CN116044904A - 一种鼓形双锥面动静压径向滑动轴承 - Google Patents

Abstract

一种鼓形双锥面动静压径向滑动轴承，包括轴承外圈和轴承内圈，轴承外圈与轴承内圈间隙配合；轴承内圈由空心圆柱体和两个空心截顶圆锥体构成，两个空心截顶圆锥体的下底面分别连接于空心圆柱体的两端；两个空心截顶圆锥体的锥斜面与轴承外圈的内表面之间形成发散区域间隙，空心圆柱体的外表面与轴承外圈的内表面之间形成静压区域间隙；在轴承外圈的外表面相应于静压承载区域的位置，开设有进气槽，进气槽内沿周向均匀分布有多个进气节流装置。本发明通过构造楔形间隙形成动静压效应，该轴承能够形成稳定的润滑膜且轴承能够承受一定双向轴向载荷，具有较强的静压和动压效应，具有良好的稳定性与动力学性能。

Description

一种鼓形双锥面动静压径向滑动轴承

技术领域

本发明属于滑动轴承技术领域，涉及一种鼓形双锥面动静压径向滑动轴承。

背景技术

滑动轴承由于其运转过程形成的流体膜间隙，使其适应于高速工况，且具有极低的摩擦系数、较小的界面磨损等特点，其在各类旋转机械***中使用越来越多。流体径向滑动轴承润滑介质可以是液体或者气体，其中液体润滑，特别是润滑油下的滑动轴承具有更高的承载能力和良好的稳定性；气体润滑的径向滑动轴承具有转子精度高、摩擦损耗小、对工作环境要求低、清洁环保等优点，也被应用于各类高精度机床、高速空气动力装置、精密设备或者仪器***等设备中。但是传统径向滑动轴承一般难以承受轴向载荷且高速稳定性较差，且随着轴承所处的工况越来越复杂，其对新结构以解决上述问题的需求也越来越急迫。

在滑动轴承新结构的提出方面，已有不同的文献和专利论述了轴承的结构更新策略，如提出滚滑组合新轴承结构，张国渊等人公开的一种可调定位滚滑径向复合轴承(申请号：CN 112128237 A)，其结构主要在圆筒状轴承座上安装弹性圆柱滚子、固定轴瓦与可倾轴瓦，固定轴瓦与轴承座固定，轴承座外表面销孔处固定有瓦块支点调节器可用来微调转子与可倾轴瓦的间隙，保证良好的油膜厚度，三者严格分离避免了冲击载荷下滚子打滑与被挤压造成的轴承过度磨损和卡死的现象，有效延长了轴承的寿命。又如张国渊等人公开的一种滚滑径向-滑动止推的组合轴承(申请号：CN 112128236 A)，该发明将径向轴承与止推轴承结合起来，径向轴承结构与上述专利相同；止推轴承主要结构在于镜板固定在转子端面，双圆台止推轴承座安装在径向轴承座下端，可倾瓦块安装在第二个圆台上，其结构为带有倾角的柱体结构，与镜板可形成楔形油膜，提高轴承性能，与现有技术相比该发明有效提高了轴承的寿命。

另一方面，对于滑动轴承新结构的发展，采用改变轴承或者相配合的转子表面特征的方案，即表面改形。一种为在轴承内径处开槽或者微织构，另一种为轴承配合的转子表面进行改型(开槽或者微织构)。但是，第一种方案对于较小直径转子用滑动轴承，如空气径向滑动轴承，其内径处的开槽或者织构化较难实现，且在高速运转中，轴承的间隙需要设计更为精确，否则极易在高速工况下出现轴承失稳；第二种方案在实际工程不容易实现，在于实际中转子和轴承的设计分属不同部门，作为基础部件的轴承并不能对转子的设计提出要求；此外转子表面的改形对于转子整体的强度可能会产生影响，这甚至可能影响到转子运行的安全性和稳定性。

对于第一种的方案，不少的研究者已经提出新的轴承结构，如申请号为CN113431844A，名称为“一种高速螺旋槽小孔节流动静压气体轴承装置”的专利公开了一种外侧设置有供气孔与小孔节流器、内侧设置有螺旋槽与轴向微通槽的动静压气体轴承。该发明所述动静压气体轴承可以满足转子在启动与停止阶段时避免干摩擦提高稳定性的目的，在转子高速运转时可以停止外界持续高压供气，利用轴颈的回转将气体压入螺旋槽中，以此提高轴承的整体性能；但此轴承螺旋槽位于内侧，轴向微通槽位于轴承内侧中段，加工较为困难。又如专利号为CN 110242671 A，名称为“一种圆锥形箔片动压空气轴承”的发明专利公开了一种施加径向箔片的圆锥形轴承，其结构将空心圆柱体变为空心圆锥体并在外侧安装径向箔片。该发明能够同时承受径向力与轴向力且承载能力较大，但是其并未指出轴承与转子之间的配合关系，在转子启动与停止时无法形成有效的油膜厚度，导致摩擦阻力过大，影响转子的稳定性。

近年来，已有研究者提出了针对滑动轴承性能提升的表面改形方法，并取得了一些理论进展，如针对表面微织构对轴承性能的影响，丁浩等通过建立的考虑不同形状微织构的轴承模型，采用流体动力学方法计算了其承载力，获知了微织构形状和深度对气体动压轴承承载力的影响规律，研究结果表明表面微织构对气体动压轴承承载性能具有一定的影响[丁浩,高强,冯伟,刘保国,李行雨.表面微织构对气体动压轴承承载性能的影响[J].轴承,2022，10:105-110.]。这类通过表面改型实现轴承性能提升的方法越来越多地受到研究者的关注，也是轴承技术发展的一个重要方向。

综上，针对滑动轴承新结构需求和理论研究进展，需要发展更便于制造和提高其整体性能的方案。

发明内容

为了克服上述现有技术的缺点，本发明的目的在于提供一种鼓形双锥面动静压径向滑动轴承，通过构造楔形间隙形成动静压效应，该轴承能够形成稳定的润滑膜且轴承能够承受一定双向轴向载荷，具有较强的静压和动压效应，具有良好的稳定性与动力学性能。

为了实现上述目的，本发明采用的技术方案是：

一种鼓形双锥面动静压径向滑动轴承，包括轴承外圈和轴承内圈，所述轴承外圈与所述轴承内圈间隙配合；

所述轴承内圈由空心圆柱体和两个空心截顶圆锥体构成，所述两个空心截顶圆锥体的下底面分别连接于所述空心圆柱体的两端；所述两个空心截顶圆锥体的锥斜面与所述轴承外圈的内表面之间形成发散区域间隙，所述空心圆柱体的外表面与所述轴承外圈的内表面之间形成静压区域间隙；

在所述轴承外圈的外表面相应于所述静压承载区域的位置，开设有进气槽，所述进气槽内沿周向均匀分布有多个进气节流装置。

在一个实施例中，所述轴承外圈与所述轴承内圈的最小间隙处的间隙为0.1-50μm。

在一个实施例中，所述轴承外圈为空心圆柱体，所述进气槽沿周向开设在所述空心圆柱体的外表面；所述空心圆柱体和两个空心截顶圆锥体的中心线重合，两个空心截顶圆锥体的下底面分别与空心圆柱体的两个底面相等并贴合。

在一个实施例中，所述进气节流装置为圆形透孔，其轴线与轴承外圈的轴线正交，直径取值范围0.5～5mm，长度为轴承外圈厚度的0.4～0.9倍，且长度与直径比范围在1～20之间，满足短毛细节流条件。

在一个实施例中，所述进气节流装置末端设置矩形压力腔，所述矩形压力腔的腔深为0.5～5mm；轴向长度为轴承宽度的1/9～2/9，周向长度与轴向长度的比为0.8～1.2。

在一个实施例中，所述空心截顶圆锥体的锥斜面沿周向均匀分布多组改形槽结构或微织构，两个空心截顶圆锥体上的改形槽结构或微织构数量相同且对称分布。

在一个实施例中，所述改形槽结构的槽类型为螺旋槽、矩形槽或三角形槽，槽深0.1～10μm，以助于动压效应形成；所述微织构为多排组合的圆形微坑、三角形微坑、正方形微坑或矩形微坑，微织构总面积占锥斜面面积的1/3～2/3，坑深0.1～3mm，以助于在微织构部分形成局部静压效应。

在一个实施例中，当所述改形槽结构的槽类型为螺旋槽时，螺旋槽有多组；两个空心截顶圆锥体上的螺旋槽旋向相反；当轴承内圈逆时针旋转时，两个空心截顶圆锥体上的螺旋槽的旋向与流体流动趋势一致，促进流体循环，保持润滑效果；当轴承内圈顺时针旋转时，两个空心截顶圆锥体上的螺旋槽的旋向与流体流动趋势相反，降低轴承流量，提高轴承静压效应。

在一个实施例中，所述发散区域间隙、静压区域间隙的轴向长度相等，所述空心截顶圆锥体的锥度范围为0.5～10°，根据其所承受的外轴向力或者为增加轴承流量以实现轴承降温的目的进行设计，锥度增大时，则轴承所能承受的轴向极限载荷增大，同时轴承发散区域间隙增大导致轴承流量增大进而提高轴承散热能力；锥度减小时，轴承所能承受的径向极限载荷增大，同时轴承发散区域间隙减小导致轴承流量减小进而降低轴承散热能力。

在一个实施例中，所述轴承内圈的内孔与轴过盈配合或者过渡配合。

与现有技术相比，本发明的有益效果是：

1、本发明采取的拆分式流体润滑滑动轴承创新结构方案，可以根据工况设计合理的节流装置和槽型参数以增加承载和气膜刚度的作用。具体地，处在较高转速下，通过轴承内圈两锥体斜面对称分布的螺旋槽或者微织构增强流体动压效应以提高承载和气膜刚度；处在较低转速时，通过短毛细节流和外部较高供气压力来提升流体的静压效应以实现对承载性能等的提升。

2、本发明内圈与外圈之间存在微米级别的微小间隙，压力腔为毫米级别，能够获得更稳定的气膜，提高轴承的承载能力。

3、本发明内圈所采用的截顶圆锥式结构在运行过程中，两端间隙较大，可以有效地将介质压入轴承内部，还可同时承受轴向力及径向力的冲击，提高了轴承的使用寿命。

附图说明

图1为本发明的整体结构示意图。

图2为轴承外圈的主视图。

图3为轴承外圈的径向剖面图。

图4为轴承螺旋槽内圈的结构示意图。

图5为轴承三角形微织构内圈的结构示意图。

具体实施方式

下面结合附图和实施例详细说明本发明的实施方式。

本发明通过构造楔形间隙形成动静压效应的动静压径向滑动轴承，具体为一种含有内圈鼓形双锥面、外圈含节流装置的可分离式动静压径向滑动轴承，以提升轴承承载静特性，并增强运行动态特性。

具体地，如图1至图5所示，本发明鼓形双锥面动静压径向滑动轴承，包括轴承外圈1和轴承内圈2，轴承外圈1与轴承内圈2为间隙配合关系，轴承内圈2同轴布置于轴承外圈1中，轴承内圈2的内孔与轴过盈配合或者过渡配合。

其中，轴承外圈1的外表面开设有周向的进气槽1-1，在进气槽1-1内，沿周向均匀分布有多个进气节流装置1-2。

轴承内圈2由空心圆柱体2-1和两个左右对称的空心截顶圆锥体2-2构成，空心截顶圆锥体2-2是指将一个空心圆锥体截顶得到的圆台形结构，此处“空心”，是指沿中轴方向具有贯通孔，容易理解，贯通孔的中轴与圆锥体或圆台的中轴一致。同理，空心圆柱体2-1是指一个具有轴向贯通孔的圆柱，容易理解，贯通孔的中轴与圆柱的中轴一致。两个空心截顶圆锥体2-2的下底面分别连接于空心圆柱体2-1的两端；显然，空心圆柱体2-1的空心部分即“贯通孔”和两个空心截顶圆锥体2-2的空心部分即“贯通孔”是等径且同轴的，即空心圆柱体2-1和两个空心截顶圆锥体2-2的中心线重合。示例地，两个空心截顶圆锥体2-2的下底面分别与空心圆柱体2-1的两个底面相等并贴合。本发明中，“下底面”指的是截面圆台形结构中较大的底面。与之相应，“上底面”指的是截面圆台形结构中较小的底面。轴承内圈2的两端即为两个空心截顶圆锥体2-2的“上底面”

当轴承内圈2置于轴承外圈1中时，两个空心截顶圆锥体2-2的锥斜面与轴承外圈1的内表面之间形成发散区域间隙，空心圆柱体2-1的外表面与轴承外圈1的内表面之间形成静压区域间隙。其中，进气槽1-1与静压承载区域的位置对应。发散区域间隙在内圈转动过程中促进动压效应的形成，静压区域间隙在通过进气节流装置下形成静压效应。因此，在运行过程中，两端间隙较大而中间间隙较小，可以有效地将介质压入轴承内部，还可同时承受轴向力及径向力的冲击，提高了轴承的使用寿命。

其中三段间隙的轴向长度均相同，根据实际工况设计截顶圆锥锥度，进而得到不同的发散区域间隙，以此提高轴承的力学性能与散热性能。

在本发明的一些实施例中，轴承外圈1与轴承内圈2的最小间隙处的间隙为0.1-50μm，处在微米级间隙。

在本发明的一些实施例中，轴承外圈1为空心圆柱体，此处空心圆柱体的定义与前述空心圆柱体2-1相仿，即一个具有轴向贯通孔的圆柱。轴承内圈2即同轴位于该轴向贯通孔中。进气槽1-1的数量为1个，也可为对称的多个，沿周向开设在空心圆柱体的外表面。进气节流装置1-2单排设置，即，所有的进气节流装置1-2处于同一圆周上，并优选均匀分布。进气节流装置1-2的数量一般为4-16个，根据轴承工况和结构参数设计其数量值。

在本发明的一些实施例中，进气节流装置1-2为圆形透孔，其轴线与轴承外圈1的轴线正交，直径取值范围0.5～3mm，长度为轴承外圈1厚度的0.4～0.9倍，且长度与直径比范围在1～20之间，满足短毛细节流条件。

在本发明的一些实施例中，进气节流装置1-2末端还进一步设置了矩形压力腔1-3，进气节流装置1-2的两端分别与进气槽1-1和矩形压力腔1-3相通，且进气节流装置1-2的轴线与矩形压力腔1-3的几何中心线重合。矩形压力腔1-3是指其沿垂直轴向的截面为矩形或近似矩形，其腔深(即径向长度)为mm级，范围在0.5～5mm；轴向长度为轴承宽度的1/9～2/9，周向长度与轴向长度的比为0.8～1.2。内外圈之间的微米级别间隙和压力腔的毫米级别腔深，能够获得更稳定的气膜，提高轴承的承载能力。具体可结合轴承静压承载特性，合理进行深腔参数设计。

在本发明的一些实施例中，空心截顶圆锥体2-2的锥斜面沿周向均匀分布多组改形槽结构2-2-1或其他的微织构，两个空心截顶圆锥体2-2上的改形槽结构2-2-1或微织构数量相同且对称分布。

在本发明的一些实施例中，改形槽结构2-2-1的槽类型为螺旋槽、矩形槽或三角形槽，槽数量为4～16个，为微米级，范围在0.1～10μm，以助于动压效应形成；微织构为多排组合的圆形微坑、三角形微坑、正方形微坑或矩形微坑等，微织构总面积占锥斜面面积的1/3～2/3，坑深0.1～3mm，以助于在微织构部分形成局部静压效应。

在本发明的一些实施例中，当改形槽结构2-2-1的槽类型为螺旋槽时，螺旋槽有多组，形式可为各类型线对数、渐开线、展开线等；两个空心截顶圆锥体2-2上的螺旋槽旋向相反，即两个空心截顶圆锥体2-2上的螺旋槽关于轴承宽度中心面相对称，在实施例中，左侧锥体侧面螺旋槽为左旋，右侧螺旋槽为右旋。当轴承内圈2逆时针旋转时，两个空心截顶圆锥体2-2上的螺旋槽的旋向与流体流动趋势一致，促进流体循环，保持润滑效果；当轴承内圈2顺时针旋转时，两个空心截顶圆锥体2-2上的螺旋槽的旋向与流体流动趋势相反，降低轴承流量，提高轴承静压效应。

在本发明的一些实施例中，发散区域间隙、静压区域间隙的轴向长度相等，空心截顶圆锥体2-2的锥度范围约为0.5～10°，根据其所承受的外轴向力或者为增加轴承流量以实现轴承降温的目的进行设计。具体地：锥度增大时，则轴承所能承受的轴向极限载荷增大，同时轴承发散区域间隙增大导致轴承流量增大进而提高轴承散热能力；锥度减小时，轴承所能承受的径向极限载荷增大，同时轴承发散区域间隙减小导致轴承流量减小进而降低轴承散热能力。

以下是本发明的两个具体实施例。

实施例1：

针对高速重载应用场合提出一种鼓形双锥面动静压径向轴承，下面结合附图，对其作进一步详细描述：

参照图1，本发明包括轴承外圈1和轴承内圈2，其中：

轴承外圈1，其结构如图2和图3，其上设置进气槽1-1、进气节流装置1-2和矩形压力腔1-3。

轴承外圈1为空心圆柱体，在空心圆柱体外表面沿周向开设一个进气槽1-1，槽内均匀分布有多个单排进气节流装置1-2，其中某些进气节流装置1-2的末端设置矩形压力腔1-3。本实施例中，外圈外径取60mm，内径取50mm，厚度取5mm，宽度为9mm，进气槽深取1mm。

单排进气节流装置1-2位于进气槽1-1中，如图2所示，沿周向均匀分布，所有圆心位于进气槽中线上；数量为8个，长度取3mm，直径取值0.5mm，其长度与直径比为6，满足短毛细节流结构装置参数范围。

矩形压力腔1-3，如图3所示，其上端与进气节流装置1-2连通可进一步增强节流装置尾部的静压效应，进气节流装置轴线与压力腔几何中心线相重合，进气节流装置轴线与空心圆柱体轴线相正交，末端连通外圈与内圈之间的间隙，为轴承提供充足的液体，满足轴承润滑要求；结合轴承静压承载特性，压力腔腔深设计为1mm；深腔截面为矩形截面结构，压力腔周向长度取2.4mm，轴向长度取2mm，二者之比为1.2。

轴承内圈2，其结构如图4，包括空心圆柱体2-1和空心截顶圆锥体2-2，空心截顶圆锥体2-2上设置改形槽结构2-2-1。

具体地，轴承内圈2由一个空心圆柱体2-1和左右对称的一对空心截顶圆锥体2-2构成，三者对称中心线重合，两个空心截顶圆锥体2-2下底面分别与空心圆柱体2-1的两个底面重合，内圈两端为两个空心截顶圆锥体2-2的上底面，两个锥斜面用以形成发散间隙区域；空心圆柱体2-1处于双侧锥体小端中间，用以形成静压承载区域；内圈内径与轴过盈配合，实现内圈随转子一起转动。内圈外径为50mm，内径为40mm。

轴承内圈2与轴承外圈1之间为间隙配合，轴承外圈和内圈之间形成三段间隙，分别为内圈左、右锥形外侧与外圈内径形成的发散区域间隙；中间部分内圈外径与外圈内径之间形成的静压区域间隙。发散区域间隙在内圈转动过程中促进动压效应的形成，静压区域间隙在通过进气节流装置下形成静压效应。三段间隙轴向长度均相同，均取3mm，静压区域间隙取5μm。

圆锥体的锥度为3°；锥度大小直接影响内圈左、右锥形外侧发散间隙区域与外圈内径形成的发散区域间隙大小，本实施例中，轴承处于高速重载场合，为了防止轴承温度过高引起的轴承结构变形及温升可能的超标，设计截顶圆锥锥度时必须保证轴承拥有良好的散热性能，因此锥度的存在能增加轴承流量进而降低轴承温升。同时，改变圆锥体的锥度会获得不同的轴承承载性能，即增大锥度，鼓形双锥面动静压径向轴承所能承载的轴向载荷增大；减少锥度，鼓形双锥面动静压径向轴承轴向载荷减少；为此，综合考虑截顶圆锥体锥度取3°。

截顶圆锥体在外侧面沿周向均匀分布多组改形槽结构2-2-1，改形槽为多组螺旋槽，左右锥体侧面槽旋向相反(即两个空心截顶圆锥体2-2上的螺旋槽关于轴承宽度中心面相对称)，左侧锥体侧面螺旋槽为左旋，右侧螺旋槽为右旋；当轴承内圈2逆时针旋转时，左右锥体侧面螺旋槽的旋向与流体流动趋势一致，促进流体循环，保持润滑效果；当轴承内圈2顺时针旋转时，左右锥体侧面螺旋槽的旋向与流体流动趋势相反，降低轴承的流量，提高轴承的静压效应；本实施例中，圆锥体侧面改型槽数量为16个，槽深为1μm，螺旋角为45°；螺旋槽槽宽取2mm。

实施例2：

下面结合附图，以风力发电机组主轴用滑动轴承为例，对本发明作进一步详细描述：

参照图1，本发明包括轴承外圈1和轴承内圈2，其中：

轴承外圈1，其结构如图2和图3，其上设置进气槽1-1、进气节流装置1-2和矩形压力腔1-3。

轴承外圈1，其结构与实施方式1完全相同仅各结构参数不同。本实施例中，外圈外径取800mm，内径取700mm，厚度取50mm，宽度为90mm，进气槽深取10mm。外部提供的介质必须是高压润滑油，以此保证轴承良好的润滑膜。

单排进气节流装置1-2位于进气槽1-1中，如图2所示，沿周向均匀分布，所有圆心位于进气槽中线上；数量为12个，相邻两节流装置之间间隔30°。长度取30mm，直径取值3mm，其长度与直径比为10，满足短毛细节流结构装置参数范围。

矩形压力腔1-3，如图3所示，其上端与进气节流装置1-2连通可进一步增强节流装置尾部的静压效应，进气节流装置轴线与压力腔几何中心线重合，进气节流装置轴线与空心圆柱体轴线相正交，末端连通外圈与内圈之间的间隙，为轴承提供充足的液体，满足轴承润滑要求；结合轴承静压承载特性，压力腔腔深设计为10mm；深腔截面为矩形截面结构，周向长度取12mm，轴向长度取10mm，二者之比为1.2。

轴承内圈2，其结构如图4，包括空心圆柱体2-1和空心截顶圆锥体2-2，空心截顶圆锥体2-2上，以微织构替代改形槽结构2-2-1。

具体地，轴承内圈2由一个空心圆柱体2-1和左右对称的一对空心截顶圆锥体2-2构成，三者对称中心线重合，两个空心截顶圆锥体2-2下底面分别与空心圆柱体2-1的两个底面重合，内圈两端为两个空心截顶圆锥体2-2的上底面，两个锥斜面用以形成发散间隙区域；空心圆柱体2-1处于双侧锥体小端中间，用以形成静压承载区域；内圈内径与主轴过渡配合，实现内圈随主轴一起转动。内圈外径为700mm，内径为650mm。

轴承内圈2与轴承外圈1之间为间隙配合，轴承外圈和内圈之间形成三段间隙，三段间隙轴向长度均相同，均取30mm，静压区域间隙取20μm。本实施例中，轴承所承受的载荷非常大，因此需要充足的油膜厚度来保证轴承的正常运行。

圆锥体的锥度为0.5°；由于风力发电机组主轴轴承承受的力主要有风叶及轮毂的重量以及风通过风轮作用在主轴的力，因而主轴轴承主要承受径向力，改变圆锥体的锥度会获得不同的轴承承载性能，增大锥度，鼓形双锥面动静压径向轴承所能承载的轴向载荷增大；减少锥度，鼓形双锥面动静压径向轴承能承载的最大径向载荷增大而轴向载荷减少。为了提高轴承的承载能力，根据径向极限载荷与轴向极限载荷之比设计截顶圆锥锥度为0.5°

截顶圆锥体在外侧面沿周向均匀分布多组微织构2-2-1，微织构为双排三角形微坑，每侧分布16组，左右锥体侧面相对称，三角形为等边三角形，边长为10mm，所占面积为整个侧面面积的2/3，槽深为2mm；采用三角形微织构提高了轴承承载力同时在截顶圆锥体侧面可以形成局部静压效应。

Claims (10)

1.一种鼓形双锥面动静压径向滑动轴承，其特征在于，包括轴承外圈(1)和轴承内圈(2)，所述轴承外圈(1)与所述轴承内圈(2)间隙配合；

所述轴承内圈(2)由空心圆柱体(2-1)和两个空心截顶圆锥体(2-2)构成，所述两个空心截顶圆锥体(2-2)的下底面分别连接于所述空心圆柱体(2-1)的两端；所述两个空心截顶圆锥体(2-2)的锥斜面与所述轴承外圈(1)的内表面之间形成发散区域间隙，所述空心圆柱体(2-1)的外表面与所述轴承外圈(1)的内表面之间形成静压区域间隙；

在所述轴承外圈(1)的外表面相应于所述静压承载区域的位置，开设有进气槽(1-1)，所述进气槽(1-1)内沿周向均匀分布有多个进气节流装置(1-2)。

2.根据权利要求1所述鼓形双锥面动静压径向滑动轴承，其特征在于，所述轴承外圈(1)与所述轴承内圈(2)的最小间隙处的间隙为0.1～50μm。

3.根据权利要求1所述鼓形双锥面动静压径向滑动轴承，其特征在于，所述轴承外圈(1)为空心圆柱体，所述进气槽(1-1)沿周向开设在所述空心圆柱体的外表面；所述空心圆柱体(2-1)和两个空心截顶圆锥体(2-2)的中心线重合，两个空心截顶圆锥体(2-2)的下底面分别与空心圆柱体(2-1)的两个底面相等并贴合。

4.根据权利要求1所述鼓形双锥面动静压径向滑动轴承，其特征在于，所述进气节流装置(1-2)为圆形透孔，其轴线与轴承外圈(1)的轴线正交，直径取值范围0.5～5mm，长度为轴承外圈(1)厚度的0.4～0.9倍，且长度与直径比范围在1～20之间，满足短毛细节流条件。

5.根据权利要求1所述鼓形双锥面动静压径向滑动轴承，其特征在于，所述进气节流装置(1-2)末端设置矩形压力腔(1-3)，所述矩形压力腔(1-3)的腔深为0.5～5mm；轴向长度为轴承宽度的1/9～2/9，周向长度与轴向长度的比为0.8～1.2。

6.根据权利要求1所述鼓形双锥面动静压径向滑动轴承，其特征在于，所述空心截顶圆锥体(2-2)的锥斜面沿周向均匀分布多组改形槽结构(2-2-1)或微织构，两个空心截顶圆锥体(2-2)上的改形槽结构(2-2-1)或微织构数量相同且对称分布。

7.根据权利要求6所述鼓形双锥面动静压径向滑动轴承，其特征在于，所述改形槽结构(2-2-1)的槽类型为螺旋槽、矩形槽或三角形槽，槽深0.1～10μm，以助于动压效应形成；所述微织构为多排组合的圆形微坑、三角形微坑、正方形微坑或矩形微坑，微织构总面积占锥斜面面积的1/3～2/3，坑深0.1～3mm，以助于在微织构部分形成局部静压效应。

8.根据权利要求7所述鼓形双锥面动静压径向滑动轴承，其特征在于，当所述改形槽结构(2-2-1)的槽类型为螺旋槽时，螺旋槽有多组；两个空心截顶圆锥体(2-2)上的螺旋槽旋向相反；当轴承内圈(2)逆时针旋转时，两个空心截顶圆锥体(2-2)上的螺旋槽的旋向与流体流动趋势一致，促进流体循环，保持润滑效果；当轴承内圈(2)顺时针旋转时，两个空心截顶圆锥体(2-2)上的螺旋槽的旋向与流体流动趋势相反，降低轴承流量，提高轴承静压效应。

9.根据权利要求1所述鼓形双锥面动静压径向滑动轴承，其特征在于，所述发散区域间隙、静压区域间隙的轴向长度相等，所述空心截顶圆锥体(2-2)的锥度范围为0.5～10°，根据其所承受的外轴向力或者为增加轴承流量以实现轴承降温的目的进行设计，锥度增大时，则轴承所能承受的轴向极限载荷增大，同时轴承发散区域间隙增大导致轴承流量增大进而提高轴承散热能力；锥度减小时，轴承所能承受的径向极限载荷增大，同时轴承发散区域间隙减小导致轴承流量减小进而降低轴承散热能力。

10.根据权利要求1所述鼓形双锥面动静压径向滑动轴承，其特征在于，所述轴承内圈(2)的内孔与轴过盈配合或者过渡配合。

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