用于混合流体动力－流体静力推力轴承的系统和方法与流程

背景技术：

这部分意在为读者介绍可能与以下所描述和/或要求保护的本发明的各方面相关的技术的各方面。相信此讨论有助于为读者提供背景信息以便于更好理解本发明的各方面。因此，应理解，这些陈述应以此而非作为对现有技术的认可来阅读。

本文公开的主题涉及用于轴向推力轴承系统的系统和方法，该轴向推力轴承系统包括与本文所述的旋转压力交换器一起使用以及用于泵、涡轮和其他旋转机器的混合流体动力－流体静力设计特征。

诸如泵之类的旋转设备能处理各种流体。在某些应用中，轴向压力不平衡(即，两个轴向面之间的平均压力有差异)能在旋转设备的旋转部件上施加相当大的净力。由于旋转部件的重量也可引起轴向力。可使用各种轴承来促进设备的旋转部件的旋转。但是，在需要高压和/或具有挑战性的环境的情况下，旋转设备可能需要额外的或增加的轴承能力和功能。例如，在某些情况下，轴承能力不足的旋转设备会导致旋转部件与静止部件之间发生轴向接触，从而导致失速、磨损、应力，并会缩短设备的使用寿命并导致效率下降。因此，为旋转设备提供具有额外的轴承能力或额外的刚度的特征能是有益的。

技术实现要素：

在一个实施例中，提供了一种系统。该系统包括液压能量传递系统，该液压能量传递系统构造成在第一流体与第二流体之间交换压力，其中，第一流体的压力高于第二流体的压力。液压传递系统包括：构造成围绕旋转轴线周向旋转并且具有彼此相对设置的第一端面和第二端面的圆柱形转子、具有与圆柱形转子的第一端面相面对的第一表面的第一端盖以及构造成抵抗圆柱形转子的轴向位移的混合流体动力－流体静力轴承系统。

在另一实施例中，提供了一种系统。该系统包括液压能量传递系统，该液压能量传递系统构造成在第一流体与第二流体之间交换压力，其中，第一流体的压力高于第二流体的压力。液压传递系统包括：构造成围绕旋转轴线周向旋转并且具有彼此相对设置的第一端面和第二端面的圆柱形转子、具有与圆柱形转子的第一端面相面对的第一表面的第一端盖以及构造成抵抗圆柱形转子的轴向位移的混合流体动力－流体静力轴承系统。混合流体动力－流体静力轴承系统包括设置在圆柱形转子的第一端面上的流体动压产生特征和设置在第一端盖的第一表面上的流体静压增强特征。流体动压产生特征包括设置在第一端面上的一个或多个槽。流体静压增强特征包括多个端口。

在另一实施例中，提供了一种系统。该系统包括液压能量传递系统，该液压能量传递系统构造成在第一流体与第二流体之间交换压力，其中，第一流体的压力高于第二流体的压力。液压传递系统包括：构造成围绕旋转轴线周向旋转并且具有彼此相对设置的第一端面和第二端面的圆柱形转子具有与圆柱形转子的第一端面相面对的第一表面的第一端盖以及构造成抵抗圆柱形转子的轴向位移的混合流体动力－流体静力轴承系统。混合流体动力－流体静力轴承系统包括设置在第一端盖的第一表面上的流体动压产生特征和设置在第一端盖的第一表面上的流体静压增强特征两者。

附图说明

当参考附图阅读以下的详细描述时，会更好地理解本发明的各种特征、方面和优点，各附图中相同附图标记代表相同的部分，附图中：

图1是具有混合流体动力－流体静力轴承系统的液压能量传递系统的一种实施例的原理框图；

图2是带有液压能量传递系统的压裂系统的实施例的原理框图；

图3是图1的液压能量传递系统的实施例的分解立体图，该液压能量传递系统示出为旋转压力交换器(px)系统；

图4是在第一作业位置的旋转px的实施例的分解立体图；

图5是在第二作业位置的旋转px的实施例的分解立体图；

图6是在第三作业位置的旋转px的实施例的分解立体图；

图7是在第四作业位置的旋转px的实施例的分解立体图；

图8是具有流体动压产生特征(例如，螺旋槽)的旋转px的转子的端面的实施例的侧视立体图；

图9a和9b是具有流体动压产生特征(例如，螺旋槽)的旋转px的转子的相对端面的实施例的侧视立体图；

图10是图8的转子端面与对应的端盖之间的交界面处的流体动压分布的二维图；

图11是在转子端面上的螺旋槽的不同槽深度下，(例如，在转子端面与端盖之间的)流体膜厚度与流体动力关系的曲线图；

图12是具有流体静压增强特征(例如，端口)的旋转px的端盖的实施例的侧视图；

图13a和13b是具有流体静压增强特征(例如，端口)和流体动压产生特征(例如，螺旋槽)的旋转px的相对端盖的实施例的侧视图；

图14是具有流体静压增强特征(例如，端口和凹穴)的旋转px的端盖的实施例的侧视图；

图15是旋转px的端盖的实施例的侧视图(例如，示出了流体静力通道网络)；

图16是旋转px的端盖的实施例的立体透明图(例如，示出了流体静力通道网络)；

图17是沿图16的线17－17剖得的旋转px的端盖的实施例的局部剖视图(例如，将孔口节流器设置在流体静力通道网络的通道内)；

图18是图11的转子与端盖之间的交界面处的流体静压分布的二维图；

图19是转子与具有混合轴承系统的端盖之间的交界面处的流体静压分布的二维图；

图20是转子与不具有混合轴承系统的端盖之间的交界面处的流体静压分布的二维图；

图21是具有流体动压产生特征(例如，鱼骨形槽)的旋转px的转子的端面的实施例的侧视图；

图22是具有流体动压和流体静压增强特征二者(例如，螺旋槽和槽之间的端口)的旋转px的端盖的实施例的侧视图；

图23是具有流体动压和流体静压增强特征二者(例如，螺旋槽和设置在槽内的端口)的旋转px的端盖的实施例的侧视图；

图24是具有流体动压和流体静压增强特征二者(例如，鱼骨形槽和端口)的旋转px的端盖的实施例的侧视图；

图25是具有流体动压和流体静压增强特征二者(例如，v形槽和端口)的旋转px的端盖的实施例的侧视图；

图26是具有流体动压和流体静压增强特征二者(例如，锥形台和端口)的旋转px的端盖的实施例的侧视图；

图27是图26所示的端盖的立体图；以及

图28是沿图26的线28－28剖得的端盖的剖视图。

具体实施方式

下面将描述本发明的一个或多个具体实施例。所描述的这些实施例仅为本发明的示例。此外，为了提供对这些示例性实施例的简要描述，可能未在说明书中描述实际实施方式的所有特征。应理解，就像任何工程或设计项目那样，在任何这样的实际实施方式的开发中，必须制定大量的具体实施决策，以达到开发者的具体目标，诸如符合在不同实施中可能有变化的、相关系统和相关商业的限制。此外，应理解，这种开发工作可能是复杂且耗时的，但对于能从本发明中受益的本领域技术人员却是设计、制作和制造的常规任务。

如以下详细论述的，本文公开的实施例大体上涉及可在各种工业应用中采用的用于旋转系统的系统和方法。本文公开的旋转系统可包括构造成提供额外的轴承能力的混合流体动力－流体静力轴承系统，使得旋转系统提供足够的负载能力以支承诸如转子之类的某些旋转设备。实际上，在涉及高压或其他挑战性应用的某些工业情况下，旋转系统的轴承系统可能没有足够的负载能力或功能来支承诸如转子之类的旋转设备。这种情况可能导致转子失速和/或轴承系统各部分之间的接触/摩擦，从而导致效率损失、磨损、应力和/或旋转设备寿命缩短。因此，本文公开的实施例可提供一种旋转系统，该旋转系统在轴向轴承区域(例如，转子与液压能量传递系统的端盖之间的交界面)中具有混合流体动力－流体静力轴承系统，该混合流体动力－流体静力轴承系统构造成处理额外的轴承或负载能力，例如，其能提供额外的轴向负载能力和更大的刚度，以支承旋转设备，诸如转子。特别地，混合流体动力－流体静力轴承系统能用于具有较高压力(例如，大约68,947kpa或10,000psi)的工业应用和/或更具挑战性的应用，比如压力交换器、轴向活塞泵、蒸气涡轮推力轴承、燃气涡轮推力轴承以及航空发动机中。在某些实施例中，混合流体动力－流体静力轴承系统可用于非旋转设备中。

在某些实施例中，旋转系统可包括构造成处理各种流体的液压能量传递系统。具体地，液压能量传递系统能经由混合流体动力－流体静力轴承系统在第一流体与第二流体之间传递功和/或压力，该混合流体动力－流体静力系统可用于促进设备的旋转部件的旋转。通常，液压能量传递系统内的静力轴承系统可以与流体源(例如，高压轴承流体)一起操作，该流体源被引入转子与端盖(例如，转子的支承件)之间。流体源的高压可构造成将转子支承在流体膜上，并且可构造成促进旋转部件的旋转。特别地，当转子移动远离端盖时，转子和端盖之间的轴向空隙区域会增加。轴向空隙区域的增加使高压流体逸出，从而减小了作用在转子上的压力。同样，当转子与端盖之间的轴向空隙区域较小时，高压流体会在轴向轴承区域内积聚。依靠转子的高速度的流体动力轴承系统(结合形成压力坝的特征)类似地将转子支承在流体膜上，并促进旋转部件的旋转(例如，作用在端盖和转子上)。

混合流体动力－流体静压力承增强了静力和动力轴承系统二者的性能。例如，在较高速度(例如10,000rpm)下，混合流体动力－流体静力轴承表现为优异的流体动力轴承，而在中低速度(例如5,000rpm或以下)下，该混合轴承表现为更好的流体静力轴承。在所有运行速度下，混合轴承都能提高承载能力和刚度，同时还能改善动态稳定性(例如，与纯流体动力轴承系统相比)，并可以提高冷却能力或黏性散热。混合轴承还提供轴承膜调压能力和自校正性能，以调节动态运动(例如，转子和壳体等部件的运动)。此外，混合轴承提供可靠的运行(例如，即使流体静压轴承系统由于堵塞或间隙闭合而卡住，流体动力轴承系统也能工作)。更进一步，混合轴承无需外部运动部件即可工作，并且不受疲劳的限制。更进一步，混合轴承对流体中的微粒(例如，沙)更有耐受力。此外，混合轴承易于机加工和制造。

在某些实施例中，混合流体动力－流体静力轴承系统能包括设置在转子端面上的流体动压产生特征以及设置在(例如，旋转等压压力交换器)的端盖上的流体静压增强特征。在其他实施例中，混合轴承系统可包括仅设置在端盖上的流体动力特征和流体静力特征，而在转子端面上没有特征。流体动压产生特征可包括螺旋形槽、鱼骨形槽、锥形台以及其他特征。流体静力特征可包括端口、与凹穴结合的端口、与孔口节流器和凹穴两者都结合的端口以及其他特征。

液压能量传递系统可包括液压涡轮增压器、液压泵或液压压力交换系统、比如旋转压力交换器(px)。在某些实施例中，第一流体和第二流体的容积的压力可能不完全均衡。因而，在某些实施例中，px可等压地运行，或px可基本等压地运行(例如，其中，各压力在彼此的约+/-百分之1、2、3、4、5、6、7、8、9或10之内均衡)。在某些实施例中，第一流体(例如，压力交换流体、动力流体等)的第一压力可能大于第二流体(例如，腐蚀性流体)的第二压力。例如，第一压力可在约5,000kpa至25,000kpa之间、20,000kpa至50,000kpa之间、40,000kpa至75,000kpa之间、75,000kpa至100,000kpa之间或大于第二压力。因而，px可用于将压力从处于较高压力下的第一流体(例如，压力交换流体、动力流体等)传递至处于较低压力下的第二流体(例如，腐蚀性流体)。特别地，在操作期间，液压能量传递系统能帮助阻止或限制腐蚀性流体与工业应用中的其他设备(例如，泵)之间的接触。通过阻止或限制泵与腐蚀性流体之间的接触，液压能量传递系统延长寿命/性能，同时减少各种工业应用中各种高压泵的磨蚀/磨损，如下所述。

图1是液压能量传递系统10的实施例的原理框图。特别地，在所示的实施例中，液压能传递系统10(例如，液压涡轮增压器或px)可构造成将能量从第一流体传递到第二流体。此外，在某些实施例中，液压能传递系统10可包括混合流体动力－流体静力轴承系统12，其构造成具有有助于向液压能量传递系统10提供附加的轴承载能力和/或附加的轴向负载能力的特征。

在某些实施例中，液压能量传递系统10能构造成具有旋转px20，该旋转px20构造成接收第一流体和第二流体。应该注意的是，在下面的讨论中可能参考各种方向(例如，轴向方向32、径向方向142和周向方向148)。在某些实施例中，高压泵可构造成在高压下将第一流体泵送到液压能量传递系统10。例如，如图所示，可将第一流体作为高压第一流体入口14提供到液压能量传递系统10。进一步，在某些实施例中，低压泵能构造成在低压下将第二流体泵送到液压能量传递系统10。例如，如图所示，能将第二流体作为低压第二流体入口16提供到液压能量传递系统10。在操作期间，液压能量传递系统10可构造成在第一流体与第二流体之间传递压力。

如本文中使用的，压力交换器(px)20能被大体上限定为这样一种装置，该装置在高压入口流与低压入口流之间以超过约90％的效率传递流体压力而不使用离心技术。在本文中，高压指大于低压的压力。px20的低压入口流可被加压并以高压(例如，以大于低压入口流的压力)离开px，且高压入口流可被减压并以低压(例如，以小于高压入口流的压力)离开px20。此外，px20可在各流体之间存在或不存在流体分离件的情况下，通过高压流体直接施加力来加压低压流体而运行。能用于px的流体分离件的示例包括但不限于活塞、囊体、隔膜等。在某些实施例中，压力交换器20可为旋转装置。如以下相对于图4－7详细描述的，诸如由加利福尼亚州圣莱安德罗的能量回收股份有限公司(energyrecovery,inc.)制造的那些旋转压力交换器(px)20由于有效的阀动作在装置内部经由转子相对于端盖的相对运动实现而可不具有任何单独的阀。旋转px20可设计成借助内部活塞运行，以隔离各流体并传递压力，而相对几乎不混合各入口流体流。往复运动的px可包括在气缸中来回运动的活塞，用于在各流体流之间传递压力。任何px或多个px20可用于所公开的实施例中，诸如但不限于，旋转px、往复式px或其任何组合。此外，px20可设置在与流体处理系统的其他部件分离的滑车(skid)上，这在px20被附加至现有流体处理系统的情况下可能是所期望的。

如上所述，在某些实施例中，液压能量传递系统10可包括混合流体动力－流体静力轴承系统12，其构造成帮助促进系统内旋转部件比诸如转子44的旋转。通常，高压过程流体(例如，第一流体和/或第二流体)可用作轴承流体并被用于轴向载荷轴承。px20的转子44被封围在壳体21的增压区域22内。转子44设有套筒24。px系统20的套筒24的内壁和设置在px系统20内的转子44的外壁在套筒24与转子44之间限定了径向间隙26。轴向轴承区域28包括在转子44与端盖30之间的轴向间隙29(例如几十微米)。引入到增压区域22中的高压轴承流体可构造成使转子44支承在流体膜上，并且可构造成促进转子44的旋转。特别地，当转子44由于作用在转子44上的流体压差导致的外力而朝向端盖30轴向移动32时，转子44和端盖30之间的轴向空隙区域34会减小。轴向空隙区域34的减小导致轴承流体膜中的压力增加(轴承膜中的压力与轴承膜厚度具有近似反比立方关系)，从而增加了在与导致转子44运动并减小轴承间隙29的原始外力相反的方向上的作用在转子44上的力。该新的轴承力进而使轴向空隙区域34增加到更大的量，并使转子44到达新的力平衡位置。因此，这实际上是一种“自校正”机构，可防止转子44刮擦端盖30以及可能由此导致的系统失速。同样，当转子44在外力的作用下被迫使轴向移动32远离轴承时，转子44与端盖30之间的轴向空隙区域34增加，导致轴承流体膜中的压力减小。这导致了由轴承膜作用在转子44上的力减小，这使转子44回到其平衡位置以避免在转子44的另一侧上刮擦。以这种方式，混合流体动力－流体静力轴承的各部件能串联工作以形成刚性轴承系统，该刚性轴承系统抵抗转子44的轴向位移并促进转子44的稳定旋转。

图2是可用于液压能量传递系统10的压裂系统46(例如流体处理系统)的实施例的原理框图。在运行中，压裂系统46使得完井作业能够增加岩层中油气的释放。压裂系统46可以包括一个或多个第一流体泵48和联接于液压能量传递系统10的一个或多个第二流体泵50。如上所述，液压能量系统10可包括液压涡轮增压器、旋转px、往复式px、或其任何组合。另外，液压能量传递系统10可设置在与压裂系统46的其他部件分离的滑车(skid)上，这在液压能量传递系统10附加到已有的压裂系统46的情形中可能是所期望的。在运行中，液压能量传递系统10在由第一流体泵48泵送的第一流体(例如，无支撑剂的流体)与由第二流体泵50泵送的第二流体(例如，包含支撑剂的流体或压裂流体)之间传递压力而两者间不发生任何实质性的混合。以此方式，液压能量传递系统10阻碍了或限制了第一流体泵48(例如，高压泵)上的磨损，同时使得压裂系统46能够将高压压裂流体泵送入井52以释放油气。另外，因为液压能量传递系统10构造成暴露于第一流体和第二流体，液压能量传递系统10由在第一流体和第二流体任一者中能抗腐蚀和磨削的物质的材料制成。例如，液压能量传递系统10可由金属基体(例如，co、cr或ni或其任何组合)中的陶瓷(例如，氧化铝、诸如碳化物、氧化物、氮化物或硼化物硬质相之类的金属陶瓷)制成，诸如是cocr、ni、nicr或co基体中的碳化钨。

尽管在压裂系统46的背景下论述了与混合流体动力－流体静力轴承系统12一起使用液压能量传递系统10(例如，px)，但是液压能量传递系统也可用于其他类型的应用中(例如，脱盐、泥浆泵送等)。另外，混合流体动力－流体静力轴承系统12可与液体和气体处理涡轮机械、蒸气涡轮、燃气轮机、飞行器发动机、二氧化碳压缩机以及其他类型的设备一起使用。

现在回到图1的液压能量传递系统10，在关于图3－7的论述中可进一步理解px系统20。图3是旋转px20的实施例的分解图。在所示的实施例中，旋转px20可包括大致圆柱形的体部分54，体部分54包括壳体56和转子44。旋转px20还可包括两个端结构58和60，端结构58和60各自包括歧管62和64。歧管62包括入口端口66和出口端口68，歧管64包括入口端口70和出口端口72。例如，入口端口66可接收高压第一流体，出口端口68可用于引导低压第一流体远离px20。类似地，入口端口70可接收低压第二流体，出口端口72可用于引导高压第二流体远离px20。端结构58和60各自包括大致平坦的端板31、33(例如，端盖30)，端板31、33各自设置在歧管62和64内且适于与转子44流体密封接触。转子44可为圆柱形的且设置在壳体56内，且布置成围绕转子44的纵向轴线74旋转。转子44可具有基本上纵向地延伸通过转子44的多个通道76，通道76在各端处具有关于纵向轴线74对称布置的开口78和80。转子44的开口78和80布置成用于与端板62和64以及入口孔和出口孔82和84、以及86和88液压连通，使得在旋转期间，其交替地将高压流体和低压流体液压暴露于相应的歧管62和64。歧管62和64的入口端口66、70和出口端口68、72在一个端元件58或60中形成至少一对高压液体端口，并在相对的端元件58或60中形成至少一对低压流体端口。端板62和64、入口孔和出口孔82和84、以及86和88设计有呈圆弧或圆形的部段形式的垂直流动截面。

对于px20，工厂操作者具有对第一流体与第二流体之间的混合程度的控制，该控制可用于改善流体处理系统的可操作性。例如，改变进入px20的第一流体和第二流体的比例就可允许工厂操作者控制在流体处理系统中混合的流体量。在某些实施例中，动力流体相对于腐蚀性流体的比例可以变化，以控制流体处理系统内的混合量。在其他实施例中，工厂操作员可控制转子44的旋转角速度以控制混合量。px20的影响混合的三个特征是：(1)转子通道76的高宽比、(2)在第一流体与第二流体之间暴露的短持续期间、以及(3)转子通道76内在第一流体与第二流体之间流体屏障(例如，交界面)的形成或存在。第一，转子通道76是大体上长且窄的，这稳定了px20内的流动。此外，第一流体和第二流体能以平推流态(plugflowregime)运动通过通道76而几乎没有轴向混合。第二，在特定实施例中，在约1200rpm的转子速度下，第一流体与第二流体之间的接触时间可小于约0.15秒、0.10秒或0.05秒，这又限制了流的混合。第三，转子通道76的一小部分用于第一流体与第二流体之间压力的交换。因而，一定容积的流体保持在通道76中作为第一流体与第二流体之间的屏障。所有这些机制可限制px20内的混合。

图4－7是旋转px20的实施例的分解图，示出了随着通道76旋转通过完整循环转子44中单个通道76的位置顺序，这对于理解旋转px20是有用的。要指出，图4－7是旋转px20的简化，示出了一个通道76，且通道76被示出为具有圆形截面形状。在其他实施例中，旋转px20可包括具有不同截面形状的多个通道76(例如，2至100个)。因而，图4－7是出于示意目的的简化，且旋转px20的其他实施例可具有与图5－8中所示不同的构造。如以下详细描述的，旋转px20通过使两个液体在旋转腔室内瞬时接触而促进两个液体之间压力的液压交换。在某些实施例中，该交换以高速发生，从而导致非常高的效率，且几乎不带有液体的混合。

在图4中，通道开口78在转子44的第一旋转位置与端板31中的孔84液压连通并因而与歧管62液压连通，相对的通道开口80与端板33中的孔88液压连通并因而与歧管64液压连通。如以下所论述的，转子44沿由箭头90所标示的顺时针方向旋转。如图4中所示，低压第二流体92穿过端板31并进入通道76，在通道76中，低压第二流体92将第一流体94推出通道76并通过端板31，因而离开旋转px20。在某些实施例中，第一流体92和第二流体94在交界面96处彼此接触，在交界面96处由于接触持续时间短而发生最小量的液体混合。在某些实施例中，界面96可能是直接接触界面，因为第二流体92直接接触第一流体94。在其他实施例中，界面96可包括动态屏障，该动态屏障用于分离第一流体和第二流体。在其他实施例中，第一流体和第二流体的不对称流动可能导致第一流体与第二流体之间一定量的混合。

在图5中，通道76已顺时针旋转过约90度的弧度，出口80被阻塞在端板33的孔86与88之间，通道76的出口78位于端板31的孔82与84之间并因而被阻塞而不与端结构58的歧管62液压连通。因而，低压第二流体92包含在通道76内。

在图6中，通道76已从图4中所示的位置旋转过约180度的弧度。开口80与端板33中的孔86液压连通并与歧管64液压连通，通道76的开口78与端板31的孔82液压连通并与端结构58的歧管62液压连通。在端结构60的歧管64的压力下的通道76中的液体将该压力通过出口78和孔82传递至端结构58，并具有端结构58的歧管62的压力。因而，高压第一流体94将第二流体92加压并排出。

在图7中，通道76已从图4中所示的位置旋转过约270度的弧度，通道68的开口70在端板31的孔82与84之间，通道68的开口72在端板33的孔86与88之间。因而，高压第一流体94被包含在通道76内。当通道76从图4中所示的位置旋转过约360度的弧度时，第二流体92将第一流体94排出，从而重新开始循环。

相对于图8－21的论述能进一步理解旋转px系统20和混合流体动力－流体静力轴承系统12。在某些实施例中，转子40的两个端面150都可包括流体动压产生特征152，而一个或两个端盖30包括流体静压特征184，以形成混合流体动力－流体静力轴承系统。在其他实施例中，仅一个端盖30包括或两个端盖30都包括流体动压产生特征152和流体静力特征184两者，以形成混合流体动力－流体静力轴承系统。

图8是具有流体动压产生特征(例如，螺旋槽)的旋转px20的转子44的端面150的实施例的侧视立体图。如图所示，特征152是槽154(例如，螺旋槽)。第一组156槽154(例如，向内泵送槽)沿着端面150的外周界或直径158(例如，在通道76的径向外侧)绕着纵向轴线74周向148设置。第二组160槽154(例如，向外泵送槽)沿着端面150的内直径162(例如，在通道76的径向内侧)绕着纵向轴线74周向148设置。槽154的数量和槽154的形状可变化。

螺旋槽154包括浅部分164、深部分166(即，比浅部分164长)以及配置在部分164、166之间的坝部分168。螺旋槽154通过将沿着螺旋的流体的动量增益转换成如流体撞击在坝部分168上那样的动压力升高而产生流体动压。例如，随着转子44如箭头170所指那样旋转，流体沿着第一组156、第二组160各自的槽154(如箭头172、174各自所指)加速直到流体撞击在坝部分168(例如，产生泵送作用)为止。在坝部分168处，动能转化为压力，从而导致高压尖峰，因此当该压力在槽区域上累积时，它会产生一个沿轴向32将转子44推离端盖30的力。槽的设计特征(例如，槽的螺旋角、坝与台的比率、槽的间距、槽的深度等)可被优化以微调此压力尖峰的大小，从而微调槽所产生的阻力的大小。向内泵送槽(156)的螺旋角的方向与向外泵送槽(160)的螺旋角的方向相反这样可确保流体在径向向内(对于156)和径向向外(对于160)撞击相应的坝部段之前通过槽向内直径(对于156)和向外直径(对160)旋流，从而为轴承流体提供高动能。两组156、160槽154的存在确保了转子44被支承在整个端面150上，并且减小了转子44中由于瞬态倾斜或nd2振动(转子面的弯折模式)而导致的与端盖30刮擦的可能性。

雷诺方程决定薄膜的流动物理学。雷诺方程为：

其中p是流体膜压力，r和θ是轴承域中的径向和圆周坐标，h是流体膜厚度，μ是流体速度，ρ是流体密度，u1和u2分别是边界面的速度(面的圆周速度乘以半径)，且1、2是表示转子面和定子面的下标。通过求解该方程，可看出流体动压升高是流体膜厚度的反比立方函数，并随转子速度的增加而增加。负载能力和轴承刚度由槽深度、槽数量、和槽的螺旋角、坝半径、和台宽度比决定。在某些实施例中，槽154的深度(例如，在轴向方向32上的)可为约几十微米。可在转子端面150上制造槽154(例如，使用放电加工)。端面150和端盖30的彼此面对的最外表面之间的间隙能是约10－20μm(其中不存在特征152)。

图9a和9b是具有流体动压产生特征152(例如，螺旋槽)的旋转px20的转子44的相对端面150、151的实施例的侧视立体图。图9a类似于图8，但转子端面150仅在外周边158上包括单组156槽154。在某些实施例中，两个端面150、151都可包括沿着内直径的槽，类似于图8。图9b是转子44的相对的端面151。如图所示，端面151上的槽154关于平面153相对于端面150上的槽154镜像，该平面153轴向对半切开转子44。端面150、151的槽154是镜像的，因为旋转方向170相对于端面150、151是相反的。这样可以确保向内和向外的泵送工作正常。

图10是在图8的端面150与对应的端盖30之间的轴承流体膜的流体动压分布(例如，以微米为单位)的代表图。例如，由于动能被转换成压力，所以在第一组156槽154的坝部分168处可见高压尖峰(例如，由区域175所指)。图11是对于转子端面150上的螺旋槽154的不同槽深度的所产生的流体动力相对于流体膜厚度(例如，在转子端面150与端盖30之间)的曲线图176。曲线178、180、182各自代表螺旋槽154的10μm、20μm和30μm的槽深度。曲线图176表明，通过螺旋槽154可获得高轴承刚度(每单位膜厚度变化产生的流体动力变化)。特别地，流体动力随着转子44与端盖30之间的间隙减小而增加，从而产生强的阻力以将转子44推离端盖30。

结合转子端面150上的流体动力特征152，流体静压增强特征可以存在于与转子端面150相面对的端盖30表面上。图12－14是具有流体静压增强特征184的旋转px20的端盖30的实施例的侧视图。如图12－14中所示，特征184设置在端盖30的与转子端面150(或转子端面151)相面对的表面186(表面187)上。端盖30包括孔188、190，并且在某些实施例中，包括环形槽192(见图12和14)。环形槽接收流体(例如，hp第一流体)以形成增压部，该增压部设法使围绕转子44的周向压力分布均衡。如图12－14所示，特征184包括端口或开口194。端口194的数量和端口194的形状可变化。具体地，第一组196端口194设置在槽192附近，其中，端口194在槽192径向146以内并且在孔188、190径向以外(例如，相对于轴线74)。第二组198端口194在径向146上设置在槽192和孔188、190以内。

如图15和16中所示，第一组196和第二组198端口194的第一和第二组196、198形成流体静力通道网络195。两组196、198中的每个端口194都联接到延伸穿过端盖30的相应通道197(例如，l形通道)。特别地，通道197包括从表面186沿轴向32延伸到端盖30中的第一部分199和联接到第一部分199的第二部分201，其沿径向146延伸到端盖30的外周界或直径203。高压流体从外周界203流入通道197的第二部分201(例如经由入口209)，流动通过第一部分199并且径向地离开端口194(例如，出口)，以在轴向轴承膜中产生压力升高。在某些实施例中(例如，如图15中所示)，第一组196外直径端口194可共享第二组198径向相邻的内直径端口194的相同通道197的一部分(例如，第二部分201)。在某些实施例中(例如，如图16中所示)，两个组196、198中的每个端口194都可联接到单独的通道197。在端盖30中的通道197的制造期间，第二部分201的直径205大于第一部分199的直径207。穿过相应通道197的压降由相应直径205、207和部分201、199的长度决定，并因此其经过优化使得端口出口处的压力足够高，可以产生有效的流体静压轴承作用。这确保了部分199、201彼此相遇以形成通道197。在某些实施例中，能对通道197进行机械加工(例如，放电加工)。

回到图12、13a和13b，第一组196和第二组198端口194与图8中的转子端面150的第一组156和第二组160槽154沿径向146对准(例如，相对于轴线74)。在某些实施例中，端口194和槽154一起充当混合流体力－流体静力轴承系统。由槽154产生的流体动力补充由端口194产生的流体静力。重要的是要注意，由于通过这些端口194供给的高压流体，流体静力特征(例如184)提供了额外的承载能力，而流体动力特征由于转子44的旋转和动能到压力上升的转换而提供了额外的承载能力。流体动力特征还提供了比仅通过流体静力轴承能实现的更高的流体膜刚度，并且因此对由于各种振动模式而由转子44的高速瞬态运动引发的可能的刮擦事件提供了更高的抵抗力。

在某些实施例中，端盖30可包括流体动力特征和流体静力特征二者。图13a和13b是具有流体静压增强特征184(例如，端口)和流体动压产生特征152(例如，螺旋槽154)的旋转px20的相对端盖30的实施例的侧视图。端盖30的表面186、187各自与转子44的相对端面150、151相面对。端盖30包括与第一组196端口194相邻的螺旋槽154。如图所示，第一组196端口194在周向148上分散在每几个槽154之间(即，端口设置在每几个槽154之间)。在某些实施例中，端口194可配置在每对相邻的槽154之间。出于与以上对于端转子端面150、151所指出的相同的原因，端盖表面186上的槽154相对于端盖表面187上的槽154绕平面153镜像。端盖30的槽154的功能类似于转子44的端面150、151上的槽。

在某些实施例中，流体静压增强特征184可包括设置在凹穴或凹部200内的端口194，如图14中所示。凹穴200的形状和数量可变化。如图所示，凹穴具有矩形形状。每个凹穴200的端口194的数量可变化。另外，端口194相对于凹穴200的位置可变化。凹穴200可包括约30至100μm的深度(例如，在轴向方向32上)。凹穴200提供改进的压力分布和刚度。如果端盖30与转子44之间的间隙完全闭合，凹穴200有助于避免阻塞通过轴承膜的流动。在某些实施例中，端口194(例如，在图12－14中)可包括孔口节流器211，其设置在与端口194相关联的通道197内。如图17中所示，孔口节流器211设置在与第一组196和第二组198中的与通道197相关联的端口194内。特别地，孔口节流器211设置在第一部分199中。在某些实施例中，孔口节流器211可设置在第二部分201中。孔口节流器211为凹穴压力提供了随施加的负载调节其自身的能力。例如，当非常高的负载施加到转子44上，迫使转子44关闭轴承间隙时，从轴承膜流出的流量几乎变为零，并且没有流过孔口的流量。这使得横跨孔口的压降可忽略不计，从而使流体静力凹穴内的压力能够升高。凹穴中压力的升高推动转子44远离端盖30以提供自校正行为。当转子44上的轴向推力下降到可以忽略的值时，轴承间隙增大，从而使大量的泄流流动通过轴承间隙，而对流动的阻力仅由孔口节流器211提供。这导致流量增加，直到横跨孔口的压降足以降低凹穴压力为止。这也经由自校正行为将转子44带回到其平衡位置。能在端盖30上加工(例如，放电加工)孔口节流器211和凹穴200。在某些实施例中，也能将外部孔口节流器安装在位于端盖30的外直径(od)上的流体静力端口的开口处。

回到图14，当高压流体被泵送通过端口194和/或孔口节流器时，流体静力特征184(例如，端口194、凹穴200、孔口节流器等)在轴向轴承膜中产生压力升高。在操作中，端口194利用高压(hp)流体(例如，取决于端盖30的第一流体或第二流体)的压力向转子44施加力，以消除和/或基本上减小转子44接触端盖30的可能性。特别的是，例如，随着转子44经由第一外(且为意外的)力朝向端盖30被驱动，轴向轴承(即，流体静力特征184)中的局部压力增加，从而在转子44上产生等于或稍大于第一力的第二内(且为预期的)力。结果，由轴向轴承产生的力将转子44保持在平衡位置。

图18是图12的转子与端盖30之间的界面处的流体静压分布的二维图。如图所示，在与第一组196端口194对应的膜区域中存在高压区域213。图19是转子与具有混合轴承系统的端盖(例如，图13a中的端盖30)之间的界面处的流体静压分布的二维图。如图19中所示，在对应于第一组196端口194和第二组198端口194二者以及螺旋槽154的膜区域中存在高压区域215。图20是转子与缺少混合轴承系统的端盖之间的界面处的流体静压分布的二维图。如图20中所示，在图19中没有观察到高压区域。与没有混合轴承的端盖30相比，图19中的这些高压区域215提供了额外的承载能力。

图21示出了用于转子44的端面150上的流体动力特征152的替代的槽形状。流体动力特征152包括鱼骨形槽202。槽202沿着端面150的外周界或直径158(例如，在通道76的径向外侧)绕着纵向轴线74在周向148上设置。槽202包括中心圆周部分204和分支206，该分支206以一角度(例如，斜角)远离部分204延伸以形成用于槽202的y形部分。由于槽202的y形分支，鱼骨形槽202提供了双向的倾斜/偏转校正能力。因此，如果转子44朝着内直径倾斜或变形，则沿径向146向内的分支206以较小的膜厚行进。这导致内分支206比沿径向146向外的分支206产生更大的流体动压，从而导致将转子44推回到其平衡位置。如果转子44朝向外直径倾斜或变形，则沿径向146向外的分支以较小的厚度行进。这导致外分支206比内分支206产生更大的流体动压，从而导致将转子44推回到其平衡位置。y形部分的各分支有助于加速朝向位于每个分支206的端部处的坝部分的流动。槽202的中心部分204帮助流量均匀地穿越所有y形部分循环，并避免阻塞任何一个通道，该阻塞可能在转子44上产生力矩不平衡。中央部分204还带走了y形分支中产生的热量。特别的是，中心部分204提供冷却流以耗散由于流体动力作用而产生的高黏性热量，从而避免面的磨损和热裂纹。槽202可在端面150上被加工(例如，放电加工)。

在某些实施例中，端面150上的槽202可与端盖30上的流体静力特征184结合使用。例如，槽202可与图12－14中的端盖30上的流体静力特征184(例如，端口、凹穴等)结合使用。在某些实施例中，端盖30上的端口194可与中心部分204沿径向146对准。

在某些实施例中，流体动力和流体静力特征152、184(例如，槽和端口)可仅设置在端盖30的表面186上，而没有特征152、184设置在相面对的转子的端面150上。图22和23是旋转px20的端盖30的实施例的侧视图，其具有流体动压增强特征152和流体静压增强特征184(例如，螺旋槽208和在各槽208之间的端口210)。第一组212槽208(例如，向内泵送槽)相对于纵向轴线74在表面186上沿周向148(例如，在通道76与槽192之间沿径向146)设置。第二组214槽208(例如，向外泵送槽)相对于纵向轴线74在表面186上沿周向148(例如，相对于通道76和槽192沿径向146向内)设置。槽208的数量和槽208的形状可变化。在功能上，槽208与图8中的槽154相类似地运行。如图22中所示，端口210周向设置在各槽208之间的表面180上(例如，与槽208周向对准)。如图22中所示，端口210设置在每几个槽208之间。在某些实施例中，端口210可设置在每对相邻槽208之间。如图23中所示，端口210在槽208的表面180上周向设置。如图23中所示，端口210设置在一些槽208之间。在某些实施例中，各端口210可设置在每个槽208上。端口210的运行在功能上类似于上述端口194。槽208和端口210一起用作混合流体动力－流体静力轴承系统。

图24是具有流体动压增强特征152和流体静压增强特征184二者(例如，鱼骨形槽和端口)的旋转px20的端盖30的实施例的侧视图。如图所示，流体动力特征152包括鱼骨形槽216，其径向设置在端盖30的表面186上，位于槽192与孔188、190之间。在结构上，槽216包括中心部分218和类似于图21中的槽202的分支220。另外，槽216功能上类似于图21中的槽202。如图所示，流体静压增强特征184包括设置在槽216上的端口222。具体而言，端口222设置在y形部分之间的中心部分218上。如图所示，端口222设置在槽216的一些相邻的y形部分之间。在某些实施例中，端口222可设置在槽216的每对相邻的y形部分之间。端口222的数量和形状可变化。端口222的功能类似于图12－14中的端口194。端口222和槽216一起共同起到混合流体动力－流体静力轴承系统的作用。

图25是具有流体动压增强特征152和流体静压增强特征184二者(例如，v形槽和端口)的旋转px20的端盖30的实施例的侧视图。如图所示，流体动力特征152包括多个槽224(例如，v形槽)，其径向设置在端盖30的表面186上槽192与孔188、190之间。另外，各槽224相对于彼此周向对准。每个槽224包括汇聚在中心部分228上的一对分支226。“v”形的两个分支的目的类似于图24中的目的，即，提供“双向”倾斜和nd2振动校正。然而，在这种情况下，不包括连接所有单个槽的中心周向通道。原因是在某些应用中需要最小化通过轴承膜的泄流，这种中心更深周向通道的缺失有助于减少泄流，同时仍然受益于双向倾斜校正机构。如图所示，流体静压增强特征184包括设置在相邻的每对槽224之间的端口230。端口230与槽224的中心部分周向对准。端口230的数量和形状可变化。端口230的功能类似于图12－14中的端口194。端口230和槽224一起共同起到混合流体动力－流体静力轴承系统的作用。

图26和27分别是旋转px30的端盖30的实施例的侧视图和立体图，其具有流体动压增强特征152和流体静压增强特征184(例如，锥形台、端口凹穴)两者。图28是沿图26的线28－28剖得的端盖30的剖视图。流体动力特征152包括径向地设置在槽192与孔188、190之间的锥形台232。流体静压特征184包括凹穴234和设置在凹穴234内的端口236，该凹穴234设置在与每个锥形台232相邻的平台或平坦区域238上。在某些实施例中，平坦区域238仅包括端口236(即，没有凹穴234)。凹穴234和端口236的功能如图14中所示。凹穴234的深度、形状和尺寸可变化。端口236的形状、数量和定位可变化。多对锥形台232和平坦区域238以环形布置围绕轴线74周向对准设置。如图28中所示，锥形台232沿周向方向148从周向位置θ0上升到与平坦区域238相邻的θ1(例如，在方向32上)。如图所示，锥形台232的长度大于平坦区域238的长度。锥形台232上方的平坦表面(例如，转子44的端面150)的运动使用所谓的“挤压作用”将流体抽入汇聚楔形区域240，该“挤压作用”在楔形中产生高于围绕楔子的流体的压力。当转子44将流体推过平坦区域238时，流体膜内部的压力在该升高的值处保持恒定。端口236产生流体静压以补充平坦区域238中的压力，并且在平坦区域中的间隙被完全封闭而没有新的流体能进入膜的情况下在平坦区域中提供流体源。因此，端口236(和/或凹穴234)和锥形台232共同作用以充当混合流体动力－流体静力轴承系统。可经由调整锥形台232的角度、锥形范围的最大和最小深度、流体静力端口236的定位、以及流体静力凹穴234的尺寸来优化混合锥形台–流体静力轴承的性能。

本文通过附图中的示例示出了具体实施例并对这些具体实施例做了详细描述，而本发明可有各种修改和替代形式。然而，应理解本发明不意在限制于所公开的具体形式。而是，本发明覆盖了落入由以下所附权利要求所限定的本发明的精神和范围内的所有修改、等同物和替代物。