簡史 1862年，法國的L.D.吉拉爾發明液體 靜承,指出摩擦系數可小至1/500。1917年，英國科學家瑞利發表求解液體靜壓推力軸承的承載能力、流量和摩擦力矩方程。1938年，美國在大型天文望遠鏡上應用液體靜承，承載總重量500噸,每晝夜轉動一周，驅動功率僅1/12馬力。1948年法國開始把液體靜承用于磨床上?，F代液體靜承已成功地用于重型、精密、率的機器和設備上。 分類 液體靜承分徑向軸承、推力軸承和徑向推力軸承 。它有供油壓力恒定和供油流量恒定兩種系統。供油壓力恒定系統較為常用。 作用原理 供油壓力恒定系統的液體靜承和軸瓦的構造。外部供給的壓力油通過補償元件后從供油壓力降至油腔壓力，再通過封油面與軸頸間的間隙從油腔壓力降至環境壓力。多數軸承在軸不受外力時,軸頸與軸承孔同心,各油腔的間隙、流量、壓力均相等，這稱為設計狀態。當軸受外力時軸頸位移，各油腔的平均間隙、流量、壓力均發生變化，這時軸承外力與各油腔油膜力的向量和相平衡。補償元件起自動調節油腔壓力和補償流量的作用，其補償性能會影響軸承的承載能力、油膜剛度等。供油壓力恒定系統中的補償元件稱為節流器，常見的有毛細管節流器、小孔節流器、滑閥節流器、薄膜節流器等多種。供油流量恒定系統中的補償元件有定量泵和定量閥。補償元件不同,軸承載荷-位移性能也不同。由于軸的旋轉,在軸承封油面上有液體動壓力產生,有利于提高軸承的承載能力。這種現象稱為動壓效應，速度越高，動壓效應也越顯著。 設計準則 設計液體靜承時應根據要求性能進行優化，如要求承載能力zui大，油膜剛度zui大，位移zui小,功耗zui少等。為增大軸承的動壓效應和減少流量,液體靜承的封油面宜適當取寬些；為提高軸承的油膜剛度，軸承間隙宜適當取小些；軸承的溫升、流量與供油壓力成正比，泵功耗與供油壓力的平方成正比，故在滿足承載能力的前提下供油壓力不宜過高。設計狀態下的油腔壓力與供油壓力之比稱為壓力比。它是影響軸承性能的重要參數，可根據對承載能力、油膜剛度和位移等不同要求選取。按設計狀態下油膜剛度zui大的原則選取時,壓力比為：毛細管節流器0.5，小孔節流器 0.586。潤滑油粘度應根據軸承的摩擦功耗和泵功耗之和為zui小的原則選取。對于中等以下速度的軸承，摩擦功耗與泵功耗之比為1～3時，總功耗為zui小。 |
