一种车辆滑动轴承承载力的确定方法和装置与流程

本发明涉及车辆技术领域，特别涉及车辆滑动轴承承载力的确定方法和装置。

背景技术：

车辆滑动轴承承载力的计算，通常的步骤是先通过求解reynolds(雷诺)方程得到油膜压力沿轴向和周向的分布，对压力分布积分即可得到油膜力，得出油膜力后即可得到承载力。因此，对于油膜力的求解极其重要。

而对于油膜力的求解，主要有数值和近似解析解两类方法。在数值求解油膜力方面，相关研究大多数基于reynolds(雷诺)方程展开。由n-s(纳维斯托克斯)方程推导出了重要的reynolds方程以描述油膜区域的压力分布情况，对压力分布积分可得油膜力，进而进一步求得轴承承载力。数值方法大多基于有限差分法、有限元法、有限体积法展开，有限差分法、有限元法和有限体积法，能够获得较好的精度，但其求解速度有限。

对于解析方法求轴承承载力来说，无限短和无限长轴承模型的近似解析解能够在一定条件下满足实际工程需要，但实际设计工程中，为进一步提高轴承的设计效率，需进一步提高解析解的精度，因为不论是基于无限短轴承模型或者无限长轴承模型，求解的油膜压力分布都是假设为一个方向分布，精确度较差。因此，实际工程中，有限长车辆滑动轴承油膜力的高精度近似解析解极其重要。

技术实现要素：

有鉴于此，本发明旨在提出一种车辆滑动轴承承载力的确定方法，以解决现有技术确定的车辆滑动轴承承载力的精度差的问题。

为达到上述目的，本发明的技术方案是这样实现的：

一种车辆滑动轴承承载力的确定方法，所述滑动轴承包括轴承和轴颈，该方法包括：

根据所述轴承和所述轴颈确定所述轴承的直角坐标系；其中，所述直角坐标系以所述轴承的中心为原点；所述直角坐标系包括横向坐标轴和与横向坐标轴垂直的竖向坐标轴；

在所述直角坐标系中，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力；

根据所述径向油膜力和所述切向油膜力，确定在所述轴承的直角坐标系中，不同坐标轴上的各坐标油膜力；

根据所述坐标油膜力，确定所述滑动轴承承载力。

进一步的，所述用于在所述直角坐标系中，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力的步骤，包括：

根据所述直角坐标系，获取所述滑动轴承参数；

根据所述滑动轴承参数，采用雷诺方程，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力。

进一步的，所述滑动轴承参数，包括：旋转角、偏移角、偏心距、偏位角、动力粘度、所述轴颈的旋转角速度、轴承半径、轴颈半径、轴承宽度；其中，所述旋转角为从所述竖向坐标轴的负方向一所述原点为固定点顺时针旋转开始计量的角度；所述偏移角为从偏位线以所述原点为固定点顺时针旋转开始计量的角度；所述偏位线为所述轴承的中心和所述轴颈的中心的连线；所述偏心距为所述轴承的中心和所述轴颈的中心的距离；所述偏位角为所述竖向坐标轴与所述偏位线之间的夹角；所述动力粘度为所述轴承与所述轴颈之间润滑油的粘度系数。

则所述根据所述滑动轴承参数，采用雷诺方程，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力的步骤，包括：

确定无量纲周向坐标，包括：依据周向有量纲坐标和所述轴承半径，确定所述无量纲周向坐标；

确定无量纲轴向坐标，包括：依据轴向有量纲坐标和所述轴承的宽度，确定所述无量纲轴向坐标；

确定无量纲油膜厚度，包括；依据有量纲油膜厚度和半径间隙，确定所述无量纲油膜厚度；其中，所述半径间隙为所述轴承半径与所述轴颈半径之差；所述有量纲油膜厚度依据所述半径间隙、偏心距和偏移角度确定；

确定径向无量纲扰动速度，包括：依据所述径向有量纲扰动速度、所述轴颈的旋转角速度、所述半径间隙，确定所述径向无量纲扰动速度；

确定切向无量纲扰动速度，包括：依据所述切向有量纲扰动速度、所述轴颈的旋转角速度、所述半径间隙，确定所述切向无量纲扰动速度；

确定间隙比，包括：依据所述半径间隙和所述轴承的半径，确定所述间隙比；

确定无量纲偏心率，包括：依据所述偏心距和所述半径间隙，确定所述无量纲偏心率；

根据所述无量纲周向坐标、无量纲轴向坐标，无量纲油膜厚度，径向无量纲扰动速度，切向无量纲扰动速度，间隙比和无量纲偏心率，采用雷诺方程，确定油膜压力分布；

根据所述油膜压力分布，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力。

进一步的，根据所述油膜压力分布，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力的步骤，包括：

根据所述油膜压力分布，确定特解油膜力和通解油膜力；

根据所述特解油膜力和所述通解油膜力确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力。

本发明的另一目的在于提出一种车辆滑动轴承承载力的确定装置，所述滑动轴承包括轴承和轴颈，该装置，包括：

第一确定模块，用于根据所述轴承和所述轴颈确定所述轴承的直角坐标系；其中，所述直角坐标系以所述轴承的中心为原点；所述直角坐标系包括横向坐标轴和与横向坐标轴垂直的竖向坐标轴；

第二确定模块，用于在所述直角坐标系中，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力；

第三确定模块，用于根据所述径向油膜力和所述切向油膜力，确定在所述轴承的直角坐标系中，不同坐标轴上的各坐标油膜力；

第四确定模块，用于根据所述坐标油膜力，确定所述滑动轴承承载力。

进一步的，所述第二确定模块，包括：

第一获取单元，用于根据所述直角坐标系，获取所述滑动轴承参数；

第一确定单元，用于根据所述滑动轴承参数，采用雷诺方程，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力。

进一步的，所述滑动轴承参数，包括：旋转角、偏移角、偏心距、偏位角、动力粘度、所述轴颈的旋转角速度、轴承半径、轴颈半径、轴承宽度；其中，所述旋转角为从所述竖向坐标轴的负方向一所述原点为固定点顺时针旋转开始计量的角度；所述偏移角为从偏位线以所述原点为固定点顺时针旋转开始计量的角度；所述偏位线为所述轴承的中心和所述轴颈的中心的连线；所述偏心距为所述轴承的中心和所述轴颈的中心的距离；所述偏位角为所述竖向坐标轴与所述偏位线之间的夹角；所述动力粘度为所述轴承与所述轴颈之间润滑油的粘度系数。

则所述第一确定单元，包括：

第一确定子单元，用于确定无量纲周向坐标，包括：依据周向有量纲坐标和所述轴承半径，确定所述无量纲周向坐标；

第二确定子单元，用于确定无量纲轴向坐标，包括：依据轴向有量纲坐标和所述轴承的宽度，确定所述无量纲轴向坐标；

第三确定子单元，用于确定无量纲油膜厚度，包括；依据有量纲油膜厚度和半径间隙，确定所述无量纲油膜厚度；其中，所述半径间隙为所述轴承半径与所述轴颈半径之差；所述有量纲油膜厚度依据所述半径间隙、偏心距和偏移角度确定；

第四确定子单元，用于确定径向无量纲扰动速度，包括：依据所述径向有量纲扰动速度、所述轴颈的旋转角速度、所述半径间隙，确定所述径向无量纲扰动速度；

第五确定子单元，用于确定切向无量纲扰动速度，包括：依据所述切向有量纲扰动速度、所述轴颈的旋转角速度、所述半径间隙，确定所述切向无量纲扰动速度；

第六确定子单元，用于确定间隙比，包括：依据所述半径间隙和所述轴承的半径，确定所述间隙比；

第七确定子单元，用于确定无量纲偏心率，包括：依据所述偏心距和所述半径间隙，确定所述无量纲偏心率；

第八确定子单元，用于根据所述无量纲周向坐标、无量纲轴向坐标，无量纲油膜厚度，径向无量纲扰动速度，切向无量纲扰动速度，间隙比和无量纲偏心率，采用雷诺方程，确定油膜压力分布；

第九确定子单元，用于根据所述油膜压力分布，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力。

进一步的，所述第九确定子单元，具体用于：

根据所述油膜压力分布，确定特解油膜力和通解油膜力；

根据所述特解油膜力和所述通解油膜力确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力。

在本发明实施例中，根据所述轴承和所述轴颈确定所述轴承的直角坐标系；其中，所述直角坐标系以所述轴承的中心为原点；所述直角坐标系包括横向坐标轴和与横向坐标轴垂直的竖向坐标轴；在所述直角坐标系中，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力；根据所述径向油膜力和所述切向油膜力，确定在所述轴承的直角坐标系中，不同坐标轴上的各坐标油膜力；根据所述坐标油膜力，确定所述滑动轴承承载力；在本发明实施例采用有限长车辆滑动轴承承载力的计算方法，在缩短计算时间的同时，能够实现精确获得车辆滑动轴承的承载力。

附图说明

构成本发明的一部分的附图用来提供对本发明的进一步理解，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定。在附图中：

图1为本发明实施例所述的一种车辆滑动轴承承载力的确定方法的步骤流程图；

图2为本发明实施例中以轴承和轴颈建立直角坐标系的示意图；

图3为本发明实施例所述的滑动轴承宽度的示意图；

图4为本发明实施例所述的另一种车辆滑动轴承承载力的确定方法的步骤流程图；

图5为本发明实施例所述的一种车辆滑动轴承承载力的确定装置的结构框图

图6为本发明实施例所述的另一种车辆滑动轴承承载力的确定装置的结构框图。

具体实施方式

需要说明的是，在不冲突的情况下，本发明中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。

下面将参考附图并结合实施例来详细说明本发明。

实施例一

参照图1，示出了本发明实施例所述的车辆滑动轴承承载力的确定方法的步骤流程图，具体可以包括以下步骤：

步骤101：根据所述轴承和所述轴颈确定所述轴承的直角坐标系；其中，所述直角坐标系以所述轴承的中心为原点；所述直角坐标系包括横向坐标轴和与横向坐标轴垂直的竖向坐标轴。

本发明实施例中，所述滑动轴承包括轴承和轴颈，参照图2，以轴承的中心为原点建立直角坐标系，直角坐标系包括相互垂直的x轴和y轴。在轴承和轴颈之间具有润滑油，在实际情况下，轴承和轴颈之间的间隙很小，图2中为了表达轴承和轴颈之间的联系，扩大了轴承与轴颈之间的间隙，以方便读者理解后续的计算。

步骤102：在所述直角坐标系中，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力；

在本发明实施例中，轴承中心和轴颈中心的连接线为径向，与径向垂直的方向为切向。

本发明实施例中，在上述直角坐标系中，首先确定轴颈上的径向油膜力fr和切向油膜力ft。具体的，可以通过获取滑动轴承的参数进行计算。

步骤103：根据所述径向油膜力和所述切向油膜力，确定在所述轴承的直角坐标系中，不同坐标轴上的各坐标油膜力；

在本发明实施例中，当获得径向油膜力fr和切向油膜力ft后，可根据径向油膜力fr和y轴之间的夹角θ，计算x轴方向的油膜力和y轴方向的油膜力。

具体的，可以根据公式计算，其中，fx是x轴方向上的油膜力，fy为y轴方向上的油膜力。因为轴颈相对轴承是一直旋转的，所以θ的变化范围是0°到360°。

步骤104：根据所述坐标油膜力，确定所述滑动轴承承载力。

在本发明实施例中，滑动轴承承载力w的计算方法为即根据x轴方向上的油膜力fx和y轴方向上的油膜力fy计算得到。

在本发明实施例中，根据所述轴承和所述轴颈确定所述轴承的直角坐标系；其中，所述直角坐标系以所述轴承的中心为原点；所述直角坐标系包括横向坐标轴和与横向坐标轴垂直的竖向坐标轴；在所述直角坐标系中，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力；根据所述径向油膜力和所述切向油膜力，确定在所述轴承的直角坐标系中，不同坐标轴上的各坐标油膜力；根据所述坐标油膜力，确定所述滑动轴承承载力；在本发明实施例采用有限长车辆滑动轴承承载力的计算方法，在缩短计算时间的同时，能够实现精确获得车辆滑动轴承的承载力。

实施例二

参照图4，示出了本发明实施例所述的另一种车辆滑动轴承承载力的确定方法的步骤流程图，具体可以包括以下步骤：

步骤201：根据所述轴承和所述轴颈确定所述轴承的直角坐标系；其中，所述直角坐标系以所述轴承的中心为原点；所述直角坐标系包括横向坐标轴和与横向坐标轴垂直的竖向坐标轴。

具体参照步骤101的论述，在此不再赘述。

步骤202：根据所述直角坐标系，获取所述滑动轴承参数。

在本发明实施例中，参照图2，所述滑动轴承参数，包括：旋转角φ、偏移角偏心距e、偏位角θ、动力粘度μ、所述轴颈的旋转角速度ω、轴承半径r、轴颈半径r、轴承宽度b；其中，所述旋转角φ为从所述竖向坐标轴y轴的负方向一所述原点为固定点顺时针旋转开始计量的角度；所述偏移角为从偏位线以所述原点为固定点顺时针旋转开始计量的角度；所述偏位线为所述轴承的中心ob和所述轴颈的中心oj的连线；所述偏心距e为所述轴承的中心ob和所述轴颈的中心oj的距离；所述偏位角θ为所述竖向坐标轴与所述偏位线之间的夹角；所述动力粘度μ为所述轴承与所述轴颈之间润滑油的粘度系数。

在本发明实施例中，参照图3，为轴承剖面图，轴承宽度b可事先通过测量获得。

步骤203：根据所述滑动轴承参数，采用雷诺方程，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力。

在本发明实施例中，雷诺方程的表达式为：

其中，x为周向有量纲坐标(m)，z为轴向有量纲坐标(m)，p为有量纲油膜压力(pa)；u为两固体表面在x方向上的相对速度(m/s)(u＝rω)，两固体指的是轴承与轴颈。ve和vθ分别为径向和切向的有量纲扰动速度(m/s)，轴心处的速度扰动项。

在本发明实施例中，步骤203具体包括以下步骤：

子步骤2031，确定无量纲周向坐标，包括：依据周向有量纲坐标和所述轴承半径，确定所述无量纲周向坐标；

其中，无量纲轴向坐标通过公式确定，x为周向有量纲坐标，r为轴承半径。

子步骤2032，确定无量纲轴向坐标，包括：依据轴向有量纲坐标和所述轴承的宽度，确定所述无量纲轴向坐标；

其中，无量纲轴向坐标λ通过公式确定，z为轴向有量纲坐标，b为轴承的宽度。

子步骤2033，确定无量纲油膜厚度，包括；依据有量纲油膜厚度和半径间隙，确定所述无量纲油膜厚度；其中，所述半径间隙为所述轴承半径与所述轴颈半径之差；所述有量纲油膜厚度依据所述半径间隙、偏心距和偏移角度确定；

其中，无量纲油膜厚度h通过公式h＝h/c确定，其中c为半径间隙，半径间隙c为轴承半径r与所述轴颈半径r之差,即c＝r-r。h为有量纲油膜厚度，通过公式确定，e为偏心距，为偏移角。

子步骤2034，确定径向无量纲扰动速度，包括：依据所述径向有量纲扰动速度、所述轴颈的旋转角速度、所述半径间隙，确定所述径向无量纲扰动速度；

其中，无量纲扰动速度ve通过公式ve＝ve/ωc确定，其中ve为有量纲扰动速度，ω为轴颈的旋转角速度，c为半径间隙。

子步骤2035，确定切向无量纲扰动速度，包括：依据所述切向有量纲扰动速度、所述轴颈的旋转角速度、所述半径间隙，确定所述切向无量纲扰动速度；

其中，切向无量纲扰动速度vθ通过公式vθ＝vθ/ωc确定，其中vθ为切向有量纲扰动速度。

子步骤2036，确定间隙比，包括：依据所述半径间隙和所述轴承的半径，确定所述间隙比；

其中，间隙比ψ通过公式ψ＝c/r确定，其中c为半径间隙，r为轴承半径。

子步骤2037，确定无量纲偏心率，包括：依据所述偏心距和所述半径间隙，确定所述无量纲偏心率；

其中，无量纲偏心率ε通过公式ε＝e/c确定，其中e为偏心距，c为半径间隙。

子步骤2038，根据所述无量纲周向坐标、无量纲轴向坐标，无量纲油膜厚度，径向无量纲扰动速度，切向无量纲扰动速度，间隙比和无量纲偏心率，采用雷诺方程，确定油膜压力分布；

在本发明实施例中，将公式h＝h/c，ve＝ve/ωc，vθ＝vθ/ωcε＝e/c，ψ＝c/r代入雷诺方程(1)中，其中，油膜压力分布为p＝p/p0(p0＝2ωμ/ψ²)并将其也代入雷诺方程(1)中，得到无量纲的雷诺方程如下：

在(2)式中，d为轴承的直径，即d＝2r。(2)式中，已知量为h、d、b、ve和vθ，自变量为和λ，其中，的范围为0度到油膜破裂角度λ的范围为-1至1。油膜压力分布p为因变量。

子步骤2039，根据所述油膜压力分布，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力。

子步骤2039具体包括：根据所述油膜压力分布，确定特解油膜力和通解油膜力；根据所述特解油膜力和所述通解油膜力确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力。

在本发明实施例中，式(2)为一个二阶偏微分方程。通过对式(2)求解，可获得一个通解和一个特解，在本发明实施例中，油膜压力分布其中是特解，是通解，其中，特解可表达为通解可表达为

在本发明实施例中，具体的根据油膜压力分布确定径向油膜压力和切向油膜压力的方法具体如下：

(1)特解油膜压力分布及油膜力计算

将代入式(2)后，进行化解得到如下式：

其中，式(4)中，ε′＝ve，

在本发明实施例中，式(3)为特解轴向分离函数，式(4)为通解周向分离函数。在本发明实施例中，对式(3)和式(4)分别进行二次积分后，式(3)产生两个未知量c1、c2，式(4)由于无法直接对积分，因此，通过sommerfeld(索末菲)变换后再次积分，产生两个未知参数c3、c4，式(3)式(4)解的形式分别如下：

pp2(λ)＝cλ²/2+c1λ+c2(5)

式(3)结合特解轴向压力分布的边界条件求解未知参数c、c1、c2。

式(4)先假设油膜破裂角(未知参数)，结合周向边界条件：以及可得未知参数c3、c4：

c＝c1＝c2＝0

当(为油膜破裂角)时，根据边界条件得：

式中：运用牛顿迭代法求解该方程，得到αc，再利用sommerfeld反变换，可以求得油膜破裂角度这个角度即油膜实际破裂位置角度。

在本发明实施例中，sommerfeld变换：求解雷诺方程压力分布积分的运算过程中，有些公式是无法直接对积分的，顾有一系列的变化公式，通过将积分变量变为α，则可对求解的公式积分计算。如下变换形式，式中：ε为偏心率。

在本发明实施例中，牛顿迭代法：一种求根的方法，多数方程不存在直接的求根公式，或求解根的过程非常困难，牛顿迭代法先假设一个初值，之后不断用旧值递推新值，该过程称之为迭代，最终循环计算新值和旧值误差小于设定的一个值，则终止计算。

对压力分布的径向方向积分可得径向油膜力对压力分布的切向方向积分可得切向油膜力ft^p。具体，径向油膜力和切向油膜力ft^p具体的积分结果如下：

其中，式(9)为特解油膜压力的计算结果。

(2)通解油膜压力分布及油膜力计算

将通解表达式代入式(2)，化简得：

式(10)结合轴向边界条件，通过计算，并且令κ＝-k²通解沿轴向压力分布解析表达式如下：

在本发明实施例中，轴向边界条件是指在轴承的两端出(λ＝±1处)，油膜压力分布为0。

式(11)结合周向边界条件，通过化简变换并结合sturm-liouville(斯特鲁姆刘维尔)理论，通解周向压力分布函数基于三级函数的无穷级数展开，最终的通解油膜压力分布解析表达式如下：

在本发明实施例中，周向边界条件是指油膜的起始边处油膜压力分布为0；油膜的终止边处油膜压力分布为0。

式中：根据边界条件及sturm-liouville理论求得参数如下：

上述式中：i：本征值的个数；σi：叠加系数；本征函数；ki：本征值；ηi：正交系数；权重系数。

在本发明实施例中，sturm-liouville理论为一种求解微分方程的理论计算方法。

对压力分布的径向方向积分可得径向油膜力对压力分布切向方向积分可得切向油膜力ft^h。可得：

其中，式(19)为通解径向油膜力和切向油膜力。

特解和通解径向油膜力之和fr和切向油膜力之和ft解析公式如下：

步骤204，根据所述径向油膜力和所述切向油膜力，确定在所述轴承的直角坐标系中，不同坐标轴上的各坐标油膜力；

参照步骤103，在此不再赘述。

步骤205，根据所述坐标油膜力，确定所述滑动轴承承载力。

参照步骤104，在此不再赘述。

在本发明实施例中，根据所述轴承和所述轴颈确定所述轴承的直角坐标系；其中，所述直角坐标系以所述轴承的中心为原点；所述直角坐标系包括横向坐标轴和与横向坐标轴垂直的竖向坐标轴；在所述直角坐标系中，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力；根据所述径向油膜力和所述切向油膜力，确定在所述轴承的直角坐标系中，不同坐标轴上的各坐标油膜力；根据所述坐标油膜力，确定所述滑动轴承承载力；在本发明实施例采用有限长车辆滑动轴承承载力的计算方法，在缩短计算时间的同时，能够实现精确获得车辆滑动轴承的承载力。

实施例三

参照图5，示出了本发明实施例所述的一种车辆滑动轴承承载力的确定装置的结构框图，具体可以包括：

第一确定模块401，用于根据所述轴承和所述轴颈确定所述轴承的直角坐标系；其中，所述直角坐标系以所述轴承的中心为原点；所述直角坐标系包括横向坐标轴和与横向坐标轴垂直的竖向坐标轴；

第二确定模块402，用于在所述直角坐标系中，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力；

第三确定模块403，用于根据所述径向油膜力和所述切向油膜力，确定在所述轴承的直角坐标系中，不同坐标轴上的各坐标油膜力；

第四确定模块404，用于根据所述坐标油膜力，确定所述滑动轴承承载力。

在本发明实施例中，根据所述轴承和所述轴颈确定所述轴承的直角坐标系；其中，所述直角坐标系以所述轴承的中心为原点；所述直角坐标系包括横向坐标轴和与横向坐标轴垂直的竖向坐标轴；在所述直角坐标系中，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力；根据所述径向油膜力和所述切向油膜力，确定在所述轴承的直角坐标系中，不同坐标轴上的各坐标油膜力；根据所述坐标油膜力，确定所述滑动轴承承载力；在本发明实施例采用有限长车辆滑动轴承承载力的计算方法，在缩短计算时间的同时，能够实现精确获得车辆滑动轴承的承载力。

实施例四

参照图6，示出了本发明实施例所述的另一种车辆滑动轴承承载力的确定装置的结构框图，具体可以包括：

第一确定模块501，用于根据所述轴承和所述轴颈确定所述轴承的直角坐标系；其中，所述直角坐标系以所述轴承的中心为原点；所述直角坐标系包括横向坐标轴和与横向坐标轴垂直的竖向坐标轴；

第二确定模块502，用于在所述直角坐标系中，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力；

第三确定模块503，用于根据所述径向油膜力和所述切向油膜力，确定在所述轴承的直角坐标系中，不同坐标轴上的各坐标油膜力；

第四确定模块504，用于根据所述坐标油膜力，确定所述滑动轴承承载力。

可选地，所述第二确定模块502，包括：

第一获取单元5021，用于根据所述直角坐标系，获取所述滑动轴承参数；

第一确定单元5022，用于根据所述滑动轴承参数，采用雷诺方程，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力。

可选地，所述滑动轴承参数，包括：旋转角、偏移角、偏心距、偏位角、动力粘度、所述轴颈的旋转角速度、轴承半径、轴颈半径、轴承宽度；其中，所述旋转角为从所述竖向坐标轴的负方向一所述原点为固定点顺时针旋转开始计量的角度；所述偏移角为从偏位线以所述原点为固定点顺时针旋转开始计量的角度；所述偏位线为所述轴承的中心和所述轴颈的中心的连线；所述偏心距为所述轴承的中心和所述轴颈的中心的距离；所述偏位角为所述竖向坐标轴与所述偏位线之间的夹角；所述动力粘度为所述轴承与所述轴颈之间润滑油的粘度系数。

则所述第一确定单元5022，包括：

第一确定子单元，用于确定无量纲周向坐标，包括：依据周向有量纲坐标和所述轴承半径，确定所述无量纲周向坐标；

第二确定子单元，用于确定无量纲轴向坐标，包括：依据轴向有量纲坐标和所述轴承的宽度，确定所述无量纲轴向坐标；

第三确定子单元，用于确定无量纲油膜厚度，包括；依据有量纲油膜厚度和半径间隙，确定所述无量纲油膜厚度；其中，所述半径间隙为所述轴承半径与所述颈半径之差；所述有量纲油膜厚度依据所述半径间隙、偏心距和偏移角度确定；

第四确定子单元，用于确定径向无量纲扰动速度，包括：依据所述径向有量纲扰动速度、所述轴颈的旋转角速度、所述半径间隙，确定所述径向无量纲扰动速度；

第五确定子单元，用于确定切向无量纲扰动速度，包括：依据所述切向有量纲扰动速度、所述轴颈的旋转角速度、所述半径间隙，确定所述切向无量纲扰动速度；

第六确定子单元，用于确定间隙比，包括：依据所述半径间隙和所述轴承的半径，确定所述间隙比；

第七确定子单元，用于确定无量纲偏心率，包括：依据所述偏心距和所述半径间隙，确定所述无量纲偏心率；

第八确定子单元，用于根据所述无量纲周向坐标、无量纲轴向坐标，无量纲油膜厚度，径向无量纲扰动速度，切向无量纲扰动速度，间隙比和无量纲偏心率，采用雷诺方程，确定油膜压力分布；

第九确定子单元，用于根据所述油膜压力分布，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力。

可选的，所述第九确定子单元，具体用于：

根据所述油膜压力分布，确定特解油膜力和通解油膜力；

根据所述特解油膜力和所述通解油膜力确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力。

在本发明实施例中，根据所述轴承和所述轴颈确定所述轴承的直角坐标系；其中，所述直角坐标系以所述轴承的中心为原点；所述直角坐标系包括横向坐标轴和与横向坐标轴垂直的竖向坐标轴；在所述直角坐标系中，确定所述轴颈上的径向油膜力和切向油膜力；根据所述径向油膜力和所述切向油膜力，确定在所述轴承的直角坐标系中，不同坐标轴上的各坐标油膜力；根据所述坐标油膜力，确定所述滑动轴承承载力；在本发明实施例采用有限长车辆滑动轴承承载力的计算方法，在缩短计算时间的同时，能够实现精确获得车辆滑动轴承的承载力。

以上所述仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。