邵 康 王廣東 畢鳳榮

(1.天津大學(xué)內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 天津 300072；2.陸軍軍事交通學(xué)院軍事交通運(yùn)輸研究所 天津 300161)

內(nèi)燃機(jī)曲軸主軸承是連接曲軸和機(jī)體的最關(guān)鍵零部件，在工作過程中既可以支撐曲軸，又可以將軸頸載荷傳遞給缸體，主軸承的工作過程滿足動載荷徑向滑動軸承的工作原理。由于內(nèi)燃機(jī)的工作過程是一個周期性載荷作用的過程，因此主軸承的工作過程也是周期性的，且由于工作過程中的載荷較大，因此主軸承的工作環(huán)境較為惡劣。主軸承作為連接曲軸與缸體的零部件，它的載荷變化情況必然會影響內(nèi)燃機(jī)整機(jī)的工作性能。

曲軸主軸承由于工作過程中轉(zhuǎn)速高、載荷大、溫升明顯，是典型的高速、高溫、高壓工作工況，因此，分析主軸承工作過程需要考慮熱彈性流體動力潤滑的影響。寬徑比和軸承間隙是最基本的軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)，是直接影響軸承工作狀態(tài)的參數(shù)，國內(nèi)外學(xué)者針對結(jié)構(gòu)參數(shù)對軸承潤滑性能的影響做了相關(guān)研究。

虞祥松等[1]分析相對間隙和軸承寬度對主軸承潤滑性能的影響，發(fā)現(xiàn)相對間隙增大，主軸承油膜厚度先增大后減小，且間隙過小時，摩擦功增大，潤滑油溫度增大；同時發(fā)現(xiàn)軸承寬度過小時，油膜厚度偏小，承載力過低，寬度過大時，潤滑面積增大，摩擦產(chǎn)生熱量增加。趙新澤等[2]采用有限差分法分析寬徑比和相對間隙對滑動軸承動力學(xué)特性的影響，發(fā)現(xiàn)適當(dāng)增加軸承的寬度，有利于滑動軸承潤滑油膜的形成，提高承載力，同時摩擦力矩和承載能力隨相對間隙減小而增加。ZHANG等[3]通過分析徑向可調(diào)間隙軸承發(fā)現(xiàn)，減小徑向間隙可以有效地減小軸承的振動，增加徑向間隙可以抑制油膜失穩(wěn)。VISNADI和DE CASTRO[4]分析發(fā)現(xiàn)軸承間隙的變化會受到軸承間隙和溫度的影響，且影響軸承穩(wěn)定性的主要因素是軸承間隙，因此設(shè)計(jì)軸承參數(shù)時，應(yīng)重點(diǎn)考慮軸承間隙的影響。符江鋒等[5]基于滑動軸承潤滑特性分布規(guī)律對軸承進(jìn)行設(shè)計(jì)，考慮間隙比和寬徑比等對軸承潤滑性能的影響，分析發(fā)現(xiàn)油膜承載力隨著間隙比的增加而單調(diào)下降，寬徑比增加，軸承承載能力也會增加。OZASA等[6]在對軸承流體動力潤滑的摩擦量綱分析中考慮了軸承的設(shè)計(jì)參數(shù)，分別考慮軸承直徑、寬度和軸承間隙的影響，分析內(nèi)燃機(jī)在動載荷下的功率損失，分析發(fā)現(xiàn)，當(dāng)軸承的直徑和寬度增加，軸承間隙變小時，軸承的摩擦功率損失會增大。杜祥寧等[7]建立曲軸系多體動力學(xué)與主軸承潤滑耦合仿真分析模型，分析發(fā)現(xiàn)軸承總反力和最大總壓力會隨著軸承間隙的增加而增大，且間隙越大影響越明顯。陳超等人[8]采用有限差分法求解二維修正的雷諾方程，分析過程考慮偏心率和寬徑比對軸承潤滑性能的影響，分析發(fā)現(xiàn)，軸承承載能力隨著偏心率和寬徑比的增加而增大。雷基林等[9]在考慮彈性變形和軸承表面粗糙度的基礎(chǔ)上，研究影響主軸承潤滑特性的因素包括軸承間隙和軸承寬度，發(fā)現(xiàn)當(dāng)軸承間隙增加、軸承寬度減小時，軸承的平均載荷會增加，最小油膜厚度、平均摩擦功耗都會出現(xiàn)降低的情況。張鎖懷等[10]分析了軸承間隙比和寬徑比對轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的影響，發(fā)現(xiàn)間隙比和寬徑比變化時，系統(tǒng)的失穩(wěn)轉(zhuǎn)速產(chǎn)生變化，表現(xiàn)出不同的阻尼特性。李典來等[11]分析軸承間隙比和寬徑比對軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)參數(shù)和軸承外傳力的影響，發(fā)現(xiàn)間隙比越小或?qū)拸奖仍酱?，軸承剛度和阻尼越大；提高間隙比、降低寬徑比有利于減小可傾瓦軸承外傳力。陸金銘等[12]通過數(shù)值方法求解徑向滑動軸承的控制方程Reynolds方程，分析中考慮軸承的寬徑比和軸承間隙，發(fā)現(xiàn)當(dāng)寬徑比小于1時，寬徑比對油膜影響較大，寬徑比大于1時，寬徑比對油膜剛度影響較小；當(dāng)軸承間隙增大，油膜剛度減小。

綜合上述文獻(xiàn)可以發(fā)現(xiàn)，結(jié)構(gòu)參數(shù)是影響徑向滑動軸承潤滑性能的重要因素，曲軸主軸承作為典型的徑向滑動軸承，分析主軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)有助于更好地了解主軸承潤滑狀態(tài)。王全召等[13]通過試驗(yàn)驗(yàn)證滑動軸承運(yùn)行參數(shù)對軸承潤滑性能的影響，發(fā)現(xiàn)軸承參數(shù)對軸承模態(tài)參數(shù)有很大影響。張斌和朱漢華[14]基于Reynolds邊界條件分析多種參數(shù)影響下的船舶艉軸承潤滑性能，分析發(fā)現(xiàn)軸承運(yùn)動狀態(tài)對軸承潤滑性能有很大影響。

本文作者建立內(nèi)燃機(jī)曲軸主軸承熱彈性流體動力潤滑仿真分析模型，考慮影響主軸承潤滑性能的影響因素包括軸頸直徑、軸承寬徑比和軸承間隙，從而得到對應(yīng)工作條件下主軸承的潤滑性能，通過主軸承油膜的最大壓力、最小厚度、最高溫度和最大摩擦功率損失來判定主軸承的潤滑性能，為內(nèi)燃機(jī)主軸承的設(shè)計(jì)提供參考。

1 理論模型

1.1 Reynolds方程

曲軸主軸頸和軸承之間通過很薄的一層潤滑油膜連接，在工作過程中，隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化，潤滑油膜的載荷呈現(xiàn)周期性變化。由于主軸承受到的外部載荷較大，會造成主軸承和主軸頸發(fā)生一定的彈性變形，因此針對潤滑油膜建立彈性流體動力潤滑方程進(jìn)行求解，主導(dǎo)方程為雷諾方程，表達(dá)式[15]如下所示

式中：p為主軸承的油膜壓力；h為主軸承的油膜厚度；ρ為潤滑油密度；η為潤滑油黏度；u1和u2分別為主軸承的軸頸和軸承的相對表面速度；x和z代表軸承油膜展開后的軸承表面平面坐標(biāo)；t代表軸承工作時間歷程。

當(dāng)考慮軸承為剛性體時，主軸承的油膜厚度h0可以表示為

h0=c[1+εcos(θ-θk)]

(2)

式中：c代表主軸承的間隙；θ代表主軸承相對展開角；θk代表軸頸的軸心相對偏位角；ε代表軸心的偏心率。

1.2 軸承彈性變形

考慮到曲軸主軸承在工作過程中受到較大的交變載荷作用，因此，作為支撐軸頸的主軸承潤滑油膜的壓力也會很大，在較大壓力作用下，軸頸和軸承結(jié)構(gòu)都會發(fā)生彈性變形。因此，主軸承潤滑油膜的厚度會受到軸頸和軸承的彈性變形量的影響，油膜厚度會在剛性軸承間隙的基礎(chǔ)上發(fā)生變化，最終影響軸承油膜壓力分布。通過有限元分析法可以得到軸頸和軸承在油膜壓力作用下的彈性變形，分析模型計(jì)入該彈性變形量。

結(jié)合彈性變形，軸承油膜厚度h表達(dá)式為

式中：h0為剛性軸承的軸承間隙；R為剛性軸承半徑；v(x)是綜合考慮軸承油膜壓力作用后的彈性變形量。

1.3 載荷平衡關(guān)系

考慮主軸承潤滑油膜形成的載荷主要用于平衡主軸承受到的外部載荷，且軸承外部載荷是周期性交變載荷，因此，在一個工作周期內(nèi)，隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化，主軸承潤滑油膜載荷也會相應(yīng)改變。主軸承正常工作過程中，潤滑油膜的載荷和軸承外部受到的載荷滿足動態(tài)平衡，考慮平衡方程[16]如下所示

式中：變量x和y分別表示軸頸在水平方向和垂直方向的坐標(biāo)軸；px和py分別表示軸承潤滑油膜在坐標(biāo)軸x和y方向上產(chǎn)生的支撐載荷；Fx和Fy分別表示軸頸受到的外部載荷在x軸和y軸的投影；v表示軸頸和軸承之間的相對線速度；mj表示軸頸質(zhì)量。

1.4 能量變化方程

針對主軸承潤滑油膜的工作過程，分析中考慮滿足流體動壓潤滑的能量守恒方程，忽略流體流動時的動能和勢能，同時考慮流體的連續(xù)性，忽略徑向和周向的熱傳導(dǎo)，得到主軸承潤滑油膜能量守恒方程為

式中：T為軸承溫度；K為熱傳導(dǎo)系數(shù)。

1.5 黏溫特性方程

潤滑油膜厚度變小會提高軸承的承載能力，但是較小的油膜厚度會使得潤滑油膜切應(yīng)變率增大，從而引起潤滑油溫度增加。隨著潤滑油溫度的增加，潤滑油黏度下降，這又會降低潤滑油膜的承載能力，進(jìn)而改變潤滑油膜的潤滑狀態(tài)。同時，潤滑油溫度升高會造成軸承表面熱變形，進(jìn)而改變軸承間隙形狀，也會影響潤滑性能。因此，對曲軸主軸承潤滑性能分析時需要考慮潤滑油溫度對軸承潤滑性能的影響。由于潤滑油的黏度會隨著軸承溫度的變化而發(fā)生改變，因此計(jì)算中建立雷諾黏溫方程用以考慮潤滑油黏度隨溫度的變化，黏溫特性方程如下所示

式中：T0代表軸承的初始溫度；T為軸承正常工作時的溫度；η0表示潤滑油在壓力為0、溫度為T0時的初始黏度系數(shù)。

1.6 摩擦功率損失

分析中考慮主軸承的總摩擦功率損失因數(shù)fall是由兩部分組成，一部分是由粗糙表面的粗糙度引起的摩擦因數(shù)fμ，另一部分是由流體黏度引起的摩擦因數(shù)fη，三者關(guān)系如下

fall=fμ+fη

(8)

fμ=kη?pηdxdy

(9)

式中：fall為總摩擦因數(shù)；fμ為粗糙度引起的摩擦因數(shù)；fη為潤滑油黏度引起的摩擦因數(shù)。

對于主軸承摩擦功率損失Ploss，它等于摩擦因數(shù)fall和圓周方向速度的乘積，即

Ploss=|fall·U|

(10)

式中：U代表主軸承的相對轉(zhuǎn)速。

2 主軸承工作工況

文中基于內(nèi)燃機(jī)曲軸主軸承建立的考慮熱效應(yīng)的主軸承彈性流體動力潤滑模型，并考慮軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)對主軸承潤滑性能的影響，分析了由軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)變化引起的主軸承最大油膜壓力、最小油膜厚度、最高軸承溫度和最大摩擦功率損失的變化。主軸承計(jì)算的主要參數(shù)如表1所示。

表1 曲軸主軸承參數(shù)

曲軸主軸承仿真分析模型中，主軸頸直徑分別設(shè)定為60、70和80 mm，主軸承寬徑比設(shè)定為0.2～12之間，主軸承間隙分別設(shè)定為0.03、0.05和0.07 mm，曲軸轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，軸承進(jìn)油溫度設(shè)定為80 ℃。軸承外部載荷主要來自氣缸內(nèi)的爆發(fā)壓力，該壓力作為外部載荷，通過曲柄滑塊機(jī)構(gòu)傳遞給主軸承，主軸承潤滑油膜產(chǎn)生的油膜載荷用來平衡主軸頸受到的外部載荷。內(nèi)燃機(jī)一個工作周期內(nèi)主軸承受到的外部載荷如圖1所示，圖中Fx和Fy曲線分別表示主軸承受到的水平方向和垂直方向的外部載荷。

圖1 主軸承外部載荷變化曲線

3 仿真結(jié)果與分析

針對內(nèi)燃機(jī)主軸承潤滑狀態(tài)的分析，需要確保仿真分析數(shù)據(jù)的可靠性和可比性。因此，為保證仿真分析的可靠性，分析中選取平穩(wěn)工況時的計(jì)算結(jié)果作為分析數(shù)據(jù)；為保證計(jì)算結(jié)果的可比性，分析中針對軸頸直徑、寬徑比和軸承間隙建立組合計(jì)算模型，且每個計(jì)算模型只改變一個變量，進(jìn)而保證每次計(jì)算結(jié)果的一一對應(yīng)。

曲軸主軸承的潤滑性能的變化主要通過主軸承潤滑油膜的最大壓力、最小厚度、最高溫度和最大摩擦功率損失來體現(xiàn)，通過對比計(jì)算最終確定影響主軸承潤滑性能的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)。

3.1 主軸承油膜最大壓力

內(nèi)燃機(jī)主軸承的潤滑油膜壓力會隨著曲軸的轉(zhuǎn)動而呈周期性變化，即內(nèi)燃機(jī)一個工作周期內(nèi)，軸承外部載荷會隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化而改變。四沖程內(nèi)燃機(jī)一個周期曲軸轉(zhuǎn)角變化720°，在這個720°的時間范圍內(nèi)，可以得到主軸承潤滑油膜受載變化中的油膜最大壓力峰值，該最大壓力也是主軸承受到的最大壓力，壓力的大小會影響主軸承的工作狀態(tài)。

圖2給出了主軸頸直徑為60、70和80 mm，寬徑比為0.6，軸承間隙為0.05 mm時，主軸承穩(wěn)定工作周期內(nèi)最大油膜壓力隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。圖3給出了主軸頸直徑分別為60、70和80 mm，寬徑比為0.2～1.4，軸承間隙分別為0.03、0.05和0.07 mm時的最大油膜壓力變化規(guī)律。

圖2 不同軸頸直徑下主軸承最大油膜壓力變化曲線

圖3 不同工況下主軸承最大油膜壓力變化曲線

通過圖2可以看出，在相同外部載荷、相同寬徑比和相同軸承間隙的條件下，隨著軸頸直徑的增大，最大油膜壓力逐漸減小，且軸頸直徑增加越大，最大油膜壓力減小得越多。分析該現(xiàn)象產(chǎn)生的原因是由于軸頸直徑增大，軸承的承載油膜面積增大，在受到相同外部載荷的條件下，最大油膜壓力會相應(yīng)減小。通過圖3可以發(fā)現(xiàn)，隨著軸承寬徑比的增加，軸承最大油膜壓力呈現(xiàn)減小的趨勢，且隨著軸頸直徑變大，軸承油膜的最大壓力逐漸變??；在相同寬徑比時，軸承油膜最大壓力隨著軸承間隙的增大而變大。隨著軸承油膜壓力的增大，軸承結(jié)構(gòu)應(yīng)該做相應(yīng)的改變，避免軸承出現(xiàn)由于載荷變大而發(fā)生的故障。因此，為提高軸承工作時的安全系數(shù)，在主軸承結(jié)構(gòu)尺寸和軸承外部載荷相同的條件下，為減小軸承最大油膜壓力，可以通過提高軸承的寬徑比和減小軸承間隙的方式來實(shí)現(xiàn)。

3.2 最小油膜厚度

隨著外部載荷的變化，曲軸主軸頸的位置會在一個工作循環(huán)中不斷發(fā)生變化，即隨著曲軸轉(zhuǎn)角位置的改變，曲軸主軸承都會通過調(diào)整軸頸位置來改變軸承油膜壓力分布，從而可以平衡軸承外部載荷。由于軸承外部載荷時時變化，因此軸頸在每個曲軸轉(zhuǎn)角位置的油膜厚度都有所不同，且軸承潤滑油膜的最小厚度在每一個曲軸轉(zhuǎn)角位置都不相同。由于最小油膜厚度的位置是軸頸和軸承相距最近的位置，也是軸頸和軸承最容易發(fā)生摩擦、磨損和碰撞而導(dǎo)致軸承工作失效的位置，因此，確定油膜最小厚度可以提前確定軸承工作是否會發(fā)生失效。

圖4給出了主軸頸直徑為60、70和80 mm，寬徑比為0.6，軸承間隙為0.05 mm時，主軸承穩(wěn)定工作周期內(nèi)最小油膜厚度隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律。圖5給出了主軸頸直徑分別為60、70和80 mm，寬徑比為0.2～1.4，軸承間隙分別為0.03、0.05和0.07 mm時的曲軸主軸承油膜最小厚度的變化曲線。

圖4 不同軸頸直徑下主軸承最小油膜厚度變化曲線

通過圖4可以看出，在相同外部載荷、相同寬徑比和相同軸承間隙的條件下，隨著軸頸直徑的增大，軸承最小油膜厚度相應(yīng)增大，且不同軸頸直徑下的油膜厚度差別明顯；另外，3種工況下最小油膜厚度大小存在區(qū)別，但是最小油膜厚度出現(xiàn)的位置基本接近；此外，最小油膜厚度沒有出現(xiàn)在最大油膜壓力位置，最小油膜厚度出現(xiàn)位置有一定的延遲，分析原因主要是主軸承動載荷作用下的主軸頸慣性載荷的作用，同時也會受到其他主軸承載荷的影響。從圖5可以看出，隨著軸承寬徑比的增大，軸承最小油膜厚度有增大的趨勢，且寬徑比越大，軸承最小油膜厚度越大。當(dāng)軸承寬徑比小于1時，軸承間隙為0.05和0.07 mm時的軸承最小油膜厚度基本接近，這2種工況下的最小油膜厚度會大于軸承間隙為0.03 mm工況下的最小油膜厚度；當(dāng)軸承寬徑比大于1時，軸承間隙為0.05 mm時的最小油膜厚度會小于間隙為0.07 mm時的最小油膜厚度。另外，通過對比最小油膜厚度變化曲線，可以發(fā)現(xiàn)，過小的寬徑比和軸承間隙會造成油膜厚度變小，對主軸承的工作狀況會有直接影響。

3.3 軸承最高溫度

潤滑油膜是介于主軸頸和主軸承之間的一層薄油膜，它在工作過程中會受到外部載荷、摩擦力和剪切力的聯(lián)合作用，這些載荷的作用會造成潤滑油膜溫度變化，溫度的變化會影響潤滑油的黏度等潤滑特性，最終會影響主軸承工作狀態(tài)。由于內(nèi)燃機(jī)曲軸主軸承結(jié)構(gòu)位置復(fù)雜，工作條件惡劣，現(xiàn)階段無法準(zhǔn)確測量主軸承工作時的溫度變化情況，因而也就無法判斷主軸承是否在安全的溫度下工作。因此，采用仿真分析的方法可以提前預(yù)測軸承在具體結(jié)構(gòu)下的工作溫度，也可以為設(shè)計(jì)軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)提供依據(jù)。

圖6給出了主軸頸直徑為60、70和80 mm，寬徑比為0.6，軸承間隙為0.05 mm時，在穩(wěn)定工況條件下，主軸承一個工作周期內(nèi)的軸承最高溫度隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化情況。圖7給出了主軸頸分別為60、70和80 mm，寬徑比為0.2～1.4，軸承間隙分別為0.03、0.05和0.07 mm時的最高軸承溫度變化曲線。

圖6 不同軸頸直徑下主軸承最高溫度變化曲線

圖7 不同工況下主軸承最高溫度變化曲線

從圖6可以看出，在相同外部載荷、相同寬徑比和相同軸承間隙的條件下，在進(jìn)油溫度都是80 ℃時，主軸承穩(wěn)定工作時的軸承溫度都大于80 ℃，且隨曲軸轉(zhuǎn)動而時時變化；當(dāng)軸頸直徑增大時，軸承的整體溫度會上升。從圖7可以看出，軸承的最高溫度會隨著軸承寬徑比的增加而提高；在相同軸頸直徑和相同寬徑比條件下，軸承間隙越大，軸承的最高溫度越低；在相同軸承間隙和相同寬徑比條件下，軸頸直徑越大，軸承最高溫度越高。

上述結(jié)果表明，軸承潤滑油膜最高溫度的重要影響因素是軸承寬徑比和軸承間隙。潤滑油膜的溫度增加，會導(dǎo)致軸承潤滑油的黏度下降，軸承的潤性能也相應(yīng)降低，因此，通過計(jì)算結(jié)果可知，為保證軸承工作溫度在合理范圍內(nèi)，可以適當(dāng)減小軸承的寬徑比，或者適當(dāng)增加軸承的間隙。

3.4 軸承最大摩擦損失

滑動軸承的工作過程是通過摩擦運(yùn)動副傳遞載荷和功率的，也同樣由于摩擦的存在，軸承在工作過程中會出現(xiàn)摩擦功率損失的現(xiàn)象。由于內(nèi)燃機(jī)曲軸主軸承是典型的動載荷滑動軸承，因此，主軸承在工作過程中的摩擦損失不可避免。為減小摩擦損失，提高內(nèi)燃機(jī)工作效率，可以通過改變主軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)，來適當(dāng)降低主軸承的摩擦功率損失。

圖8給出了主軸頸直徑為60、70和80 mm，寬徑比為0.6，軸承間隙為0.05 mm時，主軸承穩(wěn)定工作周期內(nèi)最大摩擦功率損失隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化曲線。圖9給出了主軸頸分別為60、70和80 mm，寬徑比為0.2～1.4，軸承間隙分別為0.03、0.05和0.07 mm時的曲軸主軸承最大摩擦功率損失的變化曲線。

圖8 不同軸頸直徑下主軸承最大摩擦功率損失變化曲線

圖9 不同工況下主軸承最大摩擦功率損失變化曲線

從圖8可以看出，在相同外部載荷、相同寬徑比和相同軸承間隙的條件下，軸頸直徑增大，軸承最大摩擦功率損失有增大的趨勢，且不同軸頸直徑下的軸承最大摩擦功率損失差別較為明顯。從圖9可以看出，軸頸直徑是影響軸承最大摩擦功率損失的主要因素，即在寬徑比和軸承間隙相同的情況下，軸承最大摩擦功率損失會隨著軸頸直徑的增大而增加；在相同軸頸和軸承間隙條件下，隨著寬徑比的增加，軸承最大摩擦功率損失相應(yīng)增加。當(dāng)軸承寬徑比小于0.6時，軸承間隙增大，最大摩擦功率損失減小，當(dāng)寬徑比大于1時，軸承間隙增大時，最大摩擦功率損失也會相應(yīng)增大。通過計(jì)算結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，在考慮主軸承最大摩擦功率損失時，應(yīng)綜合考慮軸頸直徑、寬徑比和軸承間隙，可以根據(jù)計(jì)算結(jié)果選擇合理的結(jié)構(gòu)參數(shù)，盡可能減小主軸承最大摩擦功率損失，從而可以提高內(nèi)燃機(jī)整機(jī)工作效率。

4 結(jié)論

(1)軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)對曲軸主軸承潤滑性能有很大影響，針對軸承設(shè)計(jì)時應(yīng)選擇合理的軸承參數(shù)，從而可以保證軸承工作時處于最佳的潤滑狀態(tài)。

(2)在相同外部載荷條件下，要降低主軸承最大油膜壓力，可以通過增加軸頸直徑、提高軸承寬徑比和減小軸承間隙的方式來實(shí)現(xiàn)。

(3)軸頸直徑和軸承寬徑比是影響主軸承最小油膜厚度的主要因素，軸頸直徑和寬徑比越小，軸承最小油膜厚度越??；隨著寬徑比的增加，軸承間隙對軸承最小油膜厚度的影響逐漸增大。

(4)軸頸直徑增加、寬徑比增大和軸承間隙減小，都會造成軸承最高溫度變大，且這些參數(shù)的值變化越大，溫度升高越明顯。

(5)軸承最大摩擦功率損失會隨著軸頸直徑和寬徑比的增加而增大；當(dāng)軸承寬徑比小于0.6時，摩擦功率會隨著軸承間隙的變大而降低；但當(dāng)軸承寬徑比變?yōu)榇笥?時，最大摩擦功率損失會隨著軸承間隙的變大而增大。