楊欣，顧根香，孫思聰，周建明，李賽力

1 上海船用柴油機(jī)研究所，上海 200090

2 武漢理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，湖北 武漢 430063

0 引 言

滑動(dòng)軸承被廣泛應(yīng)用于艦船等各類機(jī)械系統(tǒng)中，作為主要的運(yùn)動(dòng)副和激勵(lì)源，它是功率損耗和振動(dòng)的主要來(lái)源之一，動(dòng)力學(xué)及摩擦學(xué)特性對(duì)其性能及可靠性影響很大[1-2]。因此，對(duì)滑動(dòng)軸承摩擦學(xué)和動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行試驗(yàn)與計(jì)算分析具有重要意義?；瑒?dòng)軸承摩擦學(xué)和動(dòng)力學(xué)性能研究的3個(gè)最重要因素是運(yùn)動(dòng)部件的動(dòng)力學(xué)特性、接觸面間的摩擦學(xué)特性以及其試驗(yàn)驗(yàn)證，但基于有限元法的建模往往會(huì)產(chǎn)生較多的自由度，而接觸面的摩擦特性也會(huì)引入非線性從而導(dǎo)致計(jì)算資源消耗的進(jìn)一步增加。此外，針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部的軸承的試驗(yàn)條件比較苛刻[3-4]。

常規(guī)的有限元離散化法由于會(huì)產(chǎn)生過(guò)多的自由度而導(dǎo)致求解十分困難，為了在保持計(jì)算精度的同時(shí)考慮油膜的非線性，近年來(lái)發(fā)展了動(dòng)態(tài)子結(jié)構(gòu)法，即在建立復(fù)雜結(jié)構(gòu)系統(tǒng)力學(xué)模型時(shí)，從量級(jí)上大幅縮減整體結(jié)構(gòu)的自由度，從而保證計(jì)算精度[5-7]。針對(duì)軸頸和軸瓦間的油膜作用，基于Hertz接觸模型提供了一種簡(jiǎn)化的非線性計(jì)算方法[8]。Greenwood等[9]和Patir等[10]分別對(duì)彈性粗糙表面的粗糙接觸機(jī)理和粗糙表面間的油膜動(dòng)壓潤(rùn)滑機(jī)理進(jìn)行研究，得到了Greenwood/Tripp粗糙接觸模型和基于平均流量系數(shù)的彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑（EHD）模型，奠定了彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑理論基礎(chǔ)。Bukovnik等[11]等比較了不同類型滑動(dòng)軸承仿真模型和油液潤(rùn)滑條件的影響。盧伯聰?shù)萚12]對(duì)主軸承熱彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑（TEHD）進(jìn)行研究，并在TEHD求解中考慮了軸瓦熱效應(yīng)的影響，從理論上更接近軸承實(shí)際的工作狀態(tài)，但相關(guān)研究主要集中在理論計(jì)算分析層面，缺乏試驗(yàn)數(shù)據(jù)的支撐。

本文擬采用仿真與試驗(yàn)相結(jié)合的方法，首先基于子結(jié)構(gòu)法建立各零部件的體單元，并通過(guò)EHD模型考慮連接副的摩擦學(xué)特性，進(jìn)而建立考慮滑動(dòng)軸承油膜作用的多柔性體主軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)動(dòng)力學(xué)模型；接著，進(jìn)行動(dòng)力學(xué)和摩擦學(xué)的仿真計(jì)算并與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析，驗(yàn)證計(jì)算方法的正確性，然后在此基礎(chǔ)上揭示軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)與摩擦學(xué)耦合機(jī)理；最后，對(duì)比基于非線性彈簧模型和EHD模型的計(jì)算精度，進(jìn)而得到主軸承熱彈性流體潤(rùn)滑計(jì)算的精確建模方法。

1 基本理論

1.1 動(dòng)態(tài)子結(jié)構(gòu)縮減理論

采用有限元方法求解往往會(huì)產(chǎn)生規(guī)模巨大的離散化模型，加大了求解的難度。子結(jié)構(gòu)法是通過(guò)將結(jié)構(gòu)由整體劃分為簡(jiǎn)單的子結(jié)構(gòu)，然后基于特定的算法（靜態(tài)縮減、古典動(dòng)態(tài)子結(jié)構(gòu)法、約束模態(tài)綜合法或自由模態(tài)綜合法等）將原本的大自由度系統(tǒng)縮減為保留主自由度及包含質(zhì)量、剛度、恢復(fù)矩陣的子結(jié)構(gòu)模型。靜態(tài)縮減往往會(huì)使固有頻率偏高，且其假設(shè)低頻段慣性力對(duì)副自由度的影響比靜力效應(yīng)小，因此在多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)中，采用動(dòng)態(tài)縮減進(jìn)行求解的精度更高，其運(yùn)動(dòng)方程為[12]：

式中：M，K分別為模型的質(zhì)量和剛度矩陣；x，f分別為位移和力矢量；下標(biāo)m，s分別為主自由度和副自由度的坐標(biāo)。

由式（1）中的第2個(gè)方程式，可以得到

其解為：

取其第i階特征值λj2的值Pj進(jìn)行計(jì)算，式（3）變?yōu)?/p>

式中：I為單位矩陣；Ts為坐標(biāo)轉(zhuǎn)換矩陣。將式（4）代入式(1)，變換后縮減模型的運(yùn)動(dòng)方程為

1.2 Greenwood/Tripp粗糙接觸模型

隨著供油條件變差，當(dāng)油膜厚度減小至一定程度時(shí)，兩粗糙表面間部分微凸體直接接觸，從而產(chǎn)生較大的摩擦力。針對(duì)這種現(xiàn)象，Greenwood等[9]提出了一種考慮表面粗糙形貌名義平面的彈性接觸理論，得到了接觸變形與表面形貌的相互關(guān)系。對(duì)于微凸體高度呈標(biāo)準(zhǔn)正態(tài)分布的表面，根據(jù)Greenwood/Tripp粗糙接觸理論，微凸體接觸壓力pa(h)為

式中：K為彈性因子；E'為等效彈性模量，Pa；Hs為無(wú)量綱凸峰間隙；h為潤(rùn)滑油名義油膜厚度，m；為平均凸峰高度，m；σ為兩接觸表面綜合粗糙度，m；ε1，ε2分別為兩接觸面材料的泊松比；E1，E2為兩接觸面材料的彈性模量，Pa。

1.3 粗糙接觸表面平均雷諾方程

聯(lián)立流體連續(xù)性方程和運(yùn)動(dòng)方程（Navier-Stokes方程），假設(shè)滑油密度、粘度在油膜厚度方向?yàn)槌Ｖ?，可得到?jiǎn)化后的一般形式為雷諾方程。為了考慮流體膜厚度達(dá)到與固體表面粗糙度接近的數(shù)量級(jí)時(shí)表面微觀形貌對(duì)潤(rùn)滑性能的影響，以一般形式的雷諾方程為基礎(chǔ)，Patir等[10]引入了壓力流量系數(shù)、剪切流量系數(shù)概念，得到平均雷諾方程為

式中：x，z分別為軸向和徑向坐標(biāo)軸；?x，?z分別為x，z向壓力流量系數(shù)；ρ為流體密度，kg/m3；η為機(jī)油粘度，mPa·s；h為油膜平均厚度，m；p為油膜壓力，Pa；θ為機(jī)油填充率；U為軸頸表面線速度，m/s；?s為剪切流量系數(shù)；t為時(shí)間，s。

1.4 EHD數(shù)學(xué)模型的計(jì)算流程

基于動(dòng)態(tài)子結(jié)構(gòu)彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑（EHD）的計(jì)算需聯(lián)立能量方程、平均雷諾方程、彈性位移方程及載荷平衡方程，并進(jìn)行求解[8]。其中，能量方程、彈性位移方程采用有限元法求解；平均雷諾方程采用有限差分法求解，且差分網(wǎng)格由軸瓦內(nèi)表面的縮減模型主自由度節(jié)點(diǎn)決定。在計(jì)算過(guò)程中，采用平均雷諾方程求解得到油膜壓力（包含粗糙接觸產(chǎn)生的接觸壓力）后代入彈性位移方程，從而得到各個(gè)節(jié)點(diǎn)的彈性位移和油膜厚度并迭代至收斂。其計(jì)算流程如圖1 所示。

圖1 EHD仿真計(jì)算流程圖Fig.1 Flow chart of EHD simulation

2 軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)EHD建模

基于動(dòng)態(tài)子結(jié)構(gòu)縮減理論，利用AVL_Excite Power Unit模塊，以軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)為研究對(duì)象進(jìn)行軸承熱彈性流體潤(rùn)滑特性分析。軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)主要包含驅(qū)動(dòng)電機(jī)、傳動(dòng)軸系、扭矩傳感器、被測(cè)單元以及液壓和供油系統(tǒng)。其中被測(cè)單元包含2個(gè)支撐軸承座（每個(gè)軸承座含2個(gè)支撐軸承）、1個(gè)被測(cè)軸及連桿；驅(qū)動(dòng)電機(jī)通過(guò)傳動(dòng)軸為被測(cè)單元的被測(cè)軸提供轉(zhuǎn)速邊界條件；液壓系統(tǒng)通過(guò)液壓缸將載荷施加于連桿；供油系統(tǒng)為系統(tǒng)各軸承提供穩(wěn)定的供油邊界條件。軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)的三維結(jié)構(gòu)如圖2所示，其基本參數(shù)如表1所示。

表1 軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)主要參數(shù)Table1 Main parameters of bearing wear test bed

圖2 軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)的三維結(jié)構(gòu)Fig.2 Three-dimensional structure of bearing wear test bed

2.1 多體動(dòng)力學(xué)建模

在實(shí)際工作中，除被測(cè)單元外，其他部件無(wú)宏觀運(yùn)動(dòng)，建模時(shí)，只需將被測(cè)部分的固定件和運(yùn)動(dòng)件視為柔性體，液壓載荷以外載荷形式輸入，右側(cè)電機(jī)的作用通過(guò)右側(cè)節(jié)點(diǎn)的恒定轉(zhuǎn)速進(jìn)行考慮即可。試驗(yàn)臺(tái)包含兩側(cè)的支撐座共4個(gè)滑動(dòng)軸承以及被測(cè)軸承，因此，所建的動(dòng)力學(xué)模型包含2個(gè)軸承座和被測(cè)偏心軸以及連桿體單元，其中在偏心軸與各軸承座之間建立2個(gè)EHD連接副，在偏心軸與連桿之間建立1個(gè)EHD連接副，得到的多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型如圖3所示。

圖3 軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)動(dòng)力學(xué)模型Fig.3 Dynamic model of bearing wear test bed

2.2 縮減模型的建立

偏心軸和連桿是軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型的主要運(yùn)動(dòng)部件，其動(dòng)力學(xué)特性的準(zhǔn)確性將直接影響計(jì)算結(jié)果的精度。為了提高計(jì)算效率，采用自由界面子結(jié)構(gòu)法（Craig-Chang法）建立了縮減模型，如表2所示。為了保證縮減模型的動(dòng)力學(xué)特性與有限元模型一致，分別對(duì)有限元模型和縮減模型進(jìn)行了模態(tài)計(jì)算，其各階模態(tài)頻率的對(duì)比如表3和表4所示。經(jīng)對(duì)比分析可知，偏心軸、連桿縮減體的各階模態(tài)頻率與有限元模型的誤差不超過(guò)2%，說(shuō)明縮減模型與有限元模型的動(dòng)力學(xué)特性基本一致。

表2 主要零部件有限元模型與縮減模型Table2 Finite element model and condensed model of main parts

表3 偏心軸有限元模型與縮減模型模態(tài)對(duì)比Table3 Comparison of modal frequency between finite element models and condensed model of eccentric shaft

表4 連桿有限元模型與縮減模型模態(tài)對(duì)比Table4 Comparison of modal frequency between finite element model and condensed model of connecting rod

3 試驗(yàn)驗(yàn)證及結(jié)果分析

3.1 測(cè)試系統(tǒng)

為了驗(yàn)證計(jì)算模型的正確性，在軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)布置了相應(yīng)的測(cè)點(diǎn)進(jìn)行試驗(yàn)數(shù)據(jù)采集。首先，通過(guò)扭矩儀間接測(cè)量軸承的摩擦功耗，如圖2所示。圖4（a）所示為主要測(cè)點(diǎn)布置圖。在連桿兩側(cè)伸出的結(jié)構(gòu)上安裝夾角為90°的位移傳感器，用于測(cè)量軸心軌跡，其原理如圖4（b）所示，軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)的測(cè)量參數(shù)如表5所示。

表5 軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)主要測(cè)試參數(shù)Table5 Main test parameters of bearing wear test bed

圖4 軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)動(dòng)力學(xué)模型Fig.4 Dynamic model of bearing wear test bed

3.2 計(jì)算結(jié)果驗(yàn)證與分析

3.2.1 結(jié)果驗(yàn)證

模型的驗(yàn)證從2個(gè)方面進(jìn)行：1）對(duì)比360°曲柄轉(zhuǎn)角內(nèi)軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)摩擦力扭矩的計(jì)算值與試驗(yàn)值，驗(yàn)證其摩擦學(xué)特性；2）對(duì)比計(jì)算與試驗(yàn)所得的軸心軌跡，驗(yàn)證軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)模型轉(zhuǎn)子的動(dòng)力學(xué)特性，如圖5所示。

圖5 軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)計(jì)算結(jié)果驗(yàn)證Fig.5 Verification of calculation results of bearing wear test bed

經(jīng)對(duì)比發(fā)現(xiàn)，試驗(yàn)測(cè)得的扭矩值大于計(jì)算值，這是因?yàn)樵囼?yàn)臺(tái)在安裝過(guò)程中存在一定的軸系不對(duì)中情況，產(chǎn)生了部分阻力，且自由端儲(chǔ)存的滑油也會(huì)對(duì)軸產(chǎn)生拖拽力矩，不過(guò)在摩擦力力矩方面計(jì)算值與試驗(yàn)值的誤差在10%以內(nèi)；計(jì)算所得與試驗(yàn)測(cè)得的軸心軌跡輪廓及位置基本一致，驗(yàn)證了該計(jì)算模型在摩擦學(xué)及動(dòng)力學(xué)上的正確性。

3.2.2 結(jié)果分析

運(yùn)用本文第2節(jié)的建模方法，建立包含5個(gè)軸承的軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)EHD多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，按X方向，從左到右,各軸承號(hào)分別為1#～5#。在驗(yàn)證模型精度的基礎(chǔ)上，對(duì)各軸承的潤(rùn)滑特性進(jìn)行計(jì)算分析。表6對(duì)比列出了5個(gè)軸承在3 000 r/min工況下的最大油膜壓力pmax、最小油膜厚度hmin、最小膜厚比λ、一周期內(nèi)平均粗糙接觸比例γ及摩擦功耗Wm。

表6 各軸承EHD潤(rùn)滑計(jì)算結(jié)果Table6 EHD calculation results of diffrent bearings of the test bed

由表6可知，1#～5#軸承的潤(rùn)滑狀態(tài)參數(shù)關(guān)于3#軸承（被測(cè)軸承）對(duì)稱，被測(cè)軸承承受了最大的載荷，且最大油膜壓力較其他4個(gè)支撐軸承高出一個(gè)量級(jí)，最小油膜厚度達(dá)到了綜合粗糙度量級(jí)，使得膜厚比偏小，出現(xiàn)了局部粗糙接觸。根據(jù)Stribeck曲線[13]，兩側(cè)支撐軸承最小膜厚比大于10，處于完全液動(dòng)潤(rùn)滑狀態(tài)，而被測(cè)軸承則處于混合摩擦狀態(tài)，軸頸與軸瓦間的粗糙接觸比例和摩擦功耗呈現(xiàn)相同的規(guī)律。被測(cè)軸承最小油膜厚度出現(xiàn)的時(shí)刻與活塞上的止點(diǎn)相對(duì)應(yīng)，此時(shí)，倒置的連桿處于最高位置，下軸瓦與偏心軸表面接觸，液壓系統(tǒng)對(duì)連桿施加的載荷處于峰值。由于支撐軸承的數(shù)量為被測(cè)軸承的4倍，單個(gè)軸承的軸瓦承受的載荷遠(yuǎn)小于被測(cè)軸承下瓦，此時(shí)，被測(cè)軸承下瓦的油膜壓力遠(yuǎn)大于支撐軸承的油膜壓力，且軸頸與軸瓦間出現(xiàn)了部分粗糙接觸，產(chǎn)生了粗糙接觸壓力，進(jìn)而使軸瓦進(jìn)入混合潤(rùn)滑狀態(tài)，粗糙接觸比例增高，摩擦功耗增高。

分別提取5個(gè)軸承在被測(cè)軸承產(chǎn)生最小油膜厚度時(shí)刻的油膜總壓和粗糙接觸壓力，其分布圖分別如圖6和圖7所示。由圖中不難發(fā)現(xiàn)，最外側(cè)固定支撐軸承的油膜壓力的分布梯度要小于中間支撐軸瓦的油膜壓力分布梯度。另由圖7所示粗糙接觸壓力分布彩圖，發(fā)現(xiàn)支撐軸瓦無(wú)粗糙接觸壓力，說(shuō)明即便是處于最惡劣的工況，支撐軸瓦仍可保持熱動(dòng)潤(rùn)滑狀態(tài)，而被測(cè)軸瓦下瓦的兩側(cè)則出現(xiàn)了局部粗糙接觸。

圖6 各軸承油膜總壓分布彩圖Fig.6 Oil film total pressure distribution of different bearing

圖7 各軸承油膜粗糙接觸壓力分布彩圖Fig.7 Oil film asperity contact pressure distribution of different bearings

由上述分析可知，被測(cè)的3#軸承其潤(rùn)滑條件最差。為了解其潤(rùn)滑特性，分析不同間隙被測(cè)軸承的動(dòng)力學(xué)及摩擦學(xué)特性，對(duì)比了不同間隙（1～1 000 μm）下，一個(gè)周期內(nèi)的最大油膜壓力、最小油膜厚度和平均摩擦功耗。

由圖8（a）和圖8（b）可以看出，隨著半徑間隙的增大，軸承最大油膜壓力隨之升高，但最小油膜厚度在一定范圍內(nèi)是先增大后減小，當(dāng)半徑間隙達(dá)20 μm時(shí)，最小油膜厚度達(dá)到峰值，摩擦功耗最低。當(dāng)半徑間隙非常小時(shí)，軸頸與軸瓦間出現(xiàn)微凸體接觸，軸承處于邊界潤(rùn)滑狀態(tài)，不易形成足夠厚的油膜，而隨著間隙的增大，最小油膜厚度逐漸增大，油膜支撐力增強(qiáng)，但當(dāng)間隙過(guò)大時(shí)，在端泄的作用下，油膜支撐能力將下降，最小油膜厚度也隨之下降。同理，摩擦功耗在半徑間隙非常小的時(shí)候因邊界潤(rùn)滑摩擦系數(shù)較大，隨著間隙的增大逐漸處于液動(dòng)潤(rùn)滑狀態(tài)，摩擦力下降；而當(dāng)間隙過(guò)大時(shí)，液動(dòng)潤(rùn)滑剪切應(yīng)力會(huì)升高，同時(shí)由于油膜支撐力下降，局部出現(xiàn)的粗糙接觸也會(huì)導(dǎo)致摩擦功耗上升。

圖8 潤(rùn)滑特性隨間隙變化的趨勢(shì)Fig.8 Variation of lubrication characteristics with clearance

間隙為10和1 000 μm這2種工況下的軸承總摩擦功耗及軸承載荷如圖9所示。由圖可知，兩種工況下的軸承載荷比較接近，但在載荷極值處，即液壓系統(tǒng)載荷峰值處，后者較前者力的幅度增大了幾百牛，總摩擦耗功也同樣從10 μm時(shí)的0 W上升到了幾百瓦，且摩擦功耗峰值點(diǎn)與載荷極值點(diǎn)對(duì)應(yīng)，說(shuō)明間隙過(guò)大產(chǎn)生的沖擊導(dǎo)致局部潤(rùn)滑狀態(tài)突變，進(jìn)而使摩擦功耗增加。

圖9 一周期內(nèi)摩擦功耗和載荷Fig.9 Friction power consumption and load in one cycle

3.3 不同建模方式計(jì)算結(jié)果對(duì)比

由上節(jié)分析可知，軸承動(dòng)力學(xué)與摩擦學(xué)之間存在較強(qiáng)的耦合關(guān)系。除上節(jié)敘述的通過(guò)求解平均雷諾方程進(jìn)行軸承動(dòng)力學(xué)分析之外，軸承油膜的建模還有其他常用方法，比如簡(jiǎn)化的非線性彈簧單元，即將軸頸和軸瓦間的高壓油膜簡(jiǎn)化為軸頸與軸瓦間的若干非線性彈簧阻尼單元，求解時(shí)，通過(guò)激活處于壓縮狀態(tài)的彈簧來(lái)迭代計(jì)算得到相應(yīng)的彈簧力，進(jìn)而得到軸承載荷。為了對(duì)比基于EHD模型和非線性彈簧模型建模方法的差別，在相同動(dòng)力學(xué)模型的基礎(chǔ)上修改被測(cè)軸承連接副的單元類型為非線性彈簧單元并進(jìn)行計(jì)算。將非線性彈簧單元與不同間隙EHD連接副算得的被測(cè)試驗(yàn)臺(tái)軸承動(dòng)力學(xué)、摩擦學(xué)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，其時(shí)域圖如圖9（b）所示。由圖中不難發(fā)現(xiàn)，當(dāng)軸承間隙較小時(shí)，采用非線性彈簧模型與EHD模型計(jì)算得到的軸承載荷基本一致，但隨著軸承間隙的增大，油膜因端泄的作用其支撐力下降；軸頸與軸瓦沖擊的增大在載荷時(shí)域圖中表現(xiàn)為明顯的波動(dòng)。非線性彈簧不存在實(shí)際工況中可能出現(xiàn)的沖擊現(xiàn)象，采用計(jì)算得到的結(jié)果在間隙較大的情況下依然是較順滑的載荷曲線，這與實(shí)際工況差異較大。對(duì)采用2種建模方法計(jì)算得到的軸承載荷進(jìn)行了傅里葉變換，結(jié)果如圖10所示。由圖可知，這2類模型在低頻段重合較好，但采用彈簧單元計(jì)算得到的高頻分量幅值較EHD單元要低，故對(duì)于軸承動(dòng)力學(xué)的求解，使用EHD模型可以提高振動(dòng)響應(yīng)的求解精度。

圖10 2種建模方式下載荷頻域力的對(duì)比Fig.10 Comparison of load force between two modeling methods in frequency domain

4 結(jié) 論

本文以軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)為研究對(duì)象，基于子結(jié)構(gòu)法建立了多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，然后采用仿真計(jì)算與試驗(yàn)相結(jié)合的方法研究了滑動(dòng)軸承摩擦學(xué)與動(dòng)力學(xué)的耦合關(guān)系，主要得到如下結(jié)論：

1） 采用子結(jié)構(gòu)法建立的軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，通過(guò)對(duì)動(dòng)力學(xué)和摩擦學(xué)分別進(jìn)行的試驗(yàn)驗(yàn)證，證實(shí)了建模方法的正確性。

2） 在試驗(yàn)工況下，軸承磨損試驗(yàn)臺(tái)的4個(gè)支撐軸承處于完全液動(dòng)潤(rùn)滑狀態(tài)，被測(cè)軸承處于混合潤(rùn)滑狀態(tài)，這種惡劣的潤(rùn)滑條件主要是因上止點(diǎn)的載荷較高且受力集中所致。

3） 隨著間隙的增大，被測(cè)軸承的潤(rùn)滑狀態(tài)先改善并在20 μm間隙時(shí)達(dá)到最佳，隨后惡化；隨著間隙的增大，最大壓力隨之增大，最小油膜厚度先增加后減小，摩擦功耗則是先減小后增大，因此在進(jìn)行軸瓦設(shè)計(jì)時(shí)，需確定合適的間隙以同時(shí)滿足潤(rùn)滑性能需求。

4） 當(dāng)間隙較小時(shí)，采用非線性彈簧可以得到較高精度的軸承載荷，但當(dāng)軸承間隙較大時(shí)，在外載的作用下軸頸與軸瓦之間存在沖擊，采用EHD模型的求解精度更高。