涡轮增压器转子-轴承系统最高工作转速可达2.1×105r/min，属于高速轻载型转子，浮环轴承因其具有功耗低和稳定性好的特点而被普遍使用于涡轮增压器中，虽然浮环轴承具有诸多优点，但在实际应用中人们发现浮环轴承会导致转子产生不稳定的现象。
随着制造技术以及相关理论的发展，研究表明，表面织构可以改善轴承油膜润滑性能，提高轴承运行稳定性，KANGO和SHARMA通过求解Reynolds方程研究横、纵向织构粗糙度对滑动轴承摩擦性能的影响。
目前对轴和轴承上的常见表面织构形状和分布方式进行了总结，推导出带有织构的滑动轴承理论模型，以此来分析表面织构对滑动轴承润滑机制的影响。
为此，科研人员建立了沟槽－织构复合型滑动轴承性能数值分析模型，发现沟槽结构参数，对织构型滑动轴承承载能力和摩擦特性存在较大影响。
许多国内外学者系统分析了织构类型、位置等参数对轴承油膜特性的影响，证实了不同的织构参数会对油膜特性有所影响，在表面织构参数选取合理的情况下确实可以改善轴承的润滑性能。
虽然研究了表面织构对浮环轴承油膜温升、环速比等的影响，认为织构能改变环速比使浮环能在低主轴转速下启动，但他们没有对螺纹织构深度与浮环轴承油膜动态特性的关系进行深入分析。
而我们将分析织构深度的变化对浮环轴承油膜压力、内外承载力、刚度、阻尼等动态特性的影响，为改善浮环轴承性能，提高浮环轴承运行稳定性提供理论支撑。
浮环轴承通过位于旋转轴颈与固定轴承座之间的浮环把油膜分为内外双层油膜，在分析时可视为由2套滑动轴承进行分析，其结构如图1所示。
式中：Uj、Ur分别为两轴承面在x方向的速度分量，Uj=ωjRj+ωrRr、Ur=ωrRr；hi、ho分别为浮环轴承内膜厚度和外膜厚度；μi、μo分别为润滑油内、外油膜动力黏度。
式中：hi为内膜光滑区域厚度；hp为织构深度，将式(2)代入式(1)，可以求得内外油膜压力pi、po为：
式中：x、y为浮环与轴颈的不同方向上的相对位移与相对速度；xr、yr、x.r、y.r为浮环的位移与速度；ho为外膜厚度，而油膜承载力w为在润滑区域内油膜压力的积分，可记为：
通过流体润滑机制对Reynolds方程进行求解，可得浮环轴承内外油膜力Fix、Fiy、Fox、Foy表达式：
由上述公式推导可知，浮环油膜厚度是影响油膜特性的重要参数，会影响油膜压力、承载力以及刚度、阻尼等动态特性;浮环轴承表面织构深度的变化会改变油膜织构区域油膜厚度，进而影响浮环轴承油膜特性。
在分析完浮环轴承的特性后，研究人员又以某型汽油机用为研究对象，其部分结构与运行参数如表1所示。
以表1的参数为例构建仿真模型，考虑网格质量以及后期实验加工便利的问题，螺纹织构牙型角选为梯形，起始角度为90°，螺深hp为10μm，螺纹上宽度b1为10μm，下宽度b2为20μm，织构区域所占浮环轴长比σ=0.25。
织构采用在浮环内壁对称的形式分布，如图2所示，轴承内壁两侧织构均匀分布，由于浮环轴承油膜厚度极薄，为了保证织构对轴承影响的计算结果的精确性，文中采用前处理软件ICEM进行六面体网格划分，其厚度方向以及螺纹织构处的网格进行加密处理。
浮环轴承采用压力进口、出口的边界条件，出口压力设置为0，其余面均设置为壁面，润滑油牌号选取为SAE10W-30。
通过对比分析转子在1×10~2.1×10r/min转速下的内、外油膜刚度计算结果，以内油膜主刚度计算结果为例，如图3所示。从图3可以看出，2种方法计算结果的误差保持在10%之内，表明文中构建的浮环轴承流体动力学计算模型参数选取合理。
而在Fluent流体动力学为基础的模型上，研发人员又分析了织构深度对油膜动态特性的影响，当织构宽深比过大时，轴承可近似为光滑表面，因此分析理想状态下织构深度hp分别为0、6、8、10、12μm时油膜动态特性随着转速变化的规律。
油膜压力与承载力代表着轴承抵抗变形能力的强弱，与轴承寿命、可靠性相关，故文中首先分析在1×10~2.1×10r/min转速区间内，与无织构轴承相比，织构深度对油膜最大正压力pmax以及内外油膜承载力Fi、Fo的影。