侯亮 賴(lài)偉群 崔凱 葉紹干? 郭志敏 卜祥建

(1．廈門(mén)大學(xué) 機(jī)電工程系，福建 廈門(mén) 361021；2.林德液壓(中國(guó))有限公司，山東 濰坊 261061)

軸向柱塞泵/馬達(dá)緊湊高效、排量可調(diào)，廣泛應(yīng)用于建筑機(jī)械、礦山機(jī)械、航空航海等重大裝備的液壓系統(tǒng)[1- 5]。配流副作為柱塞泵/馬達(dá)三大摩擦副之一，在工作過(guò)程中容易出現(xiàn)早期磨損，對(duì)泵/馬達(dá)的壓力等級(jí)、轉(zhuǎn)速工況及壽命具有直接影響[6- 9]。配流副端面之間須形成適當(dāng)厚度的潤(rùn)滑油膜，以保證配合端面之間的充分潤(rùn)滑,避免油膜過(guò)薄或過(guò)厚導(dǎo)致的“燒盤(pán)”或泄漏量過(guò)大現(xiàn)象[10- 13]。配流副潤(rùn)滑特性對(duì)軸向柱塞泵/馬達(dá)的容積效率與工作壽命有重要的影響[14- 16]。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者均對(duì)軸向柱塞泵進(jìn)行了大量的研究，Huang等[17]針對(duì)配流副油膜流場(chǎng)提出了一種關(guān)于配流副承載能力的數(shù)值分析方法。Bergada等[18]通過(guò)配流副油膜潤(rùn)滑狀態(tài)觀測(cè)，發(fā)現(xiàn)缸體與配流盤(pán)之間存在混合潤(rùn)滑狀態(tài)，強(qiáng)調(diào)了彈性變形在缸體動(dòng)力學(xué)分析中的重要性。Zecchi等[19- 20]在考慮油液黏滯、彈性變形以及熱變形等條件下建立了配流副CASPAR模型，探究了配流副的摩擦潤(rùn)滑、泄漏以及溫度場(chǎng)等特性。國(guó)外研究表明配流副油膜潤(rùn)滑特性影響因素眾多，基于理想配流端面的配流副剛體模型進(jìn)行分析準(zhǔn)確度有限，適用范圍具有局限性。張浩等[21]基于CFD仿真對(duì)柱塞泵進(jìn)行流場(chǎng)分析，獲得了柱塞泵油膜的壓力分布及柱塞腔內(nèi)壓力變化曲線。王震等[22]對(duì)摩擦副間隙進(jìn)行研究，運(yùn)用Pumplinx建立空化模型，分析不同配流盤(pán)減振結(jié)構(gòu)下的流量和壓力脈動(dòng)。趙愿等[23]針對(duì)配流副磨損問(wèn)題建立開(kāi)槽配流端面動(dòng)壓支撐特性數(shù)學(xué)模型，分析開(kāi)槽端面油膜動(dòng)壓分布及支撐作用。錢(qián)文鑫等[24]基于AMESim分析了柱塞數(shù)、轉(zhuǎn)速及斜盤(pán)傾角對(duì)流量脈動(dòng)的影響。以上研究主要針對(duì)軸向柱塞泵模型，在軸向柱塞馬達(dá)配流副方面的研究相對(duì)較少，且現(xiàn)有研究未考慮表面紋理及輔助支撐帶對(duì)油膜壓力分布與力矩的影響。

本研究針對(duì)柱塞馬達(dá)配流副油膜潤(rùn)滑特性,在考慮油膜流體徑向慣性力的條件下，運(yùn)用有限容積法進(jìn)行數(shù)值建模，同時(shí)考慮表面紋理及輔助支撐帶對(duì)壓力場(chǎng)與力矩的影響，對(duì)比工作壓力、轉(zhuǎn)速及斜盤(pán)傾角對(duì)軸向柱塞馬達(dá)配流副摩擦潤(rùn)滑特性的影響，對(duì)配流副的摩擦泄漏、承載潤(rùn)滑等性能進(jìn)行深入分析，以獲得不同壓力、轉(zhuǎn)速和斜盤(pán)傾角下配流副泄漏以及摩擦轉(zhuǎn)矩的變化規(guī)律。

1 配流副模型

1.1 配流副端面幾何結(jié)構(gòu)

配流副為配流盤(pán)與缸體的配流端面組成的摩擦副。其配流端面幾何結(jié)構(gòu)如圖1所示，缸體配合端面主要由腰形槽、內(nèi)/外密封帶組成；配流盤(pán)配合端面主要由高/低壓腰形槽、內(nèi)/外密封帶、輔助支撐帶及阻尼槽組成。其中，ω為缸體轉(zhuǎn)速，R1、R2分別為內(nèi)密封帶內(nèi)外徑，R3、R4分別為外密封帶內(nèi)外徑，R5、R6分別為輔助支撐帶內(nèi)外徑，Rc為柱塞圓心分度圓直徑，θhs為高壓區(qū)腰型槽起點(diǎn)張角，θhe為高壓區(qū)腰形槽終點(diǎn)張角，θls為低壓區(qū)腰型槽起點(diǎn)張角，θle為低壓區(qū)腰形槽終點(diǎn)張角，各結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。由于缸體相對(duì)于配流盤(pán)旋轉(zhuǎn)具有周期性，故配流副各點(diǎn)油膜厚度也隨著缸體轉(zhuǎn)動(dòng)變化而呈現(xiàn)周期性變化。

表1 配流副端面幾何結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)

1.2 缸體動(dòng)力學(xué)模型

圖2為缸體與柱塞滑靴組件受力分布圖。缸體主要受到兩部分力，一個(gè)是配流副油膜缸體的支承力及力矩，另一個(gè)是柱塞/滑靴組件及中心彈簧引起的壓緊力及力矩，缸體共受到9組柱塞滑靴組件的壓緊力及力矩作用。

如圖2所示，Bi和Ci分別為柱塞滑靴組件的滑靴球心與質(zhì)心，沿軸向方向，缸體受柱塞腔油液壓力ppK、中心彈簧壓緊力FS、油膜壓力poK及柱塞腔摩擦力FT作用，而相比柱塞腔油液壓力，摩擦力大小可忽略不計(jì)。而沿x、y軸方向，缸體受到由油膜壓力poK、柱塞腔油液壓力ppK、柱塞滑靴組件徑向慣性力Fω以及斜盤(pán)支撐力FN引起的合力矩Mx、My。圖2中ppBi表示柱塞腔內(nèi)油液對(duì)柱塞的壓力,在動(dòng)平衡狀態(tài)下，缸體平衡方程為：

(1)

1.3 油膜流體潤(rùn)滑模型

為分析柱塞馬達(dá)配流副油膜壓力分布，建立配流副油膜流體潤(rùn)滑模型。根據(jù)配流副間隙相對(duì)配流盤(pán)尺寸極小，可認(rèn)為油液在間隙內(nèi)流動(dòng)特性為層流，故對(duì)模型作以下假設(shè)：①配流副間隙油液流動(dòng)特性為層流；②配流副油液為理想牛頓液體，油液密度不隨壓力及溫度變化；③油液滿足近壁面無(wú)滑移邊界條件；④油膜厚度尺寸相對(duì)周向與徑向尺寸極小，認(rèn)為油膜壓力沿膜厚方向不變。

根據(jù)以上假設(shè)，忽略重力影響，考慮流體徑向慣性力，建立極坐標(biāo)下的流體雷諾方程如式1所示。

(2)

式中,r、θ為油膜各點(diǎn)所在坐標(biāo),h、p分別為油膜厚度與壓力,ω為缸體轉(zhuǎn)動(dòng)角速度,t為時(shí)間,vr、vθ為油膜沿徑向與周向速度,ρ為油液密度,η為油液動(dòng)力黏度。

由于式(1)所示雷諾方程為橢圓形偏微分方程，故運(yùn)用控制容積法對(duì)該方程進(jìn)行離散化，即將雷諾方程求解域劃分成多個(gè)互不重疊的單元容積，并將方程在如圖3所示求解域中進(jìn)行數(shù)值離散。采用交錯(cuò)網(wǎng)格，圖示白黑節(jié)點(diǎn)分別代表壓力分布節(jié)點(diǎn)與速度分布節(jié)點(diǎn)。

圖中，Δθ為單元容積的周向角度，ΔR為單元容積的徑向長(zhǎng)度。對(duì)應(yīng)求解域邊界條件如下：

(3)

式中:p0為泄漏邊界壓力，即為大氣壓;ph和pl分別為油液進(jìn)口壓力及出口壓力。對(duì)式(2)在控制容積上積分可得

(4)

求解可得雷諾方程的離散形式為

aPpP=aWpW+aEpE+aSpS+aNpN+S

(5)

采用環(huán)形三對(duì)角陣算法(CTDMA算法)求解壓力場(chǎng)邊界上各節(jié)點(diǎn)壓力值，進(jìn)而沿徑向?qū)υ撚湍毫?chǎng)進(jìn)行迭代求解，獲得配流副油膜壓力分布。根據(jù)求得的壓力分布，可得油膜支撐力及力矩如下：

(6)

1.4 配流盤(pán)表面紋理

受加工精度以及材料成型技術(shù)限制，實(shí)際配流盤(pán)表面并非完全平滑，而是具有一定的表面紋理，而表面紋理帶來(lái)的不平整峰谷分布會(huì)引起流體動(dòng)壓效應(yīng)，從而導(dǎo)致在峰谷處會(huì)產(chǎn)生一定的油膜支撐力。故本研究在分析配流副間隙油膜潤(rùn)滑特性過(guò)程中，同時(shí)考慮配流端面的表面紋理對(duì)油膜厚度的影響。本研究主要考慮配流盤(pán)的表面紋理，且假設(shè)柱塞馬達(dá)配流盤(pán)表面紋理分別沿配流盤(pán)周向和徑向呈現(xiàn)全正弦分布[21]。配流盤(pán)端面任一點(diǎn)(r,θ)的表面紋理高度Δh為

圖2 缸體及柱塞滑靴-組件受力分析圖

圖3 方程求解域與控制容積示意圖

(7)

1.5 油膜泄漏流量模型

如圖4所示，配流副泄漏主要為內(nèi)泄漏與外泄漏之和，其中內(nèi)泄漏為由缸體周向旋轉(zhuǎn)，帶動(dòng)油液從缸體腰形槽流向鄰近腰形槽引起的泄漏；外泄漏為由于壓差作用，油液由配流副間隙流向殼體所引起的泄漏。

由于內(nèi)泄漏相對(duì)外泄漏可忽略不計(jì)，本研究只針對(duì)外泄漏進(jìn)行探析。根據(jù)配流副間隙油液壓力場(chǎng)分布，可得油液徑向速度場(chǎng)分布為

(8)

該式表明油膜徑向流速受壓差作用項(xiàng)及一次、二次轉(zhuǎn)速項(xiàng)影響，其中z為油膜沿膜厚方向的高度。則通過(guò)對(duì)內(nèi)外密封帶邊界油液速度場(chǎng)積分可得配流副油膜泄漏Q為

圖4 配流副泄漏示意圖

(9)

1.6 油膜摩擦轉(zhuǎn)矩模型

由于配流副間隙油膜存在粘性摩擦力，并形成繞主軸軸線的粘性摩擦轉(zhuǎn)矩，對(duì)缸體沿配流盤(pán)表面作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)造成阻礙，同時(shí)油膜周向壓差的作用也會(huì)造成柱塞馬達(dá)的摩擦轉(zhuǎn)矩?fù)p失。其摩擦轉(zhuǎn)矩Mf為

(10)

(11)

2 數(shù)值分析結(jié)果

文中給出壓力工況為28、35、42、49 MPa，轉(zhuǎn)速工況為1 500、1 600、1 700、1 800、1 900、2 000 r/min，配流副油膜仿真參數(shù)如表2所示。

表2 配流副仿真參數(shù)

2.1 缸體傾覆力矩分析

柱塞馬達(dá)配流副工作過(guò)程中，缸體受柱塞腔油液壓力以及柱塞滑靴組件慣性力所產(chǎn)生的傾覆力矩作用，缸體分別有沿上死點(diǎn)以及高壓區(qū)傾斜的傾向。圖5示出了工作轉(zhuǎn)速1 700 r/min、工作壓力35 MPa、斜盤(pán)傾角18.6°下，缸體繞x軸和y軸的傾覆力矩Mx、My隨方位角轉(zhuǎn)動(dòng)的變化曲線。圖中φ表示方位角，指缸體繞主軸的旋轉(zhuǎn)角度。

如圖5所示，由于柱塞數(shù)目為9，受缸體旋轉(zhuǎn)作用，繞x軸和y軸力矩均呈現(xiàn)40°周期，與柱塞角度間距一致。而由于缸體旋轉(zhuǎn)，帶動(dòng)柱塞滑靴組件慣性力繞x、y軸力矩的作用力臂長(zhǎng)度變化，同時(shí)帶動(dòng)柱塞腔內(nèi)油液壓力波動(dòng)變化，在雙重影響下，繞x、y軸力矩一個(gè)周期內(nèi)均存在一大一小兩個(gè)峰值。同時(shí)Mx、My幅值分別在18～112 N·m和3 144～3 165 N·m之間，可見(jiàn)Mx幅值遠(yuǎn)小于My，表明缸體受My作用遠(yuǎn)大于Mx，相比缸體受繞x軸力矩作用沿上死點(diǎn)傾斜，缸體更傾向于沿高壓區(qū)中間位置傾斜。

圖5 不同方位角下傾覆力矩

2.2 油膜厚度場(chǎng)

圖6給出工作轉(zhuǎn)速1 700 r/min，工作壓力35 MPa，斜盤(pán)傾角18.6°下，馬達(dá)工作穩(wěn)定時(shí)，缸體旋轉(zhuǎn)方位角分別為0°、10°、20°、30°、40°下的配流副油膜瞬時(shí)厚度場(chǎng)。由圖6所示，在主軸旋轉(zhuǎn)過(guò)程中，配流副油膜最小厚度位置位于高壓區(qū)中心位置，表明缸體在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中有沿高壓區(qū)中心傾斜的傾向，而缸體傾斜動(dòng)作是由于旋轉(zhuǎn)過(guò)程中受活塞滑靴組件徑向慣性力以及受斜盤(pán)支撐力產(chǎn)生的傾覆力矩作用導(dǎo)致。結(jié)果表明了配流副油膜厚度場(chǎng)的非均勻性，反映出缸體在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中一般處于傾斜姿態(tài)，對(duì)高壓區(qū)進(jìn)行擠壓，以產(chǎn)生油膜動(dòng)壓效應(yīng)抵抗外負(fù)載。而最小油膜厚度位置變化受Mx、My變化影響，由圖5所示，My變化較小，且遠(yuǎn)大于Mx，故在缸體旋轉(zhuǎn)過(guò)程中，最小膜厚點(diǎn)始終在高壓區(qū)配流窗口中心位置上下略微浮動(dòng)。

2.3 油膜壓力場(chǎng)

圖7示出了考慮流體徑向慣性力，工作轉(zhuǎn)速1 700 r/min，工作壓力35 MPa,斜盤(pán)傾角18.6°，馬達(dá)工作穩(wěn)定時(shí)多個(gè)方位角下配流副油膜的瞬時(shí)壓力場(chǎng)。方位角為0°代表馬達(dá)上死點(diǎn)位置。由圖7可見(jiàn)，0°方位角下配流副油膜的瞬時(shí)壓力場(chǎng)分布與40°方位角下壓力分布相同，可知配流副油膜瞬時(shí)壓力場(chǎng)隨缸體轉(zhuǎn)動(dòng)呈40°周期變化。

由圖7所示，從 0°轉(zhuǎn)至20°方位角，初始位于上死點(diǎn)的柱塞由于缸體旋轉(zhuǎn)，逐漸接入配流盤(pán)高壓腰形槽，促使上死點(diǎn)區(qū)域壓力上升，從而高壓區(qū)域得到拓寬；而在柱塞旋出高壓腰形槽后，該區(qū)域壓力隨之下降。圖8給出了在0°方位角下配流副輔助支撐帶的壓力分布，可知支撐帶油膜存在動(dòng)壓作用，最大壓力位于高壓區(qū)中心且稍微靠近上死點(diǎn)的位置，對(duì)應(yīng)圖6的油膜厚度分布結(jié)果，表明高壓區(qū)中心位置油膜為受擠壓嚴(yán)重區(qū)域；同時(shí)表面紋理所帶來(lái)的流體動(dòng)壓效應(yīng)導(dǎo)致支撐帶壓力場(chǎng)出現(xiàn)多個(gè)壓力峰，壓力分布由最大值沿兩側(cè)遞減。

3 工況對(duì)泄漏的影響

配流副泄漏主要由內(nèi)泄漏與外泄漏兩部分組成，其總泄漏量可達(dá)到柱塞馬達(dá)總泄漏量的50%～75%[10]。本研究選取不同工作壓力、工作轉(zhuǎn)速及斜盤(pán)傾角，針對(duì)柱塞馬達(dá)配流副泄漏進(jìn)行分析。

3.1 壓力及轉(zhuǎn)速對(duì)泄漏的影響

由泄漏流量理論模型中的式(8)、(9)可知，配流副泄漏流量與油膜沿徑向方向流速呈正相關(guān)，而油膜徑向流速與油膜壓力、主軸轉(zhuǎn)速相關(guān)。圖9、圖10為不同工作壓力下配流副泄漏量、中心膜厚隨轉(zhuǎn)速變化曲線。

由泄漏量變化曲線可知，同一工作壓力下，泄漏量基本隨轉(zhuǎn)速提升呈近線性增大，體現(xiàn)了泄漏模型式(8)中的一次轉(zhuǎn)速項(xiàng)的作用。同時(shí)對(duì)比不同壓力下泄漏量的增長(zhǎng)趨勢(shì)，發(fā)現(xiàn)泄漏量隨轉(zhuǎn)速提升的增長(zhǎng)速率隨著壓力增大而降低，結(jié)合圖10所示，油膜中心膜厚隨工作壓力增大而下降，表明式(8)中的一次、二次轉(zhuǎn)速項(xiàng)對(duì)油膜徑向流速的作用隨著壓力增大而減弱。同時(shí)受壓差作用，同一轉(zhuǎn)速下，泄漏量隨壓力增大呈上升趨勢(shì)，而當(dāng)隨著壓力增大，膜厚下降，故壓差作用效果明顯程度也隨之下降。

圖7 不同方位角配流副油膜壓力分布

圖8 輔助支撐帶油膜壓力分布

圖9 不同工作壓力下泄漏流量隨轉(zhuǎn)速變化

圖10 不同工作壓力下中心膜厚隨轉(zhuǎn)速變化

結(jié)果表明配流副泄漏流量與工作壓力及轉(zhuǎn)速密切相關(guān)，當(dāng)轉(zhuǎn)速提升、工作壓力增大，均將促使油膜內(nèi)油液徑向流速增快，進(jìn)而增大泄漏。

3.2 斜盤(pán)傾角對(duì)泄漏的影響

柱塞馬達(dá)斜盤(pán)傾角γ直接決定柱塞馬達(dá)排量V，同時(shí)影響缸體所受滑靴柱塞組件的傾覆力矩力臂長(zhǎng)度，對(duì)配流副動(dòng)力學(xué)特性具有影響，進(jìn)而可能對(duì)配流副的泄漏具有一定影響。如式(12)所示，通過(guò)改變斜盤(pán)傾角可以實(shí)現(xiàn)對(duì)配流副排量的改變。

(12)

式中，dz為柱塞直徑，z為柱塞數(shù)，D為柱塞所在分布圓半徑。本研究選定工況轉(zhuǎn)速1 700 r/min，工作壓力35 MPa，選取斜盤(pán)傾角為12.6°、15.6°、18.6°、21.6°時(shí)進(jìn)行對(duì)比分析，就斜盤(pán)傾角對(duì)配流副泄漏的影響進(jìn)行探究。

圖11示出了配流副中心膜厚及泄漏在不同斜盤(pán)傾角下的變化，當(dāng)斜盤(pán)傾角增大，配流副中心膜厚及泄漏隨之下降，表明配流副泄漏受斜盤(pán)傾角影響。一方面斜盤(pán)傾角增大，壓緊力矩力臂長(zhǎng)度增大，缸體受柱塞滑靴組件壓緊力矩隨之增大，導(dǎo)致缸體整體膜厚下降；一方面傾角增大，中心膜厚下降，配流副間隙整體油量減少，導(dǎo)致泄漏下降。

圖11 不同斜盤(pán)傾角下中心膜厚及泄漏變化

4 工況對(duì)摩擦損失的影響

4.1 壓力及轉(zhuǎn)速對(duì)摩擦損失的影響

配流副摩擦損失主要來(lái)自配流副油膜粘性摩擦力矩作用和表面粗糙峰帶來(lái)的固體摩擦力作用，本研究主要針對(duì)配流副油膜粘性摩擦力矩進(jìn)行研究。圖12示出了不同工作壓力下配流副油膜粘性摩擦轉(zhuǎn)矩隨轉(zhuǎn)速的變化曲線。

圖12 不同工作壓力下摩擦轉(zhuǎn)矩隨轉(zhuǎn)速的變化

如圖12所示，工作轉(zhuǎn)速在1 500 r/min到2 000 r/min之間變化，在同一工作壓力下，摩擦轉(zhuǎn)矩隨轉(zhuǎn)速呈近似線性增大，且同一轉(zhuǎn)速下，轉(zhuǎn)矩亦隨壓力增加而增大。由式(10)、(11)可知，油膜粘性摩擦力矩與油液內(nèi)切應(yīng)力有關(guān)，而切應(yīng)力受油液周向流速影響，且油液周向流速與主軸轉(zhuǎn)速呈線性相關(guān)，故在全流體潤(rùn)滑狀態(tài)下，摩擦轉(zhuǎn)矩隨主軸轉(zhuǎn)速提升而呈現(xiàn)近似線性變化；同時(shí)由圖10可知，工作壓力提升將導(dǎo)致整體油膜厚度減小，進(jìn)而增大油膜切應(yīng)變率，最終使油膜摩擦力矩增大。

4.2 斜盤(pán)傾角對(duì)摩擦損失的影響

圖13給出配流副中心膜厚及摩擦轉(zhuǎn)矩在斜盤(pán)傾角分別為12.6°、15.6°、18.6°、21.6°時(shí)的變化曲線，當(dāng)斜盤(pán)傾角增大，配流副中心膜厚有所降低，摩擦轉(zhuǎn)矩隨之增大。根據(jù)油膜摩擦轉(zhuǎn)矩模型，可知油膜粘性摩擦轉(zhuǎn)矩主要受油膜流速及膜厚等影響，結(jié)合仿真結(jié)果可知，斜盤(pán)傾角增大導(dǎo)致整體油膜厚度下降，進(jìn)而增大油膜沿膜厚的切應(yīng)變率，促使油膜粘性摩擦力矩增大。

圖13 不同斜盤(pán)傾角下中心膜厚及摩擦轉(zhuǎn)矩變化

5 結(jié)論

本研究考慮柱塞馬達(dá)配流盤(pán)表面紋理的影響，建立了包含輔助支撐帶油膜壓力分布與力矩作用的油膜潤(rùn)滑特性模型，探究了工作壓力、工作轉(zhuǎn)速以及斜盤(pán)傾角對(duì)配流副流量泄漏以及摩擦損耗的影響規(guī)律。

(1)柱塞馬達(dá)配流副泄漏流量與馬達(dá)工況相關(guān)，當(dāng)轉(zhuǎn)速、工作壓力增大時(shí)，油液流速增大，泄漏量隨轉(zhuǎn)速提升呈近線性增長(zhǎng)；而隨著壓力增大，膜厚不斷下降，轉(zhuǎn)速、壓差對(duì)流速作用減弱，泄漏量隨轉(zhuǎn)速增大的增長(zhǎng)速率有所下降。

(2)隨轉(zhuǎn)速、壓力提升，油膜粘性摩擦力矩呈現(xiàn)增大趨勢(shì)，摩擦力矩隨轉(zhuǎn)速提升呈近線性增長(zhǎng)；而壓力增大導(dǎo)致膜厚下降，結(jié)合摩擦轉(zhuǎn)矩模型，油膜切應(yīng)變率將增大，促使油膜摩擦力矩增大。

(3)配流副中心膜厚及泄漏流量隨斜盤(pán)傾角增大呈現(xiàn)下降趨勢(shì)，而摩擦轉(zhuǎn)矩隨斜盤(pán)傾角增大而增大，證明斜盤(pán)傾角雖未直接體現(xiàn)在泄漏流量模型與摩擦轉(zhuǎn)矩模型中，但仍對(duì)配流副泄漏與摩擦特性有一定影響，且應(yīng)存在較佳斜盤(pán)傾角角度，使配流副泄漏與摩擦轉(zhuǎn)矩均取得較優(yōu)的值。

(4)輔助支撐帶壓力分布表明，帶表面紋理的輔助支撐帶存在較大的壓力峰值，在油膜承載中起到重要的作用，在油膜承載力的組成中應(yīng)考慮其影響。此外，由于本研究假設(shè)配流副油液為理想牛頓液體，未建立溫度場(chǎng)對(duì)油膜特性影響分析模型，因此可將其影響作為后續(xù)的一部分研究工作。