径向液体静压轴承的结构尺寸及主要技术数据

项    目

推  荐  数  据

说        明

轴承直径D

参考同类产品的动压轴承轴颈或按经验公式估算

F—外载荷，N

D—轴直径，mm

承载的能力F与D²成正比；摩擦功耗与D⁴成正比；D增大，系统刚度增大，因此，要综合考虑来确定D值

轴承宽度 L/mm

L＝(0.8～1.5)D

L增大时，轴承油膜刚度及承载能力相应增加，油腔封油面积及流量增加，轴承摩擦功率及泵功率都成比例增加，同时工艺因素（如同轴度、椭圆度、圆柱度等）的不良影响加大；L过大，轴的挠度增大，引起轴系统刚度下降

轴向封油面宽度 l₁/mm

周向封油面宽度 b₁/mm

对有周向回油：l₁＝b₁＝0.1D

对无周向回油：l₁＝0.1D，b₁＝Dsin(θ₃/2),θ₃=24°

l₁值及b₁值较小时，油腔的有效承载面积大，承载能力及油膜刚度度，但泵功率及流量增大。若l₁及b₁小于0.1D，则承载能力增大不显著，但流量有所增加。从最小功率消耗出发，满足摩擦功率/泵功率=1～3，则高速时宜用窄的封油面以减少摩擦功耗，低速时宜用宽封油面以降低泵功耗

轴与轴承配合的直径间隙 2h₀/mm

D≈f 50以下

2h₀≈(0.0004～0.0007)D

D≈f 50～f 100

2h₀≈(0.0005～0.0008)D

D≈f 100～f 200

2h₀≈(0.0006～0.0010)D

h₀小，油膜刚度高，油泵功率小，摩擦功率大，只要选择合适的润滑油粘度，总功率损耗也较小。h₀过小，工艺上难以达到，且节流器容易堵塞，温升高

对于中小型机床和设备，一般应满足：

h₀＞3f_M

式中  f_M—— 轴承宽度范围内的最大挠度，mm

对于重型机床和设备，由于箱体床身等变形很复杂，不易计算准确，当采用随动附加支承或在轴承一端的下面刮去一部分等措施后，轴挠度值可大于轴承半径间隙的1/3，但在空载和额定载荷作用下，应保证轴与轴承无金属接触

油腔深度 Z₁/mm

Z₁≈(30～60)h₀

Z₁太小，摩擦功率损耗大；Z₁太大，油腔内流体的体积大，影响动态特性

回油槽深度Z₂及宽度 b₂/mm

D

b₂

Z₂

回油槽尺寸既要保证回油畅通，又要充满润滑油并保持微小压力，以防高速时由回油槽引入空气

f 40～f 60

3

0.6

f 70～f 100

4

0.8

f 110～f 150

5

1.0

f 160～f 200

6

1.2

轴承壁厚 t/mm

D

t

根据机床和设备的箱体结构，t 可适当增减；D 小，选取较大的 t；D 大，选取较小的 t

＜f 40

(0.4～0.35)D

f 40～f 100

(0.35～0.2)D

f 100～f 200

(0.2～0.125)D

＞f 200

(0.125～0.1)D

轴与轴承的配合间隙2h₀的公差Δh₀

Δh₀=（1/5～1/10）h₀

公差过大，节流比 β 的误差大，影响油膜刚度。Δh₀为正值时，流量增加，油膜刚度下降；Δh₀为负值时，流量减小

轴与轴承的几何精度Δ/mm

高精度机床和设备，取小的几何精度误差；一般精度的机床和设备，可取较大的几何精度误差

轴承外圆与箱体孔的配合/mm

一般多采用静配合。对于D＝f 40～f200的轴承，其过盈量为

对于重型机床和设备，不会造成油腔压力互通的结构，允许用间隙配合

配合太松时，可能引起各油腔压力油互通，影响油膜刚度和系统刚度

轴与轴承工作表面的表面粗糙度R_a/μm

通常为 0.8～0.1

高精度机床和设备，取较低的粗糙度，一般精度的机床和设备可取较高的粗糙度。对于同一配合表面的轴颈和轴承，轴取较低的粗糙度，轴承可取较高的粗糙度

轴承外圆和箱体孔的表面粗糙度R_a/μm

轴承外圆为 0.4

箱体孔为 1.6～0.8