文献翻译
2.3.1.1毛细管限流器
毛细管节流器中的节流器是层流式的，因此与压力成线性关系。
：， （2.78）
总结薄膜流动方程为
（2.79）
总结为只有一个中心壁处的薄膜流动流量等于节流器中的流量
（2.80）
液压电阻元件替代公式已经定义在（2.37）方程中
（2.81）
其中已经在（2.75）中定义。以并行膜作为参考配置
（2.82）
和重新排列无量纲组。
（2.83）
将压力系数符号代入方程
， （2.84）
倾斜垫片部分的压力系数是由双腔轴承的三个无量纲群定义所推导出来的。
2.3.1.2孔口节流器
正如上述所提到，小孔节流器的液压阻力与压差的平方根成正比。
: （2.85）
通过总结均衡流流入限制器通过（2.79）部分中定义公式为 （2.86）
将（2.37）部分中的水力阻力替换变为
（2.87）
导致对压力系数为一个非线性方程。注意压力系数取决内容，并不是通过毛细管节流，同时供应压力也对其有影响。倾斜垫片部分的压力系数与平行膜结构有关。
（2.88）
在进行变换为
（2.89）
代入方程（2.87），倾斜垫片部分的压力系数变为。
（2.90）
压力供应可以替换为。
， （2.91）
结果在同一无量纲组发现的毛细管节流的压力因子的表达式为
， （2.92）
2.3.2恒压供给
在前一节中，它表明，薄膜还原因子可以计算出规定的压力系数和倾斜系数，只要无量纲负载是独立的因素。则假设恒定无量纲中的（恒压力供给）有合理性，它是通过计算值检查。在恒定无量纲载荷下，倾斜垫片部分的压力系数与参考构形中的压力系数成线性关系。
： （2.93）
注意压力的因素是，一腔轴承和恒定的无量纲载荷、独立的节流式。对其他轴承参数如无量纲流量和无量纲偏心距相同的应用。
压力系数的商与方程相结合（2.84）的毛细管节流或（2.92）对小孔节流器和在压力因素之间的关系结果中消除压力因素，倾斜系数T和膜的还原因子H相关，但是其中的作用又不都是与节流相同。与还原因子H相关的解决方案很容易解决的无量纲承载特性像和。得到的结果是，在一定范围内，B，T的相关性列在表2.3和表2.4。
在单腔轴承中有可能表明该因素的依赖影响轴承的PQ特性的情况下。在公式（2.76）中的有效表面比取决于倾斜系数。恒定的无量纲载荷和有效表面之间的平衡是由公式（2.93）中的压力指数来维持的。恒节流系数和供应压力通过节流阀的流量变化而变化
其中n=1的毛细管节流和n=1/2的小孔节流器。结合有效的表面比为
从这个方程是很清楚，连续无量纲载荷只有的商值和影响倾斜轴承的PQ特性。
例2.3.2
平行膜轴承的轴承参数与双腔轴承的轴承参数完全相同，如例2.2.6中已经分析过的。只有可倾斜部分的压力分布在一个轴承室中，因此，其他轴承参数变得不同。无量纲数又是受到倾斜系数T＝1/2和毛细节流器的限制，从表2.3导出：，，。变为实际尺寸的加载允许偏心，，：，每单位长度的倾斜力矩：，薄膜厚度，最小油膜厚度，流量
请注意，对于单腔室轴承，其自调节力矩仅为双腔轴承的六分之一。除此之外，在轴承中的薄膜厚度的减少近百分之十二相对双腔轴承仅为百分之三。
2.4设计与优化
在前面部分，轴承的形状函数和压力系数作为变量。目标是选择这些变量，考虑它们对无因次偏心、功耗和轴向刚度的影响。首先研究了不同参数之间的关系。根据这些关系，基于充分考虑的参数而选择变量则变得简单。例如，可以选择轴承形状函数和压力系数，考虑受限功率耗散下的无因次偏心值。
2.4.1设计作品
使用膜厚度换算系数H和倾斜系数T，可以计算出有关于薄膜厚度的参考配置的最小膜厚的局部值。
用表示膜厚度减少的大小，见于图2.5双腔轴承和图2.6单腔轴承，进一步算出流率，继而得到无因次偏心值、结果和。
可见倾斜系数时，很小。没有节流器()和任何倾斜()，无因次负载无法保持不变，因为气腔压力不能弥补有效面积比例的变化。因此，当压力系数极大(→0)和一个同样大的变化流，有必要改变气腔压力。
进一步发现，没有节流器或当压力系数极大(→0)时，单腔轴承和双腔轴承的无因次偏心值大约相同。几乎整个抽运功率耗散的节流器(→0)也会出现相同情况。在中间区域内，孔板节流阀的双腔轴承性能一直较好。这在sect;2.2.1.2已经提及。下一节将阐明因子的意义。
图2.5带有毛细管节流器（左）的双腔轴承，孔板节流器（右）的双腔轴承，计算恒压电源和形状函数
图2.6带有毛细管节流器(左)的双腔轴承。孔板节流器(右) 的双腔轴承，计算恒压电源和形状函数。
2.4.2每单位长度的负载
到目前为止的研究，考虑了无限的轴承长度，即只考虑一维流动。在这一节中，根据不同的固定轴承参数，假设流量保持一维，计算出所需的轴承长度。第4部分“有限长度的弹性轴承系统”研究了有限长度轴承的边缘效应。
我们试着调整轴承的长度比和压力系数，直到每单位长度的倾斜力矩最佳。这将在第4部分中看到，这种优化有助于分析弹性支承轴承系统。根据方程(2.66)，与无因次偏心率有关的倾斜力矩，就变成:
无因次偏心率与压力因子、倾斜系数和轴承形状函数有关:
提出了倾斜系数、轴承形状函数和加载方式是固定的。因此，无因次偏心率只随压力系数而变化:
要解决两个未知系数和，第二个方程是必要的。利用无因次加载的表达式
去掉未知的长度B值
因此，当轴承宽度和压力供应也一定时，倾斜力矩在达到最大值时具有最大的值。考虑到非量纲流动而非无因次负荷时，可以得到相同的结果。值也可以很容易地确定下来， 见采用毛细管限流器(表2.1)或孔板节流器(表2.2)的双腔轴承。图2.5 表示和之间的关系。
正如前面推导的，单腔轴承的无因次偏心率取决与压力系数。流动比率和薄膜厚度减小因子只有轻微影响。因此，对于单腔轴承，压力因子（→0）总是会导致值最大。
当压力系数很大，即， 压力因素的实际选择将基于其他标准，如轴向轴承刚度，见sect;2.4.6。
为了清晰起见，在下一个示例中，用数值结果演示了每个单元长度的加载效果。首先， 孔板节流器轴承和长度。在此之后，使用相同的泵对轴承长度进行调整，以获得最大的自调节。
例2.4，2
以2.2.5为例，计算了毛细管约束下静压推力轴承的自调节能力。通过应用孔板限制，可以增加这种自调节能力，无需进一步调整轴承和使用相同的泵。经2.2.5示例，相同的泵和轴承几何也意味着相同的压力系数，即。在孔板的限制下，这不是最优值。然而，据图2.5，压力系数opt会导致非因次偏心率较大，随后自我调节更强。和孔限制(表2.2)，导致自调节距。这比使用毛细管节流器(例2.2.5)多12%。
到目前为止，轴承长度是固定的。在考虑相同的轴承和泵的情况下，选择轴承长度和压力系数，使每单位长度的倾斜力矩达到最大值。规定倾斜系数和轴承形状函数，，在范围内，值可以达到最大值，见图.2.5。当压力系数和表2.2 条件，。式(2.99)中代入，这比发现的毛细管限制高出约30%，比孔板限制和压力因子多出17%。用方程(2.97)和，如表2.2，轴承长度则为B = 0.67 m。由此可知，自调整倾斜力矩降为M= (M/B) B=4484 Nm。只发生在每单位长度倾斜力矩是调节弹性轴承支撑的标准情况，其余轴承参数不变，包括膜厚度和流量。
在本例中，表2中列出的数据发生于压力系数 = 0.75。对于不同的压力因子，
无因次偏心率的二次差值是可能的，例如。和微分相乘，可以得到压力系数的最优值。
2.4.3凹槽长度，平行薄膜
在这一节中，将考虑与平行膜轴承的凹槽长度和功率耗散的关系。通过压力供应和增加流量可以发现功率损耗。随着相对凹槽长度的增加，需要更少的压力来承载相同的负载。压力源与凹槽长度之间的关系可以通过效表面比得知。流量与膜因子线性相关，压力源为。因此，功率耗散，定义为压力源和流量的乘积，与有关。利用此因素，可以研究轴承表面的形状函数与功耗的关系。对于一个无限大的具有平行薄膜的轴承，相对的凹槽长度比是剩余唯一的形状函数。
图2.7凹槽长度，平行油膜
注，对于平行薄膜的单双腔轴承，表面比、薄膜系数同样有效。对于平行膜的无因次载荷和流量可以写成：
整理无因次加载和无因次流量，保留功耗，得
代入，得
与(2.102)相等，消除无因次功耗，代入 得
在这个表达式中，商与槽长比有关，例
微分，减去功耗
得到最优值，图2.8展示功耗与凹槽长度之间的关系
图2.8功耗与凹槽长度
可以看出，最优值不是临界值。相同轨迹和凹槽长度L21=3/5、最优值Ln=l/3的轴承的无因次功率耗散用点标出。例如，如果可以实现针对倾斜的自我调整的更好的性能，那么就可以偏离最优值。这将在下一部分研究。
从图2.8可以看出，L21=3/5的功率损耗几乎与L21= 0相同。这可以通过计算两个特征点的压力和流动来说明。Pa等于零的压力比，变成
和流动比率在同一点
得出功率耗散的比率
这种功率耗散比例也可以直接从公式(2.105)计算出来，这当然与图2.8相符合。然而，从先前的考虑来看，尽管压力的供应和流动有很大的变化，功耗几乎没有变化。
2.4.4 凹槽长度，倾瓦，单腔轴承
考虑到与在sect;2.4.2相关压力系数的自调节倾斜力矩单位长度，在本节中将研究在固定时，单腔轴承形状函数的自我调节倾翻力矩。压力系数值以轴向刚度准则为例。
为了研究凹槽长度的影响，计算了表2.5中所列不同的凹槽长度比的无因次偏心度。考虑倾斜系数和。当时，，二次插值可用3个点。然而，当倾斜刚度近似于线性插值时，通常就能满足条件。当倾斜系数，近似于常数。这一结果将被用来计算近似的局部最小膜厚度减少值
表2.5单腔轴承孔板节流，
采用毛细管限流器或不同的压力因子，与孔板节流器相同。然而，和略有不同。随着凹槽长度比的增大，无因次偏心度减小。这意味着最优值。在凹槽长度的情况下，e *值大于5倍，而凹槽长度比。的单腔轴承的无因次偏心率甚至接近于双腔轴承(表2.2)。然而，这情况相同，膜厚度为0的有效面积比即为!因此，的升力是一个问题。在图2.9(左边)所示的非线性压力分布中，可以解释的单腔轴承的数值之大。
图2.9水压膜压力在1resp。具有不同轴承形状功能的双腔轴承
在这幅图中，很明显，小的凹槽长度比不对称增加了。这导致了更大的自我调整。此外，在恒压因素、压力供应和轴承表面上，槽长比减小导致每单位长度的承载力降低!
2.4.5凹槽长度，倾瓦、双腔轴承
sect;2.4.3中表明，只要， 与平行薄膜的功率损耗几乎是独立于凹槽长度。在平行膜条件下，在轴承中央垫长度是不重要的。然而，随着倾斜，这个中央衬垫长度变得至关重要。在本节中将研究在规定压力系数中，轴承形状函数和与自我调节的影响。
由于倾斜的双腔轴承表面的形状是固定的，只有两个形状函数，和，考虑这两个变量来优化轴承形状。表2.6列出了基于固定，轴承形状函数和之间关系的计算结果。
表2.6双腔轴承孔板节流，P=常数
注，和时，衬垫长度和凹槽长度是相同的。扩大中央垫长度，会产生更大的值。这是由于改善了两个凹槽之间的流动阻力。压力不对称的增加可见于图2.9中。平行膜的轴承性能没有变化。然而，由于中央衬垫长度的增大，膜厚度为零的有效表面积减小。
通过增大凹槽长度，水静压膜压
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