。

本发明其目的就是要同时达成提升上述习知技术的流体轴承的轴承刚性、及 要抑制动态压力产生用轴支承部的发热情形。

传统的型式的流体轴承，涉及轴承间隙或润滑油的供给排出，在初期设置的 条件轴承性能就固定了。因此一定要设计出能达到最大的要求性能的流体轴承。 而在最大性能的状态使用虽然其刚性够高，而所散发的热量也变得很大。

而由于旋转轴高速旋转时的热变形所造成的轴承间隙的变化、及伴随轴承润 滑油的温度变化所造成的黏性的变化，在实际上使用的状态也常常会偏离最适当 的节流比。即使可以推演出使用时的状况来设计，而如果旋转轴的旋转速度或轴 成的润滑油的温度等改变的话，还是会偏离最适当的条件。

本发明就是要做成可以在使用时设定上述的传统技术的流体轴承的轴承刚 性与动态压力产生用轴支承部的发热的平衡的最适当的节流比，而希望在使用条 件下发挥最高性能。

本发明的流体轴承，在用来支承旋转轴的轴承面，是在旋转轴的滑动面的移 动方向隔着适当的间隔来排列设置复数的静态压力凹槽，而在静态压力凹槽以外 的区域形成有动态压力产生用轴支承部，连通到供油手段的供油孔是开口于轴承 面的静态压力凹槽；且有一个以上的经由可变节流器而连通到排出手段的排油孔 是开口于动态压力产生用轴支承部。

可变节流器是因应旋转轴的旋转速度所调整的节流器，是根据轴承作动状态 检测手段所检测的检测讯号且藉由控制手段来控制开关的可变节流阀。

轴承作动状态检测手段是由：用来检测出旋转轴的旋转速度的旋转速度检测 手段、用来检测出轴承内的流体压力的压力感应器、用来检测轴承面与旋转轴的 滑动面的轴承间隙的变位计、及用来测定轴承内的流体温度的温度感应器所构 成。

流体轴承是有：供支承旋转轴的轴承面是用来支承旋转轴的滑动面也就是外 周面的轴颈轴承面的形式的轴颈轴承的情况；供支承旋转轴的轴承面是用来形成 旋转轴的滑动面也就是形成旋转轴的其中一部分的端面例如是用来支承凸缘的 端面的推力轴承面的形式的推力轴承的情况；或是轴颈轴承面与推力轴承面并存 的形式的轴承的情况。

轴颈轴承面的静态压力凹槽，例如为：四边形的凹槽、或具有在轴承面朝圆 周方向延伸相对向平行的脚部的U字型的凹槽、或形成有独立于凹槽内的动态压 力产生用轴支承部的四边形的框形的凹槽。

轴颈轴承的构造是：以形成于内周面的内套筒被嵌装于轴承外壳的内周面的 两层一体的轴承构件构成了轴颈轴承面，在轴承外壳与内套筒的嵌合面是在圆周 方向形成了供油通路，供油孔的其中一端侧是经由供油通路而连通到供油手段。

推力轴承的静态压力凹槽，是形成于圆环带状的外周区域动态压力产生用轴 支承部与内周区域动态压力产生用轴支承部之间，而藉由连结着外周区域动态压 力产生用轴支承部与内周区域动态压力产生用轴支承部的复数的半径方向动态 压力产生用轴支承部而被分割成复数个，且有一个以上的排油孔开口于各个半径 方向动态压力产生用轴支承部。

在流体轴承，从外部的压油供给源所供给的调整成适当压力的润滑油，会通 过供油孔而流出到静态压力凹槽，会流满静态压力凹槽，然后流到动态压力产生 用轴支承部与旋转轴的外周面的间隙，从排油孔流出，会藉由可变节流器调节而 排出。

藉由让排油孔经由节流器连通到排出手段，则可以防止空穴现象且可调整刚 性或发热的平衡性的调整。

流体轴承在静态压力凹槽会有径向静态压力流体轴承的机能，在动态压力产 生用轴支承部的润滑油，是藉由旋转轴的旋转的楔紧作用而产生了动态压力，让 动态压力效果施加在流体轴承。

而且节流器是可变节流器，藉由以控制手段来控制开关，来调整流体轴承内 的压力分布，让流体轴承的刚性与来自于排油孔的排油量的平衡性保持在最适当 的情形。

图1是本发明的实施的第一、二型态的径向流体轴承的剖面立体图。 图2是本发明的实施的第一、二型态的径向流体轴承的轴承面展开图。 图3是本发明的实施的第一、二型态的径向流体轴承的其它形式的轴承面展开 图。 图4是本发明的实施的第一、二型态的径向流体轴承的其它形式的轴承面展开 图。 图5是本发明的实施的第一、二型态的径向流体轴承的作用说明图。 图6是本发明的实施的第一型态的径向流体轴承作动中的静刚性曲线图。 图7是本发明的实施的第一型态的径向流体轴承作动中的温度曲线图。 图8是适用本发明的实施的第一型态的径向流体轴承的砂轮轴的构造图。 图9是适用本发明的实施的第二型态的径向流体轴承的砂轮轴的构造图。 图10是图2的轴承面的径向流体轴承的作用说明图。 图11是本发明的实施的第二型态的径向流体轴承作动中的静刚性曲线图。 图12是本发明的实施的第二型态的径向流体轴承作动中的温度曲线图。 图13是本发明的实施的第二型态的径向流体轴承作动的节流器与旋转速度的 关系曲线图。 图14是本发明的实施的第二型态的径向流体轴承作动的节流器与轴承内温度 的关系曲线图。 图15是本发明的实施的第二型态的径向流体轴承的低负荷时的发热控制曲线 图。 图16是本发明的实施的第三型态的推力流体轴承的轴承面正面图。 图17是适用本发明的实施的第三型态的推力流体轴承的砂轮轴的构造图。 图18是本发明的实施的第三型态的推力流体轴承作动中的静刚性曲线图。 图19是本发明的实施的第三型态的推力流体轴承作动中的温度曲线图。 图20是传统技术的径向流体轴承的轴承面展开图。 图21是传统技术的推力流体轴承的轴承面正面图。

接下来根据图面来说明本发明的实施型态的流体轴承。

本发明的实施型态的流体轴承，例如像图5、图9及图17所示是使用磨床 的砂轮轴S来作为旋转轴。在砂轮主轴外壳C是设置有：砂轮轴S、也就是可自 由旋转地支承着旋转轴的外周面的径向流体轴承10、20，且因应需求而并设 有推力流体轴承30。而在图5的排油系统的两方，在图9的排油系统的其中一 方是省略了供油通路中的节流器。

首先针对本发明的第一实施型态的径向流体轴承10来加以说明。

径向流体轴承的轴承构件11，如图1所示，是让可自由旋转地支承着像砂 轮轴S等的旋转轴的外周面的圆筒状的内套筒12藉由压入、或热压配合等方式 而被嵌装一体化到圆筒形的轴承外壳13的内周面而组成双层构造，是被嵌装在 砂轮主轴外壳C。

在内套筒12的内周面也就是轴承面，是以适当的数目在圆周方向等间隔排 列形成有：如图2所示的四边形的静态压力凹槽14、或图3所示的具有延伸于 旋转轴的外周面的旋转方向的平行部的U字型的静态压力凹槽14。(旋转轴相对 于图3的内套筒12的圆周面是从下方朝上方旋转。)

在内套筒12的内周面，在围绕着静态压力凹槽14的静态压力凹槽14以 外的区域是设计成动态压力轴支承部15。

如图1所示，在内套筒12的外周面，除了两侧端部是在整个圆周形成有圆 周方向的凹槽，在内套筒12被嵌装于轴承外壳13的状态下，凹槽形成了轴承 外壳13的内周面与供油圆周通路16，在供油圆周通路16，是连接着来自于 泵浦P等的外部的压油供给源的附有节流阀的供油管路L，例如是连接到磨床的 砂轮主轴外壳C的供油孔。

与供油圆周通路16连通在一起的供油孔17是开口于静态压力凹槽14 的中央部，在内套筒12则贯通着分别开口于端面与动态压力产生用轴支承部1 5的排油孔18。

排油孔18的动态压力产生用轴支承部15的开口部，是以适当的数量设置 在邻接的静态压力凹槽14、14之间，在图标的例子当中，是设有一处、或在 旋转轴的轴方向隔着间隔而设有两处。

在内套筒12的端面的排油孔18的开口，是经由节流器、最好是可变节流 器41(例如电磁可变节流阀)而连接着排油管42，排油管42会到达到油槽4 3(参照图1)。

在上述的轴承构件11，从泵浦P等的外部的压油供给源所供给到供油圆周 通路16的调整成适当压力的润滑油，会通过供油孔17而流出到静态压力凹槽 14，会流满静态压力凹槽14，然后流到动态压力产生用轴支承部15与旋转 轴的外周面的间隙也就是轴承间隙，从排油孔18流出，会藉由可变节流器41 调节而经由排油管42排出到油槽43。

藉由在排油孔设置节流器(可变节流器41)，则可以防止空穴现象且可调整 刚性或发热的平衡性的调整。

流动于供油圆周通路16的润滑油，是用来从内侧冷却由于动态压力产生用 轴支承部15的流体摩擦产生的发热而被加热的动态压力产生用轴支承部1 5。

于是，上述的流体轴承在静态压力凹槽14会有径向静态压力流体轴承的机 能，存在于动态压力产生用轴支承部15与旋转轴的外周面的间隙的润滑油，是 藉由旋转轴的旋转的楔紧作用而产生了动态压力，让动态压力效果施加在流体轴 承。

此时的轴承面如图6(A)所示的a-a压力分布，会变成如图6(B)，会因应 排油管42的调节阻尼而变化。也就是会藉由可变节流器41的调节而变化。

而且，图7所示的藉由排油管42的调节阻尼的变化造成的后述的流体轴承 的静刚性及由于动态压力产生用轴支承部的润滑油的发热造成的轴承的温度上 升的性能会变化，当调整阻尼变大时，则曲线会变位到上方。

在下述的为了同时维持高静刚性与抑制温度上升而设置在没有分离沟槽的 动态压力产生用轴支承部15的排油孔18，特别是在高速旋转时，排出效率越 好，则由于卷入空气而造成的空穴现象产生的可能性越高，虽然会对轴承性能造 成妨碍，可是因为在排油管42设置有节流器也就是管路阻尼，防止了排油孔1 8的压力变成负压的情形。于是防止了空穴现象的问题的发生。

并且藉由节流器也就是可变节流器，则可以调整流体轴承内的压力分布，所 以可以让流体轴承的刚性与来自于排油孔18的排油量的平衡性保持在最适当 的情况。

针对因流体轴承的静刚性及动态压力产生用轴支承部的润滑油的发热所造 成的轴承温度的上升加以叙述，流体轴承的静刚性会变成如图7所示，动态压力 产生用轴支承部的润滑油的发热造成的轴承的温度上升则会变成如图8所示。

在图中，本发明的在动态压力产生用轴支承部15设置排油孔18的构造是 以实线表示，而习知技术的动态压力产生用轴支承部的非分离型是用虚线表示， 分离型是以一点虚线来表示。

也就是说，本发明的流体轴承，藉由将适当数量的排油孔开口于在动态压力 产生用轴支承部没有分离沟槽的非分离型流体轴承的动态压力产生用轴支承部 15，其静刚性是相近于动态压力产生用轴支承部非分离型，其温度上升性能是 相近于动态压力产生用轴支承部分离型，虽然其性能是稍差于动态压力产生用轴 支承部非分离型及动态压力产生用轴支承部分离型，还是可以完全发挥其性能， 则同时能提升刚性且抑制发热，而解决了动态压力产生用轴支承部非分离型及动 态压力产生用轴支承部分离型各自的问题。

虽然静态压力凹槽14的形状是像图2的四边形、图3的U字型，而静态压 力凹槽14的形状并不限定于此，例如像图4地围绕着中央独立的动态压力产生 用轴支承部15的四边形的框型也可以。

藉由将静态压力凹槽14作成四边形的框形，则比图2的四边形的构造还要 能够提高动态压力效果、刚性、及衰减性。

上述U字型的构造与四边形的框形的构造相比其动态压力产生用轴支承部 15在砂轮轴S的旋转方向连续性较长，而可以更加提高其动态压力效果。

当由于工作物的材质或要求精度而要变更砂轮的转速时，则藉由因应砂轮轴 S的旋转速度的增减来调整可变节流器41造成的阻尼，则可以因应速度来调整 轴承刚性与发热情况的平衡性。则可以让各种工作机器的旋转轴的轴承构件共通 化，因应所要求的轴承性能从离开轴承处来调整可变节流器41的阻尼也可以。

在图1中，由于在内套筒12的外周设置有供油圆周通路16，虽然排油孔 18是被设置成从内套筒的内周面通到侧面，而由于排油孔18的加工的容易 性、且容易做配管，所以把供油圆周通路16在圆周方向分隔成复数个作成凹槽 形状、或不作供油圆周通路16、或与供油孔17同样地把排油孔18设置成垂 直相交于砂轮轴S的方向也可以。

接下来针对发明的第二实施型态的径向轴承20来加以说明。

第二型态的径向流体轴承20的径向流体轴承本身，虽然是与第一型态的径 向流体轴承11(参照图1)相同的构造，而是使用图9所示的磨床的砂轮轴S。

在砂轮主轴外壳C，是设置着可自由旋转地支承着砂轮轴S也就是旋转轴的 外周面的径向流体轴承20，是设计成会藉由如前述的图5所示的第一实施型态 的径向流体轴承相同的供给排出润滑油的动作来产生作用。

发明的第二实施型态的存在于径向流体轴承20的排油管42的可变节流 器41，例如是连接到控制器21的电磁可变节流阀，其开关是因应藉由控制器 所控制的轴承油的温度、凹槽内的压力、间隙等的变化来调整，而成为轴承刚性 与动态压力产生轴支承部的发热的平衡性的最适当的节流比，而可以在使用条件 下发挥最高的性能。

在图9所示的适用第二实施型态的径向流体轴承10的磨床，在砂轮轴S， 是设置有能测定砂轮轴S的旋转速度的编码器22，在静态压力凹槽14或排油 管42是安装有温度感应器23，是用来测定润滑油的温度。并且在静态压力凹 槽14安装有压力感应器24或变位计25，用来测定静态压力凹槽内的压力或 轴承间隙。

设置成连接到可变节流器41且用来控制可变节流器41(电磁可变节流阀) 的控制器21，是输入着来自于编码器22、温度感应器23、压力感应器24、 及变位计25的各测定值讯号，是分别连接到编码器22、温度感应器23、压 力感应器24、及变位计25。

而且，因应上述各测定量的控制器21，是要把轴承的刚性与发热情形的平 衡性调整到最适当，而来调整可变节流器41。而实际上最好是在设计的阶段就 选择出上述的测定量中需要的东西。

而在图9中，虽然省略了左侧的流体轴承20的排油系统，而左侧的流体轴 承20也与右侧的流体轴承20同样的，在上面设置温度感应器23、压力感应 器24、及变位计25，且把讯号输入到控制器21也可以。

当由于工作物的材质或所要求的加工精度而要变更砂轮轴S的旋转速度 时，以旋转速度的测定值为根据藉由调整可变节流器41，则控制器21就可以 因应旋转速度来调整轴承刚性与发热的平衡性。如图1及图12所示，在一般的 情况，旋转速度越高，则在动态压力效果的影响之下、虽然刚性会变的越高，而 润滑油的流体摩擦造成的发热也变的越大。

可是，在图12中在让润滑油的温度到达稳定之前是使旋转轴以一定的旋转 速度旋转，取出当旋转速度是0时的稳定温度与在各旋转速度的稳定温度的差 值。藉此，如图13所示在低速旋转时关闭节流器来提高刚性，在高速旋转时开 启可变节流器41来减低所需要以上的刚性的上升情形，则可抑制润滑油的温度 的上升。

在工作对象的加工中，特别是在旋转轴的高速旋转时，藉由动态压力产生用 轴支承部15与润滑油的流体摩擦所造成的发热，轴承构件11或砂轮轴S会产 生热变形让轴承间隙缩小，润滑油温度上升则润滑油的温度会变低，轴承性能会 变化。

即使在这种情况，而以用温度感应器23测定的润滑油温度当作根据，如图 14所示因应润滑油温度与节流器的关系来调整节流器也可以。而以用压力感应 器24测定的静态压力凹槽14内的压力当作根据，因应静态压力凹槽14内的 压力与节流器的关系来调整节流器也可以。而以用变位计25测定的轴承间隙当 作根据，因应轴承间隙与节流器的关系来调整节流器也可以。如此就可以将流体 轴承20维持在最适当的状态。

在这个发明，藉由在每个排油孔18设置可变节流器41(参照图5(A))，则 可以个别调整节流器而成为如图10所示的压力分布。也就是说，可以提升从加 工法就决定的负荷方向的轴承的刚性。当加工物的方向变更或交换加工物时则轴 承的负荷也会变化。

在这种情况，如图15所示，虽然显示了节流器阻尼一定的流体轴承不论其 负荷的变化为何其温度的上升都相同，而本发明的流体轴承藉由控制器21而在 高负荷时关闭可变节流器41来提高刚性，在低负荷时打开可变节流器41增加 排出量则可以防止无谓的温度上升。

本发明的流体轴承是藉由因应砂轮轴S的旋转速度、润滑油温度、静态压力 凹槽内的压力、及轴承间隙来调整可变节流器41，则可以把轴承刚性与发热的 平衡性维持在最适当的状态。

在上述的第二实施型态，虽然只在砂轮轴S的两端支承的其中一方的轴承构 件11设置状态检测手段也就是温度感应器23、压力感应器24、及变位计2 5且控制着可变节流器41，而在另一方的轴承构件11也设置同样的可变节流 器41也可以。

接下来针对发明的第三实施型态的推力流体轴承30来加以说明。

推力轴承30其构造为，如图17所示，形成于砂轮轴S等的旋转轴的中央 部的凸缘部F的端面是滑动自如地相对向所形成的相接的推力轴承面31，形成 有插通着砂轮轴S的中心孔32的圆环板体也就是轴承构件33是被嵌装在磨 床的砂轮主轴外壳C，在凸缘部F的端面相对向而相接的砂轮主轴外壳C的部份 的面是直接形成圆环带状的推力轴承面。

轴承构件33也可以组成为形成像第一实施型态的轴承构件11的供油通 路的双层构造。

在相接于形成于砂轮轴S等的旋转轴的中央部的凸缘F的端面的圆环带状 的推力轴承面31，如图16所示是保留了外周与内周区域而在中间区域形成了 同轴心的不连续圆环带状的静态压力凹槽34。而且在推力轴承面31，静态压 力凹槽34以外的区域，则是设计成动态压力产生用轴支承部35。(凸缘部F则 是以图17的推力轴承面31的中心轴线为中心旋转。)

具体来看，推力轴承面31，是把外周区域的动态压力产生用轴支承部35 a与内周区域的动态压力产生用轴支承部35b之间的静态压力凹槽34在圆 周方向均等分割(在图标的例子中是分割成四等份)，则让静态压力凹槽34形成 为不连续圆环带状，而供油孔17是开口于各个静态压力凹槽34的底面。而用 来分割静态压力凹槽34的圆周四等份的放射状的半径方向动态压力产生用轴 支承部35c，则是把外周区域动态压力产生用轴支承部35a与内周区域动态 压力产生用轴支承部35b连结在一起。

有适当数量的排油孔36(在图标的例子中是一个)开口于各个放射状的半径 方向动态压力产生用轴支承部35c。在排油孔36的流出侧，是经由与第一实 施型态相同的节流器、最好是可变节流器41(例如是电磁可变节流阀)而连接着 排油管42，排油管42会到达到油槽43(参照图17)。

开口于推力轴承面31的静态压力凹槽34的底面的供油孔17，是贯穿着 推力轴承30的内部，供油孔是连接到像连接到外部的泵浦P等的压油供给源的 例如磨床的砂轮主轴外壳C的油供给孔等的供油通路。

因应需求，而与第二实施型态的情况同样地，以旋转速度的测定值为根据， 藉由让控制器21来调整可变节流器41(电磁可变节流阀)，而因应旋转速度来 调整轴承刚性与发热的平衡性。

也就是说，输入了来自于设置成与第二实施型态同样的编码器22、温度感 应器23、压力感应器24及变位计25的各种测定值讯号的控制器21，会因 应上述各测定值来调整可变节流器41让轴承刚性与发热的平衡性变成最适当 的情况，而适当的进行在高速旋转与低速旋转时的轴承性能的切换。

推力轴承30的润滑油的供给、排出的流动，是与上述的第一实施型态及第 二实施型态的径向轴承相同。

与上述的第一实施型态与第二实施型态的径向轴承相异之处在于，虽然不期 望能有效利用动态压力效果且让消耗动力减低，而能完全发挥低发热化的性质。

对应旋转速度的静刚性性能及温度上升减低性能，如图18及图19所示， 是比传统技术的分离型(图21(C))或没有排油孔的非分离型(图21(B))要优 秀。

让润滑油的排出动作经由排油孔36来进行的结果，则控制了来自于轴承的 内周侧、外周侧的流出量，密封的能力就不会不够。

在上述的实施型态，虽然是叙述适用于磨床的砂轮轴的流体轴承的状态，而 本发明的流体轴承并不限定于磨床的砂轮轴，不只是适用于切削机、研磨机、自 动换刀数字控制机床等的各种工作机器，也可适用于其它各种机器的旋转轴。

在本发明的流体轴承，是藉由让供油孔开口于静态压力凹槽，让排油孔开口 于动态压力产生用轴支承部，则可以发挥本来互相抵触的动态压力产生用轴支承 部非分离型的高静刚性的维持与动态压力产生用轴支承部分离型的温度上升抑 制性这两种性能。

而且，在排油孔经由节流器而连通到排出手段的情况，防止了排油孔的空穴 现象的产生，进而防止了轴承性能的故障，例如防止了最坏的烧毁的情形，且除 了排油孔的位置或数量，藉由适当地在排油孔设置节流器等的阻尼，则可以控制 排出状态。

并且，由于节流器是可变节流器，所以即使当由于工作对象的材质或要求精 度而要改变旋转轴的旋转速度、轴承油的温度产生变化、轴承油的黏性或轴承间 隙变化的情况，由于可随时适当地调整节流器，所以可以调整流体轴承内的压力 分布，则可以将流体轴承的刚性与来自于排油孔的排油量的平衡性保持在最适当 的状态。

而且，可变节流器是可根据旋转轴的旋转速度、轴承内的温度、流体压力、 轴承间隙等的检测量而自动地加以调整。

并且，藉由在每个排油孔设置可变节流器，则可以提高负荷方向的轴承刚 性。当低负荷时则开启节流器而可以防止无谓的温度上升。

藉由可变节流器则让轴承刚性的设计容易化，并且增加了轴承刚性的自由 度，藉由节流器阻尼的变更则可以适当地调整轴承性能，而可以让轴承构件共通 化。

在形成有轴承构件内的供油通路的情况，则可以从内侧来冷却由于流动的润 滑油的流体摩擦造成的发热而被加热的动态压力产生用轴支承部。

而且当轴承构件是双层构造时，就很容易进行供油通路的加工，生产性也很 好，生产成本也会变得很便宜。