海水淡化高壓泵與能量回收一體機(jī)水潤(rùn)滑軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)穩(wěn)定性

潘文翊,李巖,張德勝,敬睿,胡敬寧,葉曉琰

(江蘇大學(xué)國(guó)家水泵及系統(tǒng)工程技術(shù)研究中心,江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

海水淡化高壓泵與能量回收一體機(jī)是反滲透海水淡化系統(tǒng)中的核心部件,其原理是采用透平作為能量回收的裝置,高壓泵用于給海水大幅增壓,使高壓海水通過(guò)反滲透薄膜,而未通過(guò)薄膜的海水仍具有較大能量,此時(shí)通過(guò)泵端和透平端葉輪的同軸連接,將未透過(guò)海水淡化薄膜的高壓海水通過(guò)透平葉輪帶動(dòng)轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn),從而實(shí)現(xiàn)能量回收[1].

一體機(jī)中的轉(zhuǎn)子部件采用水潤(rùn)滑軸承支撐,相比油潤(rùn)滑,采用海水為潤(rùn)滑介質(zhì),很大程度上提高了環(huán)保性和經(jīng)濟(jì)性.由于水的黏度低,且一體機(jī)在高轉(zhuǎn)速下工作,因此設(shè)計(jì)要求更高.而轉(zhuǎn)子由于受到葉輪產(chǎn)生的流體激勵(lì)力、轉(zhuǎn)子的不平衡質(zhì)量、裝配過(guò)程中的角度偏差等因素影響,會(huì)使得軸頸發(fā)生傾斜[2],對(duì)水潤(rùn)滑轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性造成影響,因此對(duì)水潤(rùn)滑軸承的動(dòng)靜特性分析和轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性分析十分重要.

近年來(lái),水潤(rùn)滑軸承的理論分析和試驗(yàn)研究一直是學(xué)者研究的熱點(diǎn).葉曉琰等[3]設(shè)計(jì)了水潤(rùn)滑軸承試驗(yàn)臺(tái),分別對(duì)單盤(pán)和雙盤(pán)轉(zhuǎn)子的不平衡響應(yīng)進(jìn)行了試驗(yàn)研究.王楠等[4]對(duì)八縱向溝槽水潤(rùn)滑凹面橡膠軸承建立了模型并結(jié)合試驗(yàn)分析研究了橡膠軸承的各參數(shù)與轉(zhuǎn)速和載荷的關(guān)系.LIU等[5]對(duì)水潤(rùn)滑橡膠軸承在高轉(zhuǎn)速下的潤(rùn)滑特性進(jìn)行了試驗(yàn)研究.ZHAO等[6]使用有限差分法模擬水潤(rùn)滑橡膠軸承特性并通過(guò)試驗(yàn)研究了大長(zhǎng)徑比下溝槽對(duì)橡膠變形的影響.王蘊(yùn)馨等[7]完善了直角坐標(biāo)系和極坐標(biāo)系下滑動(dòng)軸承動(dòng)特性系數(shù)的轉(zhuǎn)換方法.LI等[8]考慮了五自由度運(yùn)動(dòng)對(duì)圓錐氣體動(dòng)力軸承的動(dòng)態(tài)特性的影響.KIM等[9]提出了一種計(jì)算五自由度轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)軸頸和推力耦合軸承剛度和阻尼系數(shù)的方法.TADAYOSHI[10]對(duì)飽和水潤(rùn)滑軸承的非線性振動(dòng)和分岔進(jìn)行了分析.成金貴等[11]通過(guò)數(shù)值模擬和試驗(yàn)研究了渦旋壓縮止推軸承的潤(rùn)滑特性.XIE等[12]研究了徑向間隙不對(duì)中對(duì)水潤(rùn)滑軸承性能和潤(rùn)滑狀態(tài)轉(zhuǎn)變的影響.賈小俊等[13]和劉洋洋等[14]分別對(duì)考慮軸頸傾斜的徑向滑動(dòng)軸承的靜特性以及水潤(rùn)滑橡膠徑向軸承的動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行了研究.ZHOU等[15]使用有限元和混合方法對(duì)滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑特性進(jìn)行了研究.LIANG等[16]結(jié)合歐拉方程、平均雷諾方程和海浪沖擊系數(shù)研究了海浪沖擊對(duì)水潤(rùn)滑軸承瞬態(tài)啟動(dòng)特性的影響.

綜上所述,目前關(guān)于四自由度水潤(rùn)滑軸承動(dòng)靜特性且結(jié)合轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)方程的研究較少,而針對(duì)一體機(jī)的轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu),現(xiàn)有研究并未考慮口環(huán)間隙水膜的動(dòng)壓潤(rùn)滑效應(yīng),以及該效應(yīng)對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響.因此,文中對(duì)以上問(wèn)題進(jìn)行研究,進(jìn)而為考慮傾斜時(shí)一體機(jī)水潤(rùn)滑轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性提供參考.

1 控制方程

1.1 瞬態(tài)雷諾方程

透平式能量回收一體機(jī)中滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑介質(zhì)為海水,假定海水為不可壓縮流體,建立水潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承的流體動(dòng)壓潤(rùn)滑方程為

(1)

式中:h為水膜厚度;μ為海水的動(dòng)力黏度;p為水膜壓力;x為周向坐標(biāo);y為軸承軸向坐標(biāo);U為軸頸表面切向速度;t為運(yùn)動(dòng)時(shí)間.

將式(1)進(jìn)行量綱一化后為

(2)

1.2 膜厚方程

當(dāng)轉(zhuǎn)子發(fā)生傾斜后,軸承-轉(zhuǎn)子的位置關(guān)系如圖1所示,偏位角為θ,此時(shí)水膜厚度為

圖1 軸頸傾斜的幾何視圖

h=c-(u+φ×X)·n.

(3)

軸頸在軸承中的運(yùn)動(dòng)可分解為沿x軸和z軸的平移運(yùn)動(dòng)和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng),當(dāng)考慮軸頸平動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)后,計(jì)算整理得到液膜厚度為

h=c-[(ux-yφz)cosθ+(uz+φxy)sinθ],

(4)

(5)

1.3 水膜力和力矩計(jì)算

對(duì)于水潤(rùn)滑軸承,承載力水平方向的分力為Fx,垂直方向的分力為Fz,則

(6)

轉(zhuǎn)子繞x軸的傾斜力矩為Mx,繞z軸的傾斜力矩為Mz,有

(7)

1.4 動(dòng)特性系數(shù)計(jì)算

(8)

1.5 轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)方程

一體機(jī)轉(zhuǎn)子由于加工或裝配時(shí)會(huì)產(chǎn)生偏心誤差,當(dāng)轉(zhuǎn)子在高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)受到不平衡力的作用,將產(chǎn)生振動(dòng),這種振動(dòng)即為轉(zhuǎn)子的不平衡響應(yīng).一體機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程為

(9)

式中:M為質(zhì)量矩陣;X為轉(zhuǎn)子的位置向量;C為阻尼矩陣;K為剛度矩陣;F為不平衡力.

取F=0,則式(9)即為轉(zhuǎn)子自由振動(dòng)模型,

(10)

因此,可得到轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的特征方程為

|Mξ2+Cξ+K|=0,

(11)

對(duì)動(dòng)力學(xué)方程求解即可得轉(zhuǎn)子的運(yùn)動(dòng)軌跡.

2 模型及驗(yàn)證

2.1 一體機(jī)模型

一體機(jī)結(jié)構(gòu)如圖2所示.轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中泵端葉輪與透平端葉輪同軸連接,連接泵端葉輪與透平端葉輪軸段處的軸承為水潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承.泵端進(jìn)口延伸段的口環(huán)也具有流體動(dòng)壓潤(rùn)滑效應(yīng),因此在轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)分析中可視為水潤(rùn)滑軸承.一體機(jī)中轉(zhuǎn)子部件的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)分別為泵葉輪質(zhì)量m1=1.106 kg,透平葉輪質(zhì)量m2=0.840 kg,滑動(dòng)軸承質(zhì)量m3=0.702 kg,滑動(dòng)軸承軸頸直徑d1=35 mm,口環(huán)直徑d2=66 mm,滑動(dòng)軸承半徑間隙c1=0.050 mm,口環(huán)半徑間隙c2=0.075 mm,滑動(dòng)軸承寬度l1=70 mm,口環(huán)寬度l2=44 mm,海水的黏度μ=1.01×10-3Pa·s,轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速n=20 000 r/min.

圖2 一體機(jī)水潤(rùn)滑轉(zhuǎn)子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

2.2 程序驗(yàn)證

圖3為文中MATLAB計(jì)算值與文獻(xiàn)[17]中值的對(duì)比,計(jì)算參數(shù)分別為負(fù)載65 000 N,轉(zhuǎn)速3 000 r/min,軸頸直徑30 cm,寬徑比0.8,間隙比0.002.可以看出,計(jì)算結(jié)果與文獻(xiàn)中的結(jié)果基本吻合,驗(yàn)證了文中計(jì)算結(jié)果的可靠性.

圖3 MATLAB計(jì)算結(jié)果與文獻(xiàn)結(jié)果對(duì)比

3 結(jié)果分析

3.1 水潤(rùn)滑軸承靜特性分析

最大水膜壓力Pmax和最小膜厚Hmin隨偏心距e、傾斜角α、雙軸承間距L的變化如圖4所示,可以看出:隨著軸頸偏心距增大,軸承偏心率增大,最大水膜壓力隨偏心距的增大明顯,且增大速率上升,最小水膜厚度線性減小;軸頸的傾斜中心對(duì)應(yīng)水膜的中間截面,隨著軸頸傾斜程度的增大,最大水膜壓力逐漸增大,增大速率顯著上升,最小水膜厚度逐漸降低,且降低速率逐漸減小;隨著雙軸承間距增大,水膜高壓區(qū)向靠近泵端移動(dòng),且壓力分布更為緊湊,最大水膜壓力有明顯增大且增加速率提升,最小膜厚線性減小.

圖4 不同工況下最大水膜壓力和最小膜厚

3.2 偏心距對(duì)水潤(rùn)滑軸承動(dòng)特性影響

在轉(zhuǎn)速20 000 r/min下,偏心距對(duì)軸頸傾斜時(shí)水潤(rùn)滑軸承16個(gè)剛度系數(shù)的影響如圖5所示,可以看出:隨著偏心距增大,位移剛度系數(shù)Kxz和Kzx呈對(duì)稱(chēng)分布且略有增大,Kxx,Kzz隨偏心距的增大逐漸增大,x方向上的偏心增量使得Kxx數(shù)值上遠(yuǎn)高于Kzz;軸承角剛度系數(shù)Kφzφz的增幅明顯,偏心率從0.2增大至0.9時(shí),Kφzφz增幅可達(dá)6倍,Kφxφz,Kφzφx近似呈對(duì)稱(chēng)分布;角力交叉剛度系數(shù)Kxφx增大,Kzφz略有減小,Kxφz,Kzφx均有明顯增大;位移力矩交叉剛度系數(shù)Kxφx略有降低,Kzφz逐漸增大,Kxφz略有增大,Kzφx增加量明顯,約為原來(lái)的5倍;整體看,角力交叉剛度系數(shù)與其對(duì)應(yīng)的位移力矩交叉剛度系數(shù)有相似的變化規(guī)律,進(jìn)一步說(shuō)明了計(jì)算結(jié)果的可靠性.

圖5 不同偏心距下剛度系數(shù)

偏心距對(duì)考慮傾斜下的水潤(rùn)滑軸承16個(gè)阻尼系數(shù)影響如圖6所示.

圖6 不同偏心距下阻尼系數(shù)

由圖6可以看出:位移阻尼系數(shù)Cxx隨偏心距增大逐漸增大,Czz隨偏心距增大先降低后保持穩(wěn)定,Czx高于Cxz呈現(xiàn)出線性減小的趨勢(shì),且在數(shù)值上Czx高于Cxz;角阻尼系數(shù)Cφxφx隨偏心距增大先減小后保持穩(wěn)定,Cφzφz受偏心距的影響較大,偏心距0.045 mm時(shí)其數(shù)值約為0.010 mm時(shí)的2.5倍,且遠(yuǎn)高于其他角阻尼系數(shù),Cφxφz和Cφzφx均線性減小,數(shù)值上Cφxφz高于Cφzφx;角力交叉阻尼系數(shù)Cxφx,Czφz隨偏心距增大逐漸增大,兩者數(shù)值上較為接近,Cxφz隨偏心距的增大顯著上升且上升速率逐漸增大,偏心率為0.9時(shí)的系數(shù)約為偏心率0.2時(shí)的6倍,Czφx隨偏心的增大先增大后保持穩(wěn)定;位移力矩交叉主阻尼系數(shù)隨偏心距增大逐漸增大,且Cxφx數(shù)值遠(yuǎn)高于Czφz,Czφx先增大后保持穩(wěn)定,Cxφz變化量約為初始值的6倍,變化規(guī)律與角力交叉阻尼系數(shù)相似.

3.3 傾斜角度對(duì)水潤(rùn)滑軸承動(dòng)特性影響

水潤(rùn)滑軸承在水平和垂直方向均有微小位移擾動(dòng)且保持一定,在不同傾斜角度下其剛度系數(shù)變化如圖7所示,可以看出:隨著軸承傾斜角度增大,位移剛度系數(shù)Kxx略有增大,Kzz逐漸增大且增加速率加快,Kxz和Kzx無(wú)明顯變化,且近似互為相反數(shù);角剛度系數(shù)Kφxφx隨傾角的增大不斷增大且增加速率加快,Kφzφz呈現(xiàn)線性增大,因?yàn)閮A斜變化主要施加在繞x方向的傾斜,所以敏感度相比x方向較低,Kφzφx,Kφxφz數(shù)值上逐漸增大且近似互為相反數(shù);當(dāng)傾斜角從1.0×10-4rad增大至1.5×10-3rad時(shí),角力交叉剛度系數(shù)呈增大趨勢(shì),Kxφx對(duì)傾斜角的敏感度大于Kzφz且數(shù)值約為其3倍,Kzφx對(duì)傾斜角的敏感度大于Kxφz,數(shù)值約為其4倍;位移力矩交叉剛度系數(shù)隨傾斜角的增大呈現(xiàn)上升趨勢(shì),其中Kxφx近似線性增大,Kzφz對(duì)傾斜角度變化的敏感度更高,Kzφx比Kxφz對(duì)傾斜角變化的敏感度高,前者數(shù)值約為后者的3倍.

圖7 不同傾斜角下剛度系數(shù)

不同傾角對(duì)水潤(rùn)滑軸承阻尼系數(shù)的影響如圖8所示.

圖8 不同傾斜角下阻尼系數(shù)

由圖8可以看出:隨著傾斜角度的增大,位移阻尼系數(shù)Cxx逐漸減小,Czz逐漸增大,Cxz,Czx有相同的上升趨勢(shì),且Czx數(shù)值上高于Cxz.角主阻尼系數(shù)Cφxφx增幅不斷增大,Cφzφz呈現(xiàn)出線性增大的變化趨勢(shì),Cφxφz數(shù)值高于Cφzφx,兩者變化趨勢(shì)相同.角力交叉主阻尼系數(shù)Cxφx呈上升趨勢(shì)且逐漸減弱,Czφz近似線性增大,Cxφz不斷增大,Cxφz先減小后增大.位移力矩交叉阻尼系數(shù)Cxφx不斷增加,Czφz近似線性增大,Czφx先減小后增大,Cxφz隨傾斜角的增大不斷增大,位移力矩交叉阻尼系數(shù)總體變化趨勢(shì)近似與對(duì)應(yīng)的角力交叉阻尼系數(shù)變化趨勢(shì)相同.

3.4 偏心距、傾斜角、負(fù)載對(duì)轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性影響

當(dāng)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)載荷恒定,軸頸傾斜時(shí),不同偏心距下軸承中間截面處軸心軌跡如圖9a所示,圖中橫坐標(biāo)Wx及縱坐標(biāo)Wz分別為x方向及z方向響應(yīng).可以看出,隨著偏心距增大,軸承的承載性能得到提升,轉(zhuǎn)子達(dá)到穩(wěn)定的時(shí)間縮短,轉(zhuǎn)子在x,z方向的擾動(dòng)均有所減小,轉(zhuǎn)子平衡位置向x軸正方向移動(dòng),平衡位置z方向位移無(wú)明顯變化,轉(zhuǎn)子偏心率降低,穩(wěn)定性提升.

圖9 中截面處軸心軌跡

當(dāng)轉(zhuǎn)子偏心一定時(shí),不同傾斜角度下轉(zhuǎn)子軸心軌跡如圖9b所示,可以看出,隨著軸頸傾斜角度增大,軸承的承載性能提升,轉(zhuǎn)子達(dá)到平衡位置的時(shí)間縮短,轉(zhuǎn)子在x,z方向的位移擾動(dòng)先增大后減小,轉(zhuǎn)子平衡位置向x軸正方向,z軸負(fù)方向移動(dòng).

當(dāng)水潤(rùn)滑軸承偏心和傾斜保持一定時(shí),不同載荷下轉(zhuǎn)子運(yùn)行到達(dá)平衡位置時(shí)的運(yùn)動(dòng)軌跡如圖9c所示,可以看出,隨著載荷增大,轉(zhuǎn)子位移分量均有所增大,運(yùn)行中的轉(zhuǎn)子向x軸負(fù)方向和z軸正方向運(yùn)動(dòng),當(dāng)達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)后平衡位置的偏心增大,在一體機(jī)葉輪運(yùn)行過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生徑向力,并增大軸承的偏心率,因此在軸承設(shè)計(jì)時(shí)需預(yù)留足夠的偏心率以保障一體機(jī)運(yùn)行過(guò)程中轉(zhuǎn)子的穩(wěn)定性.

3.5 口環(huán)間隙水膜對(duì)轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性影響

當(dāng)轉(zhuǎn)子無(wú)質(zhì)量偏心,不考慮口環(huán)時(shí)轉(zhuǎn)子中心點(diǎn)運(yùn)動(dòng)軌跡如圖10a所示,考慮口環(huán)時(shí)轉(zhuǎn)子的中心點(diǎn)運(yùn)動(dòng)軌跡如圖10b所示,重力作用下四自由度運(yùn)動(dòng)軌跡如圖10c所示.可以看出,當(dāng)一體機(jī)平穩(wěn)運(yùn)行后轉(zhuǎn)子軸心運(yùn)動(dòng)軌跡逐漸收斂于一點(diǎn),相軌跡呈周期性逐漸收斂.

圖10 無(wú)質(zhì)量偏心時(shí)轉(zhuǎn)子響應(yīng)

對(duì)比2種情況的運(yùn)動(dòng)軌跡可以看出,口環(huán)間隙水膜提供的承載性能不可忽視,口環(huán)間隙水膜的存在,使得轉(zhuǎn)子在運(yùn)行過(guò)程中產(chǎn)生的位移擾動(dòng)減小為原來(lái)的1/3,達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)的時(shí)間縮短了2/3.軸頸傾斜時(shí),口環(huán)的存在使得轉(zhuǎn)子渦動(dòng)現(xiàn)象減弱.

透平式能量回收一體機(jī)轉(zhuǎn)子經(jīng)過(guò)嚴(yán)格的平衡測(cè)試,根據(jù)相應(yīng)的技術(shù)要求,轉(zhuǎn)子的質(zhì)量偏心距e=2 μm.當(dāng)轉(zhuǎn)子在不平衡質(zhì)量作用下,轉(zhuǎn)子的軸心軌跡、相軌跡、四自由度運(yùn)動(dòng)軌跡如圖11所示.可以看出:當(dāng)存在不平衡質(zhì)量時(shí),轉(zhuǎn)子運(yùn)動(dòng)軌跡變?yōu)闄E圓形且不斷渦動(dòng);轉(zhuǎn)子軸心在不平衡量的影響下產(chǎn)生高頻的振動(dòng),同時(shí)受轉(zhuǎn)子自身的渦動(dòng)影響,運(yùn)動(dòng)軌跡的圓心也隨時(shí)間改變;考慮口環(huán)后,轉(zhuǎn)子軸心軌跡和相軌跡的渦動(dòng)明顯減弱,且達(dá)到平衡位置的時(shí)間大幅縮短,轉(zhuǎn)子的穩(wěn)定性提高.

圖11 轉(zhuǎn)子不平衡響應(yīng)

考慮口環(huán)后,系統(tǒng)的特征值實(shí)部隨轉(zhuǎn)速的變化如圖12所示,圖中縱坐標(biāo)R為特征值實(shí)部.

圖12 特征值實(shí)部變化曲線

由圖12可以看出,轉(zhuǎn)子的極限轉(zhuǎn)速在40 000～45 000 r/min,當(dāng)轉(zhuǎn)速超過(guò)極限轉(zhuǎn)速時(shí),特征值實(shí)部出現(xiàn)正值,轉(zhuǎn)子不穩(wěn)定運(yùn)行.文中研究對(duì)象的轉(zhuǎn)速為20 000 r/min,遠(yuǎn)小于轉(zhuǎn)子的極限轉(zhuǎn)速,可以穩(wěn)定運(yùn)行.

口環(huán)寬度l2和間隙厚度c對(duì)轉(zhuǎn)子極限轉(zhuǎn)速的影響如圖13所示,可以看出,增大口環(huán)寬度和減小口環(huán)水膜間隙厚度可有效增大轉(zhuǎn)子的極限轉(zhuǎn)速.

圖13 極限轉(zhuǎn)速變化曲線

4 結(jié) 論

綜合考慮轉(zhuǎn)子平動(dòng)、傾斜以及平動(dòng)與傾斜耦合,建立了四自由度動(dòng)力學(xué)模型,研究不同偏心距、傾斜角、載荷下軸承的動(dòng)靜特性和口環(huán)間隙水膜產(chǎn)生的流體動(dòng)壓潤(rùn)滑效應(yīng)對(duì)水潤(rùn)滑轉(zhuǎn)子系統(tǒng)穩(wěn)定的影響,得到結(jié)論如下:

1) 對(duì)于雙軸承的轉(zhuǎn)子系統(tǒng),跨度對(duì)軸承的靜特性有較大影響,跨度增大會(huì)使軸承承載性能降低.軸承偏心距和傾斜角的增大會(huì)使其動(dòng)特性提高,進(jìn)而減小轉(zhuǎn)子渦動(dòng)產(chǎn)生的位移量,并使轉(zhuǎn)子達(dá)到平衡位置的時(shí)間縮短.外界載荷的增大會(huì)增大轉(zhuǎn)子運(yùn)行中的偏移量,但轉(zhuǎn)子達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)的時(shí)間不受其影響.

2) 對(duì)于32系數(shù)動(dòng)力學(xué)模型,偏心距、傾斜角的增大使得剛度、阻尼系數(shù)均有不同程度的增大.當(dāng)傾斜角一定時(shí),偏心距的變化可引起角剛度、角阻尼的變化,而偏心距一定時(shí),傾斜角變化也可引起平動(dòng)剛度和阻尼的變化,表明水潤(rùn)滑軸承為平動(dòng)和傾斜的耦合運(yùn)動(dòng).

3) 口環(huán)間隙水膜產(chǎn)生的流體動(dòng)壓潤(rùn)滑效應(yīng)對(duì)限制轉(zhuǎn)子傾斜具有重要作用不可忽視,考慮該效應(yīng)后,轉(zhuǎn)子運(yùn)行時(shí)的位移擾動(dòng)減小為原來(lái)的1/3,達(dá)到平衡位置的時(shí)間縮短為原來(lái)的1/3,極大地提高了一體機(jī)水潤(rùn)滑轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性.口環(huán)與軸承、轉(zhuǎn)子組成耦合動(dòng)力系統(tǒng),系統(tǒng)隨轉(zhuǎn)速增加出現(xiàn)正實(shí)部的特征值,會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)不穩(wěn)定運(yùn)行,增大口環(huán)寬度和減小口環(huán)水膜間隙厚度可增大轉(zhuǎn)子的極限轉(zhuǎn)速.