基于CFD的球面動靜壓氣體軸承穩(wěn)態(tài)性能及動態(tài)特性分析*

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(1.河南科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院 河南洛陽 471003；2.機(jī)械裝備河南省協(xié)同創(chuàng)新中心 河南洛陽 471003)

動靜壓潤滑即能滿足低速下靜態(tài)支承需要，又在高速下具有保持穩(wěn)定工作的能力。動壓效應(yīng)受轉(zhuǎn)速影響大，轉(zhuǎn)速越高，偏心大，動壓效應(yīng)也越明顯。氣體軸承為了獲得較大承載，需要增加螺旋槽等結(jié)構(gòu)、增大偏心量、減少平均氣膜間隙來增強(qiáng)動壓效應(yīng)，但當(dāng)轉(zhuǎn)速很高時也會導(dǎo)致氣膜渦動的氣膜力增大，造成典型的渦動不穩(wěn)定現(xiàn)象[5-7]。因此，對動靜壓氣體軸承氣膜潤滑模型的計算與分析，是研究軸承承載性能及動態(tài)特性的關(guān)鍵。

對于氣體軸承穩(wěn)定性的分析，大多數(shù)學(xué)者采用了數(shù)值計算和實(shí)驗(yàn)測試相結(jié)合的方法[8-9]，基本上都是先建立雷諾潤滑方程，之后對邊界條件進(jìn)行線性化設(shè)定，然后使用數(shù)值計算方法求解方程組，進(jìn)而分析軸承的穩(wěn)態(tài)特性。由于雷諾方程不能準(zhǔn)確反映軸頸周向動壓效應(yīng)、高速氣流周向慣性效應(yīng)和靜壓擴(kuò)散效應(yīng)之間的非線性耦合關(guān)系及其對三維流場特性的影響，因此不能夠準(zhǔn)確分析動靜壓耦合效應(yīng)和軸承的動態(tài)特性[10]。

本文作者基于FLUENT建立球面動靜壓氣體軸承氣膜的有限元模型，數(shù)值計算了氣膜網(wǎng)格點(diǎn)上的壓力分布，模擬了氣膜瞬態(tài)流場中復(fù)雜的氣體流動；分析了運(yùn)行過程中的氣膜間隙、偏心率、供氣壓力對承載性能的影響規(guī)律，以及氣膜間隙和偏心率對動態(tài)特性的影響規(guī)律；研究了氣體流場動靜壓耦合機(jī)制，以提高氣膜承載性能、優(yōu)化動態(tài)特性、減小氣膜渦動，為提高氣體軸承運(yùn)行穩(wěn)定性提供理論基礎(chǔ)。

1 氣體軸承的有限元模型

1.1 軸承氣膜三維模型

圖1所示為球面動靜壓氣體軸承的結(jié)構(gòu)，軸承由轉(zhuǎn)子和定子組成。在軸承的表面開設(shè)兩排6個節(jié)流孔進(jìn)行供氣，在轉(zhuǎn)子上刻有螺旋槽。螺旋槽由臺區(qū)和槽區(qū)構(gòu)成，一方面將外部壓縮氣體通過節(jié)流孔導(dǎo)入軸承間隙形成靜壓氣膜，產(chǎn)生靜壓承載；另一方面軸承轉(zhuǎn)子高速旋轉(zhuǎn)時，氣體通過楔形間隙流動而產(chǎn)生動壓效應(yīng)，產(chǎn)生動態(tài)承載，二者耦合產(chǎn)生軸承動態(tài)承載力[11-13]。

圖1 球面螺旋槽氣體動靜壓軸承剖面示意圖

圖1中：β為螺旋角；φ1為軸承直徑；φ2為供氣孔直徑；ω為轉(zhuǎn)速；br為臺寬；bg為槽寬；hg為槽區(qū)間隙；h0為平均氣膜間隙；θ為供氣孔角度；α1、α2、α3為包角；θ1、θ2為軸向供氣孔角度；θ3是逆切向氣體供應(yīng)孔的切向角。

模型結(jié)構(gòu)參數(shù)：φ1=15 mm，φ2=0.2 mm，β=70°，氣膜間隙h0=10 μm，α1=26°,α2=32°,α3=85°， 無量綱偏心率ε=0.3，θ1=22°,θ2=38°,θ3=60°。

利用空間球坐標(biāo)系和螺旋線[14]，根據(jù)軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)應(yīng)用Pro/E建立氣體軸承氣膜三維模型。因?yàn)闅饽ず穸纫话阍趲资⒚變?nèi)，在建模時將Pro/E中默認(rèn)精度改為1 μm。如圖2所示。

圖2 球面螺旋槽氣體動靜壓軸承氣膜三維模型

1.2 控制方程

使用FLUENT模擬氣體軸承中的潤滑流場，主要求解的方程為質(zhì)量守恒方程和動量守恒方程。

(1)質(zhì)量守恒方程

(1)

式中：ρ是氣體密度；t是流動時間；div(ρu)是速度矢量u的散度。

(2)動量守恒方程

(2)

式中:μ是動力黏度；u、v、w是速度矢量U在x、y、z三個方向上的速度分量；Su、Sv、Sw是動量守恒方程的廣義源項(xiàng)。

1.3 有限元網(wǎng)格模型

利用FLUNT的前處理軟件ICEM CFD生成氣體軸承氣膜的網(wǎng)格模型。由于氣體軸承在坐標(biāo)系中氣膜間隙與直徑的尺寸大小相差較大，氣膜厚度一般在幾十微米范圍內(nèi)，在網(wǎng)格生成時為了減小網(wǎng)格負(fù)體積出現(xiàn)的概率，使用了分塊結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格的劃分方法。在網(wǎng)格生成后需要檢查網(wǎng)格質(zhì)量，網(wǎng)格密度過高時在供氣孔與軸承表面交界處容易出現(xiàn)低質(zhì)量網(wǎng)格，同時為了提高數(shù)值計算精度和控制計算時間，需要反復(fù)比較驗(yàn)證不同網(wǎng)格密度的模型，最終整個網(wǎng)格模型的節(jié)點(diǎn)數(shù)量約為50萬。氣膜的網(wǎng)格模型如圖3所示。

圖3 氣體軸承網(wǎng)格模型

2 流場數(shù)值計算

2.1 FLUENT計算模型與模型假設(shè)

2.2.1 流場Realizablek-ε模型

傳統(tǒng)氣體軸承的求解通常采用層流模型，然而隨著氣體軸承偏心率、轉(zhuǎn)速及供氣壓力的增加，對于尺寸較小且結(jié)構(gòu)精度高的氣體軸承的數(shù)值計算誤差較大。球面螺旋槽動靜壓氣體軸承尺寸較小，運(yùn)轉(zhuǎn)速度最高可達(dá)幾萬甚至幾十萬轉(zhuǎn)，在軸承高速旋轉(zhuǎn)時，氣膜運(yùn)動會出現(xiàn)渦動和氣旋。湍流模型的k-ε模型為雙方程模型，包含湍動能k的輸運(yùn)方程和關(guān)于湍動耗散率ε的方程。在計算流體力學(xué)中使用的k-ε模型，一般有Standardk-ε模型、RNGk-ε模型和Realizablek-ε模型。其中Realizablek-ε模型應(yīng)用于較高主流剪切率和較大曲率的流動，對旋轉(zhuǎn)流動、強(qiáng)逆壓梯度的邊界層流動以及復(fù)雜的二次流都可以取得較好的計算結(jié)果。因此在求解過程中將湍流模型設(shè)為Realizablek-ε湍流模型，在供氣孔處的氣旋現(xiàn)象使用此模型可取得較好的計算結(jié)果。

2.1.2 氣體軸承氣膜的計算模型假設(shè)

氣體軸承的潤滑模型反映了軸承間隙內(nèi)氣膜的壓力場和速度場分布、動態(tài)承載特性和潤滑特性。在求解時中對流體有如下假設(shè)：(1)潤滑介質(zhì)為Newton流體，氣體黏性系數(shù)為常數(shù)；(2)氣體與壁面間無熱量交換，且旋轉(zhuǎn)過程中不考慮軸瓦與軸頸的熱變形；(3)在垂直于氣膜的厚度方向上，速度變化忽略不計，即壓力沿膜厚方向無變化；(4)氣體在軸和軸承表面不存在相對滑動；(5)假設(shè)壁面光滑，不考慮壁面粗糙及滑移邊界的影響。

2.1.3 邊界條件的確定

根據(jù)模型的計算需要，氣體軸承流場計算要設(shè)置3種邊界條件，分別是壓力進(jìn)口、壓力出口和壁面。(1)氣體軸承的供氣孔和大端為壓力進(jìn)口邊界，給定所需的供氣壓力并設(shè)置氣體的黏度和密度；(2)氣體軸承的小端同樣為出口邊界，且出口壓力設(shè)置為環(huán)境大氣壓力，即p0=1.013×105Pa；(3)軸承其余邊界設(shè)定為壁面，氣體與軸承壁面之間無相對滑動，其中氣膜內(nèi)壁面設(shè)置為旋轉(zhuǎn)剛性壁面。

2.2 穩(wěn)態(tài)求解計算

將氣體軸承網(wǎng)格導(dǎo)入FLUENT后，選擇3D壓力基隱式求解器；設(shè)置流場計算的邊界條件。壓力速度耦合采用PISO算法，與SIMPLE算法相比較，前者包含兩個校正步，在完成第一個校正步后又在第二個校正步再次修正速度和壓力方程。由于軸承轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動時會改變潤滑流場，壓力離散方式選擇PRESTO。在計算過程中監(jiān)控進(jìn)出口流量，并且計算時方程的殘差收斂標(biāo)準(zhǔn)小于0.000 1時，計算收斂。

穩(wěn)態(tài)計算是在給定的結(jié)構(gòu)參數(shù)和運(yùn)行參數(shù)下，假定氣體軸承能夠在給定的徑向偏心和軸向偏心條件下穩(wěn)定運(yùn)行，并通過FLUENT模擬氣膜間隙中復(fù)雜流場流動，數(shù)值計算氣膜各網(wǎng)格點(diǎn)上的壓力場和速度場分布，獲得軸承的穩(wěn)態(tài)氣膜壓力場分布與穩(wěn)態(tài)承載性能。穩(wěn)態(tài)計算流程圖如圖4所示。

圖4 穩(wěn)態(tài)計算流程圖

2.3 動態(tài)求解計算

氣體軸承在給定的結(jié)構(gòu)參數(shù)和轉(zhuǎn)速及供氣壓力條件下運(yùn)轉(zhuǎn)，通過FLUENT模擬氣膜間隙中瞬態(tài)流場，數(shù)值計算氣膜網(wǎng)格點(diǎn)上的壓力分布，獲得軸承的動態(tài)特性。動態(tài)計算流程圖如圖5所示。

圖5 動態(tài)計算流程圖

在動態(tài)計算中，選取仿真過程中的一段時間輸出每一個時間步長氣膜的力、速度和位移，先選取一組數(shù)據(jù)，然后用其余數(shù)據(jù)按照下面公式計算動態(tài)剛度阻尼系數(shù)，觀察數(shù)據(jù)分布并去除失真的數(shù)據(jù)，最后求取平均值得到軸承的動態(tài)剛度阻尼系數(shù)。

(3)

式中:ΔFx、ΔFy為兩個時間點(diǎn)間軸承氣膜壓力的變化量；kxx、kyy為主剛度系數(shù)；kxy、kyx為交叉剛度系數(shù)；bxx、byy為主阻尼系數(shù)；bxy、byx為交叉阻尼系數(shù)；x、y分別為軸承在x、y方向上位移增量；vx、vy分別為軸承在x、y方向上速度增量。

3 動靜壓耦合效應(yīng)與承載性能分析

3.1 軸承氣膜壓力分布與動靜壓耦合效應(yīng)

球面動靜壓氣體軸承的氣膜壓力分布主要受到結(jié)構(gòu)參數(shù)和轉(zhuǎn)速及供氣壓力的影響。通過軸承氣膜壓力分布特性分析，研究了靜壓與動壓相互耦合對軸承穩(wěn)態(tài)承載性能的影響。

軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)為：徑向無量綱偏心率ε=0.3，螺旋角β=70°，槽深比為3.6，槽寬比為0.4，槽數(shù)為6，切向角θ3=55°。

3.1.1 供氣壓力0.6 MPa時的氣膜壓力分布

軸承的運(yùn)行參數(shù)設(shè)為供氣壓力0.6 MPa，轉(zhuǎn)速30 000 r/min。圖6(a)所示為氣膜厚度為10 μm的壓力云圖，圖6(b)所示為平均氣膜間隙h0分別取5、10、20 μm時供氣孔處的周向壓力分布圖。從圖6可以看出：氣膜壓力主要是由于外界供氣產(chǎn)生的，在供氣孔附近區(qū)域氣膜壓力明顯增強(qiáng)；氣體流動時具有一定的楔形效應(yīng)，產(chǎn)生的動壓效應(yīng)較弱；槽臺交界處產(chǎn)生動壓增強(qiáng)效果不明顯，氣膜厚度減小有助于動壓效應(yīng)的產(chǎn)生。可見，供氣壓力大時，氣膜的承載能力與動態(tài)特性主要取決于靜壓效應(yīng)。

圖6 氣膜壓力云圖和周向壓力分布圖(p=0.6 MPa)

3.1.2 供氣壓力0.1 MPa時的氣膜壓力分布

研究了供氣壓力較小時靜壓與動壓相互耦合對軸承穩(wěn)態(tài)承載性能的影響。軸承的運(yùn)行參數(shù)設(shè)為供氣壓力0.1 MPa，取平均氣膜厚度h0=10 μm。圖7(a)所示為30 000 r/min轉(zhuǎn)速時的壓力云圖，圖7(b)所示為轉(zhuǎn)速分別為10 000、30 000、60 000 r/min時供氣孔處的周向壓力分布圖。由圖7可以看出：供氣壓力很小時，氣膜的承載性能主要由動壓效應(yīng)產(chǎn)生；氣體流動具有楔形效應(yīng)，氣膜壓力分布明顯出現(xiàn)收斂區(qū)和發(fā)散區(qū)，其中發(fā)散區(qū)的氣膜壓力迅速減少，部分區(qū)域出現(xiàn)負(fù)壓；收斂區(qū)的氣膜壓力逐漸增大，氣膜壓力最大發(fā)生在接近氣膜間隙最小的區(qū)域；在軸承螺旋槽的槽臺交界處，氣膜壓力有明顯的突變現(xiàn)象，在交界處的一側(cè)氣膜壓力驟降，另一側(cè)的氣膜壓力驟增；轉(zhuǎn)速越高，動壓效應(yīng)越明顯，螺旋槽有效增強(qiáng)了動壓效應(yīng)。

圖7 氣膜壓力云圖和周向壓力分布圖(p=0.1 MPa)

3.1.3 供氣壓力0.3 MPa時的氣膜壓力分布

軸承的運(yùn)行參數(shù)設(shè)為供氣壓力0.3 MPa，取平均氣膜厚度h0=10 μm。圖8(a)所示為30 000 r/min轉(zhuǎn)速時的壓力云圖，圖8(b)所示為轉(zhuǎn)速分別為10 000、30 000、60 000 r/min時供氣孔處的周向壓力分布圖。由圖8可以看出：在軸承供氣孔附近靜壓效應(yīng)明顯增強(qiáng)，同時螺旋槽處出現(xiàn)動壓增強(qiáng)效應(yīng)，并且氣膜壓力隨著轉(zhuǎn)速的增加而增大，共同形成動靜壓耦合效應(yīng)，承擔(dān)氣膜承載性能，并使得在周向方向壓力分布更趨均勻，承載分布更合理；動壓效應(yīng)受轉(zhuǎn)速影響大，轉(zhuǎn)速越高，偏心大，動壓效應(yīng)也越明顯。因此，動靜壓軸承可以在保持合理的動壓效應(yīng)的同時，通過增加供氣壓力來增強(qiáng)靜壓效應(yīng)，進(jìn)而提高軸承承載性能；另外在大幅提高承載性能的同時，也更有利于在大承載下更好地保證穩(wěn)定性。當(dāng)轉(zhuǎn)速很高時，隨著供氣壓力的增大，軸承靜壓產(chǎn)生的承載性能增加幅度變?nèi)?，但此時由于高轉(zhuǎn)速下動壓效應(yīng)增強(qiáng)幅度較大，使得動靜壓耦合承載能力更強(qiáng)。因此，動靜壓耦合可以更好地相互補(bǔ)充，既可以增加氣膜的承載性能，又能優(yōu)化動態(tài)特性，提高高速運(yùn)行的穩(wěn)定性。

圖8 氣膜壓力云圖和周向壓力分布圖(p=0.3 MPa)

3.2 運(yùn)行參數(shù)對穩(wěn)態(tài)承載力的影響分析

3.2.1 氣膜厚度對承載力的影響

圖9所示為軸承承載力隨轉(zhuǎn)速及氣膜厚度的變化曲線。不同轉(zhuǎn)速下，軸承承載力隨氣膜厚度的變化趨勢總體上相同，即隨著氣膜厚度的增加，軸承承載力迅速減小，在氣膜厚度大于10 μm以后減小的趨勢變緩。氣膜厚度越大，產(chǎn)生的動壓效應(yīng)越小，承載力變化逐漸趨于穩(wěn)定，承載性能主要取決于供氣壓力產(chǎn)生的靜壓效應(yīng)，因而為保證較高的承載性能，氣膜厚度選擇不大于10 μm。另外，隨著轉(zhuǎn)速增加承載力逐漸增加，軸承的動壓效應(yīng)逐漸變強(qiáng)，使得動靜壓耦合效應(yīng)增強(qiáng)，既可以提高軸承氣膜承載性能，又能提高其抗干擾能力。

圖9 氣膜厚度對承載力的影響

3.2.2 偏心率對承載力的影響

圖10所示為軸承承載力隨轉(zhuǎn)速及偏心率的變化曲線。不同轉(zhuǎn)速下，軸承承載力隨偏心率的變化趨勢總體上相同，即軸承承載力隨著偏心率的增大呈不斷增大的趨勢。當(dāng)偏心率小于0.3時，承載力呈線性增加但趨勢較緩，轉(zhuǎn)速對承載力的影響也較弱；偏心率超過0.3后承載力迅速增加，轉(zhuǎn)速越高，承載力增加幅度越大。偏心率越大，產(chǎn)生的動壓效應(yīng)也越明顯，軸承的承載性能與抗干擾能力越好，但偏心率增大，最小氣膜厚度減小，軸心渦動增大，不僅給軸承設(shè)計和加工精度增加了困難，而且在軸承運(yùn)行過程中容易發(fā)生碰磨導(dǎo)致失效。因此，合理地選擇偏心率，即可以增強(qiáng)動壓效應(yīng)，提高軸承承載性能，也有利于改善軸承的穩(wěn)定性。

圖10 偏心率對承載力的影響

3.2.3 供氣壓力對承載力的影響

圖11所示為軸承承載力隨轉(zhuǎn)速及供氣壓力的變化曲線。不同轉(zhuǎn)速下，軸承承載力隨供氣壓力的變化趨勢總體上相同，即隨著供氣壓力的增大，軸承的承載力呈不斷增大的趨勢。在供氣壓力小于0.3 MPa時，軸承承載力隨供氣壓力增大的趨勢較緩，此時轉(zhuǎn)速增加產(chǎn)生的動壓效應(yīng)越明顯，動靜壓耦合產(chǎn)生的承載性能越好；供氣壓力大于0.3 MPa后，承載力迅速呈線性增加，隨供氣壓力增大而產(chǎn)生的靜壓效應(yīng)占主導(dǎo)作用，轉(zhuǎn)速增加產(chǎn)生的動壓效應(yīng)對承載力的影響變?nèi)酢?/p>

圖11 供氣壓力對承載力的影響規(guī)律

4 動態(tài)特性分析

動靜壓氣體軸承在高速運(yùn)行時，轉(zhuǎn)速、供氣壓力、偏心率等的變化，會引起氣膜內(nèi)部流場變化，會重構(gòu)氣膜的動態(tài)特性，引起氣膜厚度和壓力分布、非線性氣膜力、承載性能、動態(tài)特性和穩(wěn)定性的變化[15-17]。

設(shè)置軸承的運(yùn)行參數(shù)為：供氣壓力0.3 MPa，轉(zhuǎn)速40 000 r/min，結(jié)構(gòu)參數(shù)為：徑向無量綱偏心率ε=0.3，螺旋角β=70°，槽深比3.6，槽寬比0.4，槽數(shù)6，切向角θ3=55°，研究氣膜厚度、偏心率對動態(tài)特性系數(shù)的影響。

4.1 氣膜厚度對動態(tài)特性系數(shù)的影響

從圖12(a)可以看出：軸承的剛度系數(shù)隨著氣膜厚度的增大呈先增大后減小的趨勢，其中主剛度系數(shù)Kxx、Kyy變化趨勢較為明顯，交叉剛度系數(shù)Kxy、Kyx變化趨勢較緩；當(dāng)氣膜厚度為10 μm時軸承的主剛度系數(shù)最大。從圖12(b)可以看出：隨著氣膜厚度的增大，軸承的主阻尼系數(shù)方向相反并且呈先增大后減小的趨勢，其中主阻尼系數(shù)Bxx、Byy變化趨勢較為明顯，交叉阻尼系數(shù)Bxy、Byx變化趨勢較緩。

隨著氣膜厚度的增大，動壓效應(yīng)逐漸減弱，氣膜承載性能減小，總體上軸承的剛度系數(shù)隨著氣膜厚度的增大呈減小的趨勢；軸承剛度系數(shù)的增大的原因是受小孔節(jié)流供氣方式的影響，由于節(jié)流器效應(yīng)和供氣孔分散損失減少，小孔節(jié)流供氣方式在最佳軸承間隙處增加了軸承剛度。氣膜的阻尼對渦動能量是起消耗作用，阻尼越大抑制渦動作用就越強(qiáng)；隨著氣膜厚度的增大，軸承的穩(wěn)定性變差，氣膜的阻尼減小。為了使軸承氣膜有較大的剛度和阻尼，同時又有較高的承載性能，氣膜厚度選取在8～12 μm之間。

圖12 氣膜厚度對剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)的影響

4.2 偏心率對動態(tài)特性系數(shù)的影響分析

從圖13可以看出：主剛度系數(shù)Kxx、Kyy隨偏心率的增大呈不斷增加趨勢，在承載方向上的剛度系數(shù)Kyy比非承載方向上的剛度系數(shù)Kxx大，交叉剛度系數(shù)Kxy、Kyx受偏心率的影響較弱，變化趨勢較?。蛔枘嵯禂?shù)Byy、Bxy受偏心率的影響較弱，變化趨勢較小，主阻尼系數(shù)Bxx隨著偏心率的增加而增加，偏心率大于0.3后增加趨勢明顯，交叉阻尼系數(shù)Byx隨著偏心率的增加而減小，偏心率在0.2～0.3之間減小趨勢明顯。

圖13 偏心率對剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)的影響

氣膜的阻尼對渦動能量起消耗作用，是抑制渦動的一種因素，阻尼系數(shù)表征的是力隨速度的變化率。隨著偏心率的不斷增大，氣膜動壓效應(yīng)增強(qiáng)，因而轉(zhuǎn)子克服氣膜力做的功越多；軸承的主阻尼系數(shù)隨著偏心率呈不斷增大趨勢，抑制渦動作用就越強(qiáng)，軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)運(yùn)行就更加穩(wěn)定。為了使軸承氣膜有較大的剛度和阻尼，同時又有較高的承載性能，偏心率選取在0.4～0.5之間較為合理。

5 結(jié)論

(1)基于FLUENT數(shù)值計算方法可以反映軸承氣膜潤滑流場的動態(tài)壓力變化，能夠研究動靜壓耦合對軸承潤滑流場壓力分布的影響。動靜壓氣體軸承的承載能力主要由供氣壓力產(chǎn)生的靜壓效應(yīng)和軸頸旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的動壓效應(yīng)組成，供氣壓力的增加可以有效地增強(qiáng)靜壓效應(yīng)，氣膜厚度減小和轉(zhuǎn)速增加有助于增強(qiáng)動壓效應(yīng)，使得動靜壓耦合產(chǎn)生的承載能力更強(qiáng)。

(2)不同的轉(zhuǎn)速、供氣壓力、氣膜厚度和偏心率，引起氣膜潤滑流場的壓力變化，對軸承運(yùn)行過程中承載力有較大的影響。分析表明：較高的轉(zhuǎn)速和供氣壓力使軸承的動靜壓耦合效應(yīng)逐漸變強(qiáng)，明顯地提高軸承的承載力；適當(dāng)?shù)販p小氣膜厚度和增大偏心率也可以大幅提高軸承承載性能。因此，動靜壓耦合可以更好地相互補(bǔ)充，既可以提高軸承承載性能，也有利于改善軸承的穩(wěn)定性。

(3)對于動靜壓氣體軸承，軸承剛度系數(shù)隨著氣膜厚度的增大呈先增加后減小的趨勢，隨著偏心率的增加而增加；軸承阻尼系數(shù)隨著氣膜厚度和偏心率的增加變化較為復(fù)雜，整體上呈增大的趨勢。氣膜的交叉剛度系數(shù)起到促進(jìn)渦動的作用，氣膜的阻尼系數(shù)是一種抑制渦動的因素，氣膜的穩(wěn)定性取決于氣膜的剛度與阻尼的相互作用。因此，合理地選取氣膜厚度和偏心率參數(shù)可以增加氣膜承載性能，優(yōu)化動態(tài)特性，減小氣膜渦動。