靜壓孔位置對油膜支承可傾瓦軸承承載性能的影響分析

華爾天 趙天城 謝榮盛 許永利 項(xiàng) 春 徐高歡

1.浙江工業(yè)大學(xué)先進(jìn)制造研究所，杭州，3100142.先進(jìn)水利裝備浙江省工程研究中心，杭州，3100183.浙江水利水電學(xué)院機(jī)械與汽車工程學(xué)院，杭州，310018

0 引言

可傾瓦徑向軸承作為轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的支承，其潤滑油膜不僅會(huì)產(chǎn)生油膜承載力，而且能夠減少摩擦和振動(dòng)，由此被大量用在汽輪機(jī)等高速重載的機(jī)械設(shè)備中[1-3]。油膜支承可傾瓦徑向軸承將傳統(tǒng)的可傾瓦徑向軸承的機(jī)械支點(diǎn)改進(jìn)為柔性支點(diǎn)，利用流體來支撐軸瓦，具有更好的穩(wěn)定性和抗振性[4-6]。

HOLLINGSWORTH[7]于20世紀(jì)70年代提出了一種新型結(jié)構(gòu)的滑動(dòng)軸承，即油膜支承可傾瓦徑向軸承；NELSON等[8]論述了油膜支承可傾瓦徑向軸承的工作原理，并搭建實(shí)驗(yàn)裝置開展實(shí)驗(yàn)，研究結(jié)果表明靜壓孔的存在不會(huì)削弱軸承承載能力，空載下該軸承的剛度和阻尼分別是機(jī)械支承可傾瓦軸承相應(yīng)值的1.7倍和2.3倍，而功耗僅為其40%～60%。HARANGOZO等[9]通過建立雙質(zhì)量彈簧阻尼動(dòng)力學(xué)模型討論了油膜支承可傾瓦徑向滑動(dòng)軸承的動(dòng)態(tài)特性，發(fā)現(xiàn)在一定頻率范圍內(nèi)，相比普通滑動(dòng)軸承，油膜支承可傾瓦徑向滑動(dòng)軸承能顯著改善轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)性能。羅建彬[10]在已有實(shí)驗(yàn)臺(tái)的基礎(chǔ)上搭建測控系統(tǒng)，探索油膜支承可傾瓦徑向軸承動(dòng)靜態(tài)性能，并對其軸瓦的靜壓腔坡度、靜壓孔直徑等幾何參數(shù)進(jìn)行了9組實(shí)驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)當(dāng)靜壓腔坡度和靜壓孔孔徑分別為2°和6 mm時(shí)，其底部壓力和最高溫度達(dá)到相對最優(yōu)。李偉光等[11]提出了一種前緣溝槽型(leading edge groove，LEG)三瓦可傾瓦軸承，通過對其動(dòng)態(tài)特性參數(shù)進(jìn)行理論計(jì)算和實(shí)驗(yàn)研究，發(fā)現(xiàn)在承載方向有較高的剛度和阻尼。楊期江等[12-13]、趙偉[14]對常規(guī)滑動(dòng)軸承與油膜支承可傾瓦徑向軸承進(jìn)行了仿真計(jì)算和動(dòng)平衡實(shí)驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)重載低速下油膜支承可傾瓦徑向軸承的瓦塊更易浮起，相比普通滑動(dòng)軸承有更好的減振效果。LOU等[15]發(fā)現(xiàn)油膜支承可傾瓦徑向軸承在單向浮動(dòng)狀態(tài)下，其瓦塊擺角隨靜壓孔孔徑的增大而增大，其承載能力也有所提高，而靜壓腔面積比對承載能力的影響不大。

目前對油膜支承可傾瓦軸承進(jìn)行的承載性能分析僅考慮靜壓孔的孔徑等參數(shù)的影響，往往為了適應(yīng)各種結(jié)構(gòu)工況而將孔直接設(shè)定在軸瓦正中間；孔的位置作為關(guān)鍵影響參數(shù)，對軸承承載性能影響的研究較少。此外，以往對油膜支承可傾瓦徑向軸承的研究主要通過求解二維Reynolds方程來分析其特性，這種方法忽略了慣性項(xiàng)、油膜曲率、徑向流場變化等因素的影響[16-17]，而油膜支承可傾瓦徑向軸承表現(xiàn)出明顯的三維流動(dòng)特性，因此，有必要直接求解軸承的三維N-S方程，更加準(zhǔn)確地分析其內(nèi)在性能。

本文基于三維N-S方程，應(yīng)用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(computational fluid dynamics，CFD)求解油膜支承可傾瓦軸承流場，通過構(gòu)建油膜動(dòng)態(tài)平衡模型，在指定載荷下求解出平衡位置，獲得相關(guān)性能參數(shù)。在此基礎(chǔ)上預(yù)測靜壓孔的最優(yōu)位置區(qū)域并進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，以偏心率、油膜承載剛度等作為承載性能評價(jià)指標(biāo)，得到靜壓孔最優(yōu)位置區(qū)域。

1 平衡方程及剛度計(jì)算方法

1.1 物理模型

圖1為油膜支承可傾瓦軸承結(jié)構(gòu)示意圖，可知，該軸承由3片軸瓦以及外殼構(gòu)成。在外載荷的作用下，轉(zhuǎn)子產(chǎn)生偏心，潤滑油進(jìn)入并充滿轉(zhuǎn)子與軸瓦的間隙中。由于靜壓孔的存在，部分潤滑油流入軸瓦背面的靜壓腔。當(dāng)靜壓腔中的靜壓力足夠大時(shí)，軸瓦浮起，軸瓦背面形成外層油膜。

圖1 油膜支承可傾瓦軸承結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structural diagram of the fluid pivot tilting pad bearing

1.2 穩(wěn)態(tài)平衡方程

轉(zhuǎn)子運(yùn)動(dòng)模型可簡化為運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)動(dòng)壓油膜支承旋轉(zhuǎn)的軸頸[18-19]，取Oxy平面，如圖2所示。軸頸分別受到三瓦塊的動(dòng)壓油膜力Fd1、Fd2、Fd3。圖2為瓦1支承軸頸的示意圖。

圖2 轉(zhuǎn)子運(yùn)動(dòng)模型Fig.2 Rotor kinematic model

穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)軸頸受力保持平衡，滿足以下平衡方程組：

(1)

式中，W為載荷；Fxi、Fyi分別為Fdi在x、y方向上的油膜力分量。

以軸瓦1為例，F(xiàn)d1滿足下式：

(2)

(3)

式中，R為軸頸半徑；z為軸向坐標(biāo)；φs、φe分別為軸瓦1的起始和終止角度；pd1為油膜動(dòng)壓力；B為軸承的寬度。

油膜支承可傾瓦軸承達(dá)到穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)時(shí)，除軸平穩(wěn)轉(zhuǎn)動(dòng)外，還需滿足各瓦塊的受力平衡和扭矩平衡。對單瓦進(jìn)行受力分析，如圖3所示，軸瓦受到動(dòng)壓油膜的壓力Fd、靜壓油膜的壓力Fs和軸承座對它的支承力Fn。

圖3 軸瓦受力模型Fig.3 Model of bearing bush stress

平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，瓦塊上下表面受力滿足平衡方程：

Fd+Fs+Fn=0

(4)

當(dāng)瓦塊為擺動(dòng)狀態(tài)時(shí)，F(xiàn)n大于0，動(dòng)壓力Fd與靜壓力Fs的壓力差由支撐力Fn補(bǔ)償；當(dāng)瓦塊為浮動(dòng)狀態(tài)時(shí)，F(xiàn)n等于0，軸瓦在Fd與Fs作用下保持平衡。瓦塊需滿足扭矩平衡方程：M=0。M為總力矩，可表示為

M=Md+Ms

(5)

式中，Md為動(dòng)壓油膜力Fd所產(chǎn)生的合力矩；Ms為靜壓油膜力Fs所產(chǎn)生的合力矩。

1.3 剛度計(jì)算方法

在小擾動(dòng)條件下，軸承油膜剛度可采用差分法求解。根據(jù)攝動(dòng)理論，可將油膜力線性化處理[20-21]，剛度的計(jì)算公式為

(6)

式中，ΔFdij為位移擾動(dòng)引起油膜力的變化，i、j為x、y中的某一個(gè)。

為了簡化計(jì)算，給定軸心x方向一微小位移+Δx和-Δx，迭代計(jì)算軸心偏離平衡位置后的油膜壓力分布，求出Fx1、Fx2、Fy1、Fy2。可求出一組剛度系數(shù)：

(7)

同理，給定軸心y方向一微小位移+Δy和-Δy，迭代計(jì)算軸心偏離平衡位置后的油膜壓力分布，求出Fx3、Fx4、Fy3、Fy4。可求出一組剛度系數(shù)[21]：

(8)

2 油膜模型的建立

2.1 油膜模型及網(wǎng)格劃分

油膜支承可傾瓦軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)及工況見表1[8]。根據(jù)軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)，利用三維建模軟件建立軸承油膜模型，如圖4所示。

表1 軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)及工況Tab.1 Structural parameters and working conditions of bearings

圖4 油膜支承可傾瓦軸承油膜模型Fig.4 Oil film model of the fluid pivot tilting pad bearing

如圖5所示，采用ICEM CFD進(jìn)行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分。由于軸承結(jié)構(gòu)相對復(fù)雜以及油膜間隙過小，故仿真計(jì)算結(jié)果對網(wǎng)格質(zhì)量非常敏感。本文采用分塊劃分網(wǎng)格的方式，網(wǎng)格劃分主要考慮兩方面的影響：一方面，要保證網(wǎng)格的密度，特別是關(guān)鍵區(qū)域的網(wǎng)格，以確保計(jì)算的精度；另一方面，需要保證網(wǎng)格的質(zhì)量要求[22-23]。考慮到油膜厚度方向的網(wǎng)格質(zhì)量對計(jì)算結(jié)果影響較大，對該區(qū)域的網(wǎng)格采用等分形式劃分并進(jìn)行加密。在890 N定載荷下進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性分析：當(dāng)厚度方向節(jié)點(diǎn)數(shù)達(dá)到12以上時(shí)，偏心率和油膜最大壓力值基本無變化，因此，油膜厚度方向采用12個(gè)節(jié)點(diǎn)為宜。

(a)油膜模型網(wǎng)格劃分

(b)油膜厚度方向及連接處網(wǎng)格劃分 (c)靜壓孔區(qū)域網(wǎng)格劃分圖5 油膜網(wǎng)格劃分結(jié)果Fig.5 Results of the oil film meshing

2.2 流態(tài)分析

在滑動(dòng)軸承理論中，通常用雷諾數(shù)來表征潤滑油膜的流動(dòng)狀態(tài)：

Re=Uρhm/μ≈152

(9)

式中，U為軸頸轉(zhuǎn)速，m/s；μ為流體的動(dòng)力黏度，Pa·s；hm為流體膜厚均值，m；ρ為流體密度，kg/m3。

徑向滑動(dòng)軸承的臨界雷諾數(shù)為[16]

(10)

式中，r為軸頸半徑；c為軸頸半徑間隙。

經(jīng)計(jì)算Re?Rec，軸承內(nèi)部為層流狀態(tài)。因此，采用層流模型對油膜模型進(jìn)行求解。由上，建立以下流體基本方程：

(11)

(12)

式中，ρ為密度；t為時(shí)間；u、v、w為速度矢量在x、y、z方向的分量；p為流體微元體上的壓力；μ為動(dòng)力黏度。

2.3 邊界條件及參數(shù)設(shè)置

進(jìn)口邊界為壓力入口，設(shè)置總壓為0.1 MPa；設(shè)置軸承軸向兩端的開敞式邊界為Opening，設(shè)置相對壓力為0；油膜內(nèi)壁面設(shè)為旋轉(zhuǎn)邊界，采用無滑移邊界條件，其他壁面設(shè)為固定邊界。設(shè)置最大迭代步數(shù)為400，殘差收斂精度設(shè)為10-5。

2.4 計(jì)算流程

因油膜厚度與油膜半徑比值較大，在三維流場仿真中采用有限元體積法求解時(shí)，網(wǎng)格相對變形較大，動(dòng)態(tài)計(jì)算不能保證計(jì)算收斂。為了保證網(wǎng)格質(zhì)量和計(jì)算收斂，應(yīng)用MATLAB對網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)進(jìn)行了變換。因此，本文數(shù)值求解時(shí)將軸承工作載荷和轉(zhuǎn)速作為初始條件，并考慮軸承的瓦塊擺角，通過MATLAB調(diào)用外部流體求解軟件CFX，實(shí)現(xiàn)數(shù)值計(jì)算。

求解得到初始位置的軸頸受力和瓦塊力矩后，將其導(dǎo)入MATLAB中，利用牛頓迭代法預(yù)估下一軸心位置和瓦塊擺角，并調(diào)用CFX獲得N-S方程的數(shù)值解，如此循環(huán)迭代得到平衡狀態(tài)下的軸心位移、瓦塊擺角及油膜壓力分布等。程序流程圖見圖6。

圖6 平衡位置計(jì)算流程圖Fig.6 Flow chat of the equilibrium position

3 計(jì)算方法驗(yàn)證及分析

3.1 方法驗(yàn)證

為驗(yàn)證本文計(jì)算方法的可靠性，在與文獻(xiàn)[8]相同的結(jié)構(gòu)參數(shù)條件下，分別在890 N、1335 N的載荷下尋找軸承平衡位置并計(jì)算偏心率、偏位角等，并與文獻(xiàn)[8]實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行比對，具體見表2、表3。

由上可知，本文計(jì)算結(jié)果與文獻(xiàn)[8]實(shí)驗(yàn)結(jié)果的誤差均在12%以內(nèi)，且總體上比文獻(xiàn)[8]的計(jì)算誤差更小，因此，本文計(jì)算方法的準(zhǔn)確性更高。

3.2 軸承油膜壓力分析

在該結(jié)構(gòu)下，計(jì)算穩(wěn)態(tài)時(shí)軸瓦上的油膜壓力

表2 文獻(xiàn)[8]與本文數(shù)據(jù)比較(載荷890 N)Tab.2 Comparison between reference[8] and the data inthis paper(load 890 N)

表3 文獻(xiàn)[8]與本文數(shù)據(jù)比較(載荷1335 N)Tab.3 Comparison between reference[8] and the datain this paper(load 1335 N)

分布，其壓力云圖見圖7。可知，軸瓦1最易浮起，且每塊瓦的油膜分布有兩個(gè)壓力集中區(qū)，一個(gè)呈現(xiàn)正壓，另一個(gè)呈現(xiàn)負(fù)壓，在最小油膜厚度區(qū)被分隔開來[24]。由于軸的偏心和轉(zhuǎn)動(dòng)，在瓦1正壓區(qū)產(chǎn)生了明顯的收斂楔形，從而產(chǎn)生了較大的正壓力。由圖7b可知，靜壓孔的存在使部分高壓油流向軸瓦背面的靜壓區(qū)，使得瓦1較易浮起。而當(dāng)靜壓孔越接近油膜最大壓力區(qū)時(shí)，由于孔兩端壓力差的存在，動(dòng)壓層潤滑油越容易通過靜壓孔流向軸瓦背面，使得軸瓦擺角增大；軸與軸瓦的相對油膜厚度減小，油膜剛度增大。

(a)軸

(b)瓦1圖7 油膜壓力分布云圖Fig.7 Distributions of oil film pressure

基于以上分析，若能改變靜壓孔位置，使其接近油膜最大壓力區(qū)，即能提高軸承油膜剛度。

4 靜壓孔位置的影響

為了探究靜油孔位置對軸承承載性能的影響，在油膜模型建立時(shí)將靜壓腔與軸瓦分離，以便修改模型。據(jù)此，改變靜油腔的旋轉(zhuǎn)角度(-15°～15°，間隔為5°)來實(shí)現(xiàn)靜壓孔相對位置γ的變化，其他結(jié)構(gòu)與原模型相同，如圖8所示。

圖8 靜壓孔相對位置示意圖Fig.8 Diagram of the relative position of static pressure hole

4.1 對油膜壓力分布的影響

對于不同靜壓孔位置下的油膜支承可傾瓦軸承油膜模型，在890 N的載荷下尋找其平衡位置，得到其油膜壓力分布云圖，如圖9所示。

由圖9a可知，當(dāng)γ為-15°、-10°時(shí)，油膜壓力分布差別不大，最大油膜壓力值相近。這是因?yàn)榭椎奈恢媒咏趬毫Ψ植嫉呢?fù)壓區(qū)，軸瓦內(nèi)外面無法形成壓力差，靜壓孔的存在不能使動(dòng)壓油流向軸瓦背面，從而使各瓦塊無法浮起，其性能與

(a)γ=-15°、-10° (b)γ=-5° (c)γ=5°

(d)γ=10° (e)γ=15°圖9 不同靜壓孔相對位置下的油膜壓力分布云圖Fig.9 Oil film pressure distribution nephogram of the different position of static pressure hole

普通滑動(dòng)軸承類似。

由圖9b、圖9c可知，當(dāng)γ取-5°～5°時(shí)，油膜最大壓力隨著γ的增大而增大。孔的位置逐步靠近瓦1的正壓區(qū)，此時(shí)靜壓孔兩端形成壓力差，動(dòng)壓油通過靜壓孔流向瓦1背面。當(dāng)瓦1背面的靜壓油達(dá)到一定壓力時(shí)，將瓦塊浮起，且越接近瓦1的正壓區(qū)，瓦塊越易浮起。

由圖9d、圖9e可知，當(dāng)γ取10°、15°時(shí)，瓦塊均浮起。圖中瓦1、瓦2的壓力分布顯示，瓦1孔的位置在油膜最大壓力區(qū)附近，此時(shí)瓦塊受到來自軸瓦背面的油膜力較大，且越接近油膜最大壓力區(qū)，瓦1擺角越大，靜壓油膜支承效果越明顯；瓦2孔的位置位于正壓區(qū)，在靜壓油膜力的作用下將瓦塊浮起，且越接近瓦2的正壓區(qū)，瓦塊越易浮起。

4.2 對承載性能的影響

為了便于分析靜壓孔相對位置對承載性能的影響規(guī)律，將最小油膜厚度和偏心率隨靜壓孔相對位置γ的變化整理成圖10，油膜承載剛度隨靜壓孔相對位置γ的變化整理成圖11。

圖10 靜壓孔相對位置對最小油膜厚度、偏心率的影響Fig.10 Influence of relative position of static pressure hole on minimum oil film thickness and eccentricity

圖11 靜壓孔相對位置對剛度的影響Fig.11 Influence of relative position of static pressure hole on stiffness

由圖10可看出，當(dāng)γ取-15°～-10°時(shí)，最小膜厚和偏心率變化不大。由于此時(shí)瓦塊均無浮起，軸承內(nèi)只存在動(dòng)壓油膜層，故均無明顯變化。

當(dāng)γ取-10°～5°時(shí)，最小膜厚先增大后減小，偏心率逐漸減小。當(dāng)靜壓孔相對位置γ逐漸增大時(shí)，作為主承載的瓦1逐漸浮起，其擺角的增加使最小膜厚減小，承載能力增加，即在載荷下軸心的偏移量減小，其偏心率減小。

當(dāng)γ取5°～15°時(shí)，最小膜厚繼續(xù)減小，偏心率逐漸增大。當(dāng)γ>5°時(shí)，瓦塊2、3均浮起，使得軸的相對位置對比單瓦浮起的狀態(tài)有所不同。而γ越大，靜壓孔越接近油膜最大壓力區(qū)，瓦塊更容易浮起；瓦塊擺角的增加使軸與瓦塊間的間隙減小，最小膜厚逐漸減小。

由圖9、圖11可以看出，隨著靜壓孔相對位置γ的增大，孔位置逐漸接近油膜最大壓力分布區(qū)，載荷方向的主剛度kyy與非載荷方向的主剛度kxx均逐漸增大，交叉剛度kyx與kxy呈波動(dòng)上升/下降的趨勢；當(dāng)γ=-15°時(shí)，此時(shí)瓦塊均無浮起，kyy、kxx分別為3.66×107N/m和2.18×107N/m；當(dāng)γ=10°或15°時(shí)，kyy、kxx都較大，其中當(dāng)γ=15°時(shí)，kyy、kxx均為最大，分別為1.23×108N/m和5.58×107N/m；但對比圖10可知，此結(jié)構(gòu)下的最小膜厚比原結(jié)構(gòu)的最小膜厚減少了1/3，偏心率接近甚至大于原結(jié)構(gòu)下的偏心率。

相比之下，在載荷890 N下，當(dāng)靜壓孔相對位置γ=5°時(shí)，與原結(jié)構(gòu)(γ=0°)相比，最小膜厚減小了約9.8%，偏心率減小約48%；而主剛度kyy接近原結(jié)構(gòu)的1.4倍，kxx接近原結(jié)構(gòu)的1.1倍。由此可見，軸承在靜壓孔相對位置γ=5°左右時(shí)為最優(yōu)位置區(qū)域，能有效提高承載性能，可靠性較好。

5 試驗(yàn)驗(yàn)證

相關(guān)企業(yè)根據(jù)本文得到的關(guān)于靜壓孔相對位置對油膜支承可傾瓦軸承的性能影響規(guī)律，設(shè)計(jì)制造了新型油膜支承可傾瓦軸承(靜壓孔相對位置γ=5°)，如圖12所示。

圖12 油膜支承可傾瓦軸承實(shí)物圖Fig.12 Physical picture of fluid pivot tilting pad bearing

為驗(yàn)證該產(chǎn)品軸承的可靠性，在杭州汽輪機(jī)公司開展相關(guān)試驗(yàn)研究。對高轉(zhuǎn)速(5000～7000 r/min)下的普通滑動(dòng)軸承和油膜支承可傾瓦軸承進(jìn)行了承載性能對比試驗(yàn)，結(jié)果如圖13所示。可以看出，高轉(zhuǎn)速下油膜支承可傾瓦軸承的相對剛度比普通滑動(dòng)軸承的相對剛度至少提高25%以上，這說明新型油膜支承可傾瓦軸承具有良好的承載性能。

圖13 相對剛度試驗(yàn)結(jié)果Fig.13 Test results of relative stiffness

圖14 軸振試驗(yàn)結(jié)果Fig.14 Test results of shaft vibration

油膜支承可傾瓦軸承的減振特性也是綜合性能評定的重要指標(biāo)之一[13]。為了檢驗(yàn)新型油膜支承可傾瓦軸承的減振性能，采用T5136機(jī)組在32T動(dòng)平衡室加做普通滑動(dòng)軸承和油膜支承可傾瓦軸承的不平衡響應(yīng)試驗(yàn)。轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中的軸振試驗(yàn)結(jié)果如圖14所示。可以看出，在一階臨界轉(zhuǎn)速(3400 r/min)區(qū)域內(nèi)，普通滑動(dòng)軸承的振動(dòng)峰峰值大于油膜支承可傾瓦軸承的振動(dòng)峰峰值，但過了一階臨界區(qū)域后，油膜支承可傾瓦軸承的振動(dòng)幅值總體上要比普通滑動(dòng)軸承的振動(dòng)幅值低35%以上，這說明新型油膜支承可傾瓦軸承具有良好的減振性能。

綜上所述，高轉(zhuǎn)速下新型油膜支承可傾瓦軸承相比普通滑動(dòng)軸承有更好的綜合性能。

6 結(jié)論

(1)軸承靜壓孔的存在使運(yùn)轉(zhuǎn)中部分高壓油流向軸瓦背面的靜壓區(qū)，主承載瓦較易擺起。

(2)原模型改變了軸承靜壓孔相對位置，得到了不同位置下的有關(guān)性能參數(shù)。載荷為890 N時(shí)，當(dāng)靜壓孔相對位置γ=5°左右時(shí)，最小膜厚約減小了9.8%，偏心率下降約48%，主剛度kyy、kxx接近原結(jié)構(gòu)的1.4倍和1.1倍，此時(shí)孔位置為最優(yōu)位置區(qū)域。

(3)在油膜支承可傾瓦軸承靜壓孔參數(shù)設(shè)計(jì)中，可根據(jù)其油膜壓力分布規(guī)律設(shè)計(jì)孔位置，使其接近最大壓力分布區(qū)，以提高軸承承載性能。

(4)試驗(yàn)驗(yàn)證發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化后的新型油膜支承可傾瓦軸承具有良好的綜合性能。