简史 1862年，法国的L.D.吉拉尔发明液体静承,指出摩擦系数可小至1/500。1917年，英国科学家瑞利发表求解液体静压推力轴承的承载能力、流量和摩擦力矩方程。1938年，美国在大型天文望远镜上应用液体静承，承载总重量500吨,每昼夜转动一周，驱动功率仅1/12马力。1948年法国开始把液体静承用于磨床上。现代液体静承已成功地用于重型、精密、率的机器和设备上。  　　

分类 液体静承分径向轴承、推力轴承和径向推力轴承 。它有供油压力恒定和供油流量恒定两种系统。供油压力恒定系统较为常用。  　　

作用原理 供油压力恒定系统的液体静承和轴瓦的构造。外部供给的压力油通过补偿元件后从供油压力降至油腔压力，再通过封油面与轴颈间的间隙从油腔压力降至环境压力。多数轴承在轴不受外力时,轴颈与轴承孔同心,各油腔的间隙、流量、压力均相等，这称为设计状态。当轴受外力时轴颈位移，各油腔的平均间隙、流量、压力均发生变化，这时轴承外力与各油腔油膜力的向量和相平衡。补偿元件起自动调节油腔压力和补偿流量的作用，其补偿性能会影响轴承的承载能力、油膜刚度等。供油压力恒定系统中的补偿元件称为节流器，常见的有毛细管节流器、小孔节流器、滑阀节流器、薄膜节流器等多种。供油流量恒定系统中的补偿元件有定量泵和定量阀。补偿元件不同,轴承载荷-位移性能也不同。由于轴的旋转,在轴承封油面上有液体动压力产生,有利于提高轴承的承载能力。这种现象称为动压效应，速度越高，动压效应也越显著。  　　

设计准则 设计液体静承时应根据要求性能进行优化，如要求承载能力zui大，油膜刚度zui大，位移zui小,功耗zui少等。为增大轴承的动压效应和减少流量,液体静承的封油面宜适当取宽些；为提高轴承的油膜刚度，轴承间隙宜适当取小些；轴承的温升、流量与供油压力成正比，泵功耗与供油压力的平方成正比，故在满足承载能力的前提下供油压力不宜过高。设计状态下的油腔压力与供油压力之比称为压力比。它是影响轴承性能的重要参数，可根据对承载能力、油膜刚度和位移等不同要求选取。按设计状态下油膜刚度zui大的原则选取时,压力比为：毛细管节流器0.5，小孔节流器 0.586。润滑油粘度应根据轴承的摩擦功耗和泵功耗之和为zui小的原则选取。对于中等以下速度的轴承，摩擦功耗与泵功耗之比为1～3时，总功耗为zui小。