考慮接觸間隙的壓縮機(jī)柔性轉(zhuǎn)子扭振特性研究

關(guān)鍵詞：往復(fù)壓縮機(jī)；碰撞間隙；油膜間隙；剛?cè)狁詈希磺S扭振；共振

中圖分類號：TE974 DOI： 10. 16579/j. issn. 1001. 9669. 2025. 01. 003

0引言

往復(fù)式壓縮機(jī)（圖1）作為增壓輸送、差壓開采的關(guān)鍵設(shè)備，廣泛應(yīng)用于天然氣行業(yè)，而壓縮機(jī)曲軸系存在扭振現(xiàn)象，易導(dǎo)致燒瓦、連接螺栓脫落甚至軸系斷裂等問題，制約著往復(fù)式壓縮機(jī)向高速、多列的方向發(fā)展。由于加工精度、磨損等問題，壓縮機(jī)曲軸系不可避免地存在間隙，使得壓縮機(jī)運(yùn)行后軸系運(yùn)動副發(fā)生頻繁的接觸碰撞，加劇了軸系的扭振現(xiàn)象，影響壓縮機(jī)運(yùn)動精度及動力性能［1］。因此，研究接觸間隙對曲軸系扭振的影響，不僅可以更準(zhǔn)確地探究軸系扭振特性，還能幫助識別潛在的扭振問題，對于優(yōu)化壓縮機(jī)設(shè)計(jì)、提高運(yùn)行效率以及保障壓縮機(jī)安全穩(wěn)定運(yùn)行具有重要意義。

大量學(xué)者開展了考慮間隙對機(jī)構(gòu)的動態(tài)特性的影響研究［2-5］。趙剛練等［6］171-176研究了考慮圓柱鉸接間隙下的多剛體機(jī)構(gòu)的動力學(xué)行為，證明間隙對機(jī)構(gòu)的影響不容忽視。ZHAO等［7］考慮機(jī)器人機(jī)械臂關(guān)節(jié)間隙，建立了含間隙的機(jī)械臂系統(tǒng)動力學(xué)方程，并采用庫侖摩擦考慮摩擦效應(yīng)，結(jié)果表明，間隙導(dǎo)致關(guān)節(jié)接觸力增大，影響了機(jī)械臂控制系統(tǒng)的精度。丁健等［8］9-13基于一種非線性混合碰撞力模型和改進(jìn)了的Coulomb摩擦力模型，研究了間隙運(yùn)動副對曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的動態(tài)特性影響，所得結(jié)論與國外實(shí)驗(yàn)研究較為吻合，證明了方法的可靠性。王旭鵬等［9］74-78建立了一種改進(jìn)的非線性法向碰撞力模型，并研究了間隙值對曲柄滑塊機(jī)構(gòu)動力學(xué)響應(yīng)的影響規(guī)律。郭嘉楠等［10］132-139考慮曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的旋轉(zhuǎn)鉸間隙，并計(jì)入了接觸面形貌的影響，分析了碰撞速度、恢復(fù)系數(shù)及粗糙度等因素對接觸碰撞力的影響規(guī)律，并與其他文獻(xiàn)結(jié)果對比，表明其模型能較為全面地反映機(jī)構(gòu)的動力學(xué)特性。劉福才等［11］240-246研究了不同重力環(huán)境下含間隙曲柄搖桿機(jī)構(gòu)的旋轉(zhuǎn)鉸質(zhì)心運(yùn)動特性，結(jié)果表明間隙越大，旋轉(zhuǎn)鉸質(zhì)心運(yùn)動受影響越大。張樹培等［12］建立了球鉸間隙間的非線性接觸碰撞力模型，對比了解析法與有限元法的碰撞力模型，結(jié)果表明，該模型可以準(zhǔn)確描述球窩在碰撞中的變形以及能力損失。

上述學(xué)者研究了間隙對機(jī)構(gòu)動力學(xué)響應(yīng)的影響，但未考慮構(gòu)件的柔性，結(jié)果與實(shí)際情況有一定差別。除此之外，也有不少學(xué)者考慮了機(jī)構(gòu)的柔性［13］375-385［14］［15］297-307［16］，開展考慮間隙對機(jī)構(gòu)的動態(tài)特性研究。BAUCHAU等［17］提出了一種非線性柔性多體系統(tǒng)中帶間隙關(guān)節(jié)的綜合建模方法?；诖丝紤]了曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的鉸接間隙，研究間隙及潤滑對柔性多體系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)。結(jié)果表明，結(jié)構(gòu)的柔性對接觸力影響較大，潤滑對結(jié)構(gòu)的影響較小。KHEMILI 等［18］882-898 研究了平面柔性曲柄滑塊間隙機(jī)構(gòu)的動力學(xué)行為，在考慮連桿柔性后，沖擊力、滑塊加速度及轉(zhuǎn)矩等均有所減小，并結(jié)合試驗(yàn)驗(yàn)證了仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性。李金玉［19］6-78考慮了曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動副間隙，建立運(yùn)動副空間間隙模型，采用理論和試驗(yàn)相結(jié)合的方法，開展了考慮連桿柔性下間隙對機(jī)構(gòu)運(yùn)動特性的影響研究，驗(yàn)證了考慮運(yùn)動副間隙的多體系統(tǒng)動力學(xué)模型的正確性。鄭恩來等［20］106-120考慮了高速壓力機(jī)多連桿機(jī)構(gòu)曲軸和軸承的間隙，采用LANKARANI 和NIKRAVESH 接觸力模型，求解了含潤滑間隙的柔性連桿機(jī)構(gòu)動態(tài)響應(yīng)，并結(jié)合試驗(yàn)驗(yàn)證了方法的正確性。

除此之外，也有學(xué)者考慮了軸承間隙下油膜剛度和阻尼等參數(shù)對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動穩(wěn)定性的影響研究［21-23］。陳坤旭等［24］采用有限差分法及超松弛迭代法求解了滑動軸承油膜壓力，基于此研究了不同軸承間隙下動態(tài)特性系數(shù)對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的響應(yīng)規(guī)律。結(jié)果表明，調(diào)整軸承半徑間隙，可以有效減小轉(zhuǎn)子的不平衡振動。魏維等［25］采用有限差分法，求解滑動軸承油膜壓力，基于此采用壓力擾動法求解軸承動態(tài)特性系數(shù)，開展了軸承間隙對軸承剛度、阻尼以及轉(zhuǎn)子失穩(wěn)情況的影響研究。結(jié)果表明，減小軸承間隙、增大寬度可以提高轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)穩(wěn)定性。王本宏等［26］以大型水泵轉(zhuǎn)子系統(tǒng)為研究對象，開展了滑動軸承油膜剛度對轉(zhuǎn)子動力學(xué)特性的影響研究，結(jié)果表明，交叉剛度對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性影響較大。但未考慮油膜間隙對結(jié)構(gòu)固有頻率的影響并將之運(yùn)用于曲軸系扭振的研究之中。

上述研究表明，運(yùn)動間隙以及機(jī)構(gòu)柔性均對機(jī)構(gòu)的運(yùn)動精度及動態(tài)響應(yīng)影響較大，但上述研究對象大多針對簡單的平面運(yùn)動機(jī)構(gòu)，考慮接觸間隙對柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)固有頻率及扭振的相關(guān)影響研究鮮有報(bào)道。因此，考慮壓縮機(jī)曲軸系的襯套-銷軸空間圓柱鉸間隙，開展碰撞間隙產(chǎn)生的不穩(wěn)定碰撞力對曲軸系動態(tài)響應(yīng)的影響研究，綜合考慮襯套-銷軸碰撞間隙、曲軸-軸承油膜間隙，開展接觸間隙對曲軸系臨界轉(zhuǎn)速的影響規(guī)律研究，并判斷軸系的共振情況，為壓縮機(jī)曲軸系避開共振區(qū)間、保障穩(wěn)定運(yùn)行提供理論依據(jù)。

1壓縮機(jī)曲軸系含間隙動力學(xué)模型建立

1. 1含碰撞間隙的轉(zhuǎn)動副接觸力模型

考慮曲軸系中連桿襯套及十字頭銷接觸間隙，間隙系統(tǒng)初始構(gòu)型為間隙轉(zhuǎn)動關(guān)節(jié)的襯套與銷軸中心重合的位置；當(dāng)發(fā)生碰撞接觸時，碰撞插入深度為δ，如圖2所示，碰撞接觸點(diǎn)為Q，連桿襯套孔半徑為r₁，銷軸半徑為r₂。

2. 2曲軸系剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)仿真模型建立

2. 2. 1曲軸系模型建立及簡化

往復(fù)式壓縮機(jī)技術(shù)參數(shù)如1表所示。

忽略油孔、螺栓孔等結(jié)構(gòu)，建立并簡化曲軸系的三維模型如圖4所示。

2. 2. 2材料屬性及仿真條件設(shè)置

曲軸系關(guān)鍵零部件材料屬性如表2所示。

曲軸的柔性對軸系的振動響應(yīng)影響較大，采用Ansys APDL對曲軸存在運(yùn)動副連接的位置建立剛性區(qū)域，采用Lanczos 法獲得模態(tài)中性文件［34-35］，導(dǎo)入Adams建立剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)仿真模型，對電動機(jī)轉(zhuǎn)子添加轉(zhuǎn)速，對活塞兩側(cè)施加氣體力，同時采用沖擊函數(shù)對襯套-銷軸間施加碰撞接觸力，完成剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)仿真模型的建立。

2. 3含碰撞間隙的曲軸系受迫振動響應(yīng)分析

根據(jù)所建立的曲軸系柔性模型，對含間隙的曲軸系剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型開展仿真計(jì)算，忽略初始迭代誤差后，提取并分析軸系第2周期的動力學(xué)響應(yīng)。

2. 3. 1活塞運(yùn)動特性

圖5對比了剛性鉸接、柔性鉸接以及柔性間隙3種連接形式，其中，剛性鉸接位移幅值-673. 58 mm，柔性鉸接位移幅值為-673. 6mm，柔性間隙位移幅值為-673. 57 mm，3種連接形式下活塞的位移、速度時域曲線的變化情況基本吻合，但由于間隙的存在，柔性間隙形式下的位移幅值偏大，與剛性鉸接模型的位移幅值差為0. 028 mm，在間隙容許度0. 08mm之內(nèi)；剛性鉸接形式下活塞速度曲線表現(xiàn)平穩(wěn)，柔性鉸接形式與柔性間隙形式下活塞速度曲線的相位均比剛性鉸接形式下更較前，但柔性鉸接形式下力的傳導(dǎo)更好，活塞速度曲線波動最大，幅值為7. 064 m/s，由于間隙的存在，柔性間隙形式下活塞速度曲線在達(dá)到峰值后還存在二次沖擊，產(chǎn)生第2 個波峰；在活塞加速度曲線中，柔性鉸接及剛性鉸接形式下加速度變化比較平穩(wěn)，幅值分別為1 301. 8、1 297. 8 m/s²，而柔性間隙形式下在波峰和波谷處發(fā)生了非線性振蕩，這是由于此時活塞運(yùn)動到極限位置，間隙碰撞力最大導(dǎo)致，這種變化規(guī)律與文獻(xiàn)［18］882-898、文獻(xiàn)［19］6-78中的試驗(yàn)變化規(guī)律基本一致；在速度-加速度相圖中，剛性鉸接形式下的曲線光滑無波動，表現(xiàn)出理想的運(yùn)動狀態(tài)，柔性鉸接形式下曲線略有波動，而柔性間隙模型下的相圖具有明顯的非線性特性，線條波動較大，證明了碰撞間隙的存在會影響曲軸系運(yùn)動的穩(wěn)定性。

2. 3. 2襯套質(zhì)心軌跡

分析圖6可知，4列連桿襯套質(zhì)心軌跡在XY面的映射形狀都大致呈橢圓形，從映射曲線的初始位置來看，襯套1與襯套2的映射形狀比較類似，而襯套3與襯套4的映射形狀更類似，這是因?yàn)橐r套1和襯套2、襯套3和襯套4的布置關(guān)系分別處在相對曲軸主軸頸段對稱布置的第1、2列曲柄連桿機(jī)構(gòu)上。

襯套1在X 向軌跡的位移最大，為88. 9064mm，襯套3在Y 向軌跡的位移最大，為0. 0539mm。在考慮0. 04mm的半徑間隙下，襯套質(zhì)心軌跡在壓縮方向即X 向的總位移均在88. 98 mm以內(nèi)，在重力方向即Y向的總位移不超過0. 08mm，均未超過間隙的總?cè)菰S量。因此，考慮碰撞間隙后的壓縮機(jī)曲軸系運(yùn)動規(guī)律符合實(shí)際情況。

2. 3. 3曲柄銷扭轉(zhuǎn)角位移

圖7（a）所示為曲軸4列曲柄銷段扭轉(zhuǎn)角位移的時域變化曲線。由圖7（a）可知，整體呈現(xiàn)周期性二波峰狀態(tài)，在時間為0. 011 s時首次出現(xiàn)最大波峰，此時曲軸旋轉(zhuǎn)了90°左右，第1、2列活塞處于最遠(yuǎn)行程位置，各曲柄銷峰值分別為-0. 050° 、-0. 031° 、0. 037° 、0. 051°；在時間為0. 031s左右出現(xiàn)第2個峰值，此時曲軸旋轉(zhuǎn)了270°左右，第1、2列活塞處于最近行程位置，各曲柄銷峰值分別為-0. 030°、-0. 019°、0. 022°、0. 031°。其中，曲軸第1、2列曲柄銷的變化趨勢一致，第3、4列曲柄銷的變化趨勢一致，且第1、4列曲柄銷扭轉(zhuǎn)角位移最大，但方向相反，說明第1、4列曲柄銷的不穩(wěn)定程度更高。

將第1、4列曲柄銷的扭轉(zhuǎn)角位移求差，對相對扭轉(zhuǎn)角位移進(jìn)行快速傅里葉變換，繪制前10個幅值頻率對應(yīng)的頻幅特性曲線，對比分析含間隙與不含間隙兩種情況下的相對扭振角位移頻幅特性，如圖7（b）所示。兩者由多個頻率成分構(gòu)成，除去頻率為0的恒量，均在50、100、150、200Hz左右出現(xiàn)峰值，前4個非零頻率對應(yīng)幅值占比均達(dá)到85%以上，且頻率越高，幅值越小，表明低階頻率對軸系角位移影響較大。相比無間隙的情況下，考慮間隙后曲軸系前10個頻率成分對應(yīng)的扭轉(zhuǎn)角位移幅值有所增大，證明碰撞間隙對曲軸系扭轉(zhuǎn)角位移的頻幅特性具有一定影響。

2. 3. 4主軸頸角速度波動

分析圖8可知，曲軸系表現(xiàn)出轉(zhuǎn)速的協(xié)同不匹配性。其中，圖8（a）所示為主軸頸各軸段的角速度波動情況，各主軸頸軸段角速度波動的變化趨勢基本一致。第1列主軸頸靠近聯(lián)軸器端，轉(zhuǎn)速基本穩(wěn)定在155. 6 rad/s；第4 列主軸頸轉(zhuǎn)速波動范圍最廣，最大幅值為156. 026 rad/s，比第1列增大了0. 27%，可知第4列主軸頸的振動情況最劇烈，這與第2. 3. 3節(jié)的結(jié)論一致。

圖8（b）為考慮碰撞間隙與不考慮間隙兩種情況下第4列主軸頸角速度波動與第1列主軸頸角速度波動之差對應(yīng)的頻譜圖。由圖8（b）可知，兩種情況下均在50、100、150、200Hz處出現(xiàn)幅值，且前4個非零頻率對應(yīng)幅值占比均達(dá)到66%以上，同樣呈現(xiàn)出頻率越高，幅值越小的變化趨勢；考慮間隙后曲軸系扭轉(zhuǎn)角位移幅值整體上均高于不含間隙情況下的幅值，表明碰撞間隙對曲軸系扭轉(zhuǎn)角位移的頻幅特性具有一定影響。

由前述分析可知，間隙整體上增大了軸系扭轉(zhuǎn)角位移及角速度幅值，加劇了軸系的低頻振動，影響著曲軸系的運(yùn)動精度和受力穩(wěn)定性。為了準(zhǔn)確分析曲軸系低階共振的情況，開展考慮間隙影響下曲軸系的共振情況尤為重要。

3考慮綜合間隙的有預(yù)應(yīng)力下曲軸系模態(tài)分析

文獻(xiàn)［9］74-78、文獻(xiàn)［15］297-307、文獻(xiàn)［32］122-127指出，間隙以及零件的柔性對運(yùn)動系統(tǒng)的受力以及運(yùn)動精度具有較大影響。在模態(tài)分析中，曲軸所受載荷會轉(zhuǎn)化為預(yù)應(yīng)力，影響曲軸系的結(jié)構(gòu)剛度及變形，從而改變曲軸系的固有頻率，因此開展考慮預(yù)應(yīng)力的曲軸系模態(tài)分析具有實(shí)際意義［36-37］?；谇笆龇治?，在考慮襯套-銷軸碰撞間隙的基礎(chǔ)上，結(jié)合有限元法和有限差分法，計(jì)入曲軸-軸承油膜間隙，開展綜合間隙對曲軸系臨界轉(zhuǎn)速的影響規(guī)律研究。

3. 1曲軸系預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析

滑動軸承的油膜剛度及阻尼影響著曲軸系的穩(wěn)定性，對軸承動態(tài)特性系數(shù)的求解是準(zhǔn)確分析曲軸系扭振響應(yīng)的基礎(chǔ)?；瑒虞S承參數(shù)如表3所示。

根據(jù)第1. 2節(jié)理論分析，基于Matlab采用有限差分法及超松弛迭代法求解軸承油膜壓力，然后采用壓力擾動法求解滑動軸承動態(tài)特性系數(shù)，如表4所示。

為保證仿真效率，將活塞、活塞桿、十字頭、連桿小頭等往復(fù)部件進(jìn)行等效簡化［38-39］，除此之外，電動機(jī)轉(zhuǎn)子上各安裝的部件（如平衡環(huán)、擋風(fēng)圈、內(nèi)風(fēng)扇、外風(fēng)扇等）也影響著曲軸系的扭轉(zhuǎn)特性，將其等效質(zhì)量及等效轉(zhuǎn)動慣量施加到曲柄銷的慣性節(jié)點(diǎn)上，具體等效參數(shù)如表5所示。

然后將考慮襯套-銷軸碰撞間隙下的曲柄銷載荷及電動機(jī)輸入轉(zhuǎn)矩施加給簡化后的曲軸系，并對主軸承位置施加油膜剛度及阻尼，完成軸承支撐，建立預(yù)應(yīng)力模態(tài)仿真模型。

3. 2曲軸系模態(tài)仿真結(jié)果及分析

由于低階模態(tài)對結(jié)構(gòu)的振動影響較大，所以，對曲軸進(jìn)行前8階的考慮油膜間隙（含綜合間隙）和不考慮油膜間隙（僅含碰撞間隙）的有預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析。其中，考慮油膜間隙的前8階模態(tài)信息及振型如圖9、圖10所示。

由圖10可知，從振型來看，曲軸系第1、6階振型相同，而其余階數(shù)下都具有一定差別。其中，不考慮油膜間隙時，曲軸系前8階振型有扭轉(zhuǎn)和彎曲兩種形式，且扭轉(zhuǎn)振型占比75%，為主要振動形式，這是由于支撐剛度較大，所以發(fā)生彎曲和橫向振動的可能性較小?？紤]油膜間隙后，曲軸系前8階振型有扭轉(zhuǎn)、彎曲及彎扭3種形式，且彎扭振型占比75%，為主要振動形式，這是由于油膜的支撐作用，降低了曲軸系的支撐剛度，增加了曲軸系發(fā)生彎扭變形的概率，這也更加符合工程實(shí)際。

從頻率來看，同樣有曲軸系第1、6階固有頻率基本相同，而其余階數(shù)下都具有一定差別，且在第3、8階固有頻率相差最大，分別為72. 8、71. 24 Hz。整體來看，考慮油膜間隙后，曲軸系固有頻率有所降低，可知間隙對曲軸系低階模態(tài)具有較大影響。

3. 3額定轉(zhuǎn)速下曲軸系共振分析

往復(fù)式壓縮機(jī)曲軸系驅(qū)動電動機(jī)的基頻為24. 77 Hz，根據(jù)API 618標(biāo)準(zhǔn)［40］規(guī)定可知，曲軸系的扭轉(zhuǎn)固有頻率（Torsional Natural Frequency，TNF）不應(yīng)該落入運(yùn)行轉(zhuǎn)速的10%以內(nèi)，也不應(yīng)在10倍及10倍以下轉(zhuǎn)速任何倍數(shù)的5%以內(nèi)。因此，軸系前8階固有頻率以及驅(qū)動頻率1～10倍±5%的頻率范圍如表6所示。

由表6可知，第4、5階固有頻率落入了6倍驅(qū)動頻率的5%范圍內(nèi)，軸系易發(fā)生共振，且由于圖7（b）、圖8（b）頻域分析中的50、100、150、200 Hz的頻率峰值落入了第2、4、6、8倍的驅(qū)動頻率5%范圍內(nèi)，也解釋了第2. 3. 3節(jié)及第2. 3. 4節(jié)中頻譜圖出現(xiàn)峰值的原因?；诖?，繪制壓縮機(jī)曲軸系Campbell圖，如圖11、圖12所示。

圖11、圖12中，橫線表示臨界轉(zhuǎn)速，斜線為共振轉(zhuǎn)速，當(dāng)兩線相交點(diǎn)處于工作轉(zhuǎn)速1486r/min的上下10%范圍內(nèi)時，軸系發(fā)生共振。對比圖11、圖12可知，在同一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，不考慮曲軸-軸承的油膜間隙時，曲軸共振轉(zhuǎn)速點(diǎn)有6個，且分布較為集中；而考慮曲軸-軸承的油膜間隙后，曲軸系的共振轉(zhuǎn)速點(diǎn)相對減少，但分布更廣。在低階下曲軸系發(fā)生2階彎扭共振，第2 階臨界轉(zhuǎn)速相比不考慮油膜間隙時降低了38. 55%；在高階下發(fā)生8階扭轉(zhuǎn)共振，第8階臨界轉(zhuǎn)速相比不考慮油膜間隙時增大了21. 92%，故考慮油膜間隙后曲軸系的共振范圍更廣，發(fā)生共振的概率更大。因此，得到與常規(guī)考慮的調(diào)整結(jié)構(gòu)參數(shù)、增設(shè)減振器等不一樣的避振措施，即可以考慮通過合理調(diào)整接觸間隙使曲軸系避開共振區(qū)間。

4結(jié)論

針對高速往復(fù)式壓縮機(jī)曲軸系統(tǒng)，考慮了襯套-銷軸碰撞間隙、曲軸-軸承油膜間隙兩種形式下的接觸間隙，基于Hertz接觸理論及多體動力學(xué)理論，開展了考慮接觸間隙的壓縮機(jī)柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)扭振特性研究，主要內(nèi)容及結(jié)論如下：

1）建立了含碰撞間隙的壓縮機(jī)曲軸系剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)模型，開展了考慮碰撞間隙的曲軸系受迫振動響應(yīng)分析，分析得知曲軸系運(yùn)動規(guī)律符合要求，且第4列曲柄振動響應(yīng)最為劇烈，扭轉(zhuǎn)角位移幅值為0. 051°，角速度幅值為156. 026rad/s，曲軸系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速協(xié)同性、匹配性差。

2）基于碰撞間隙的求解結(jié)果，計(jì)入曲軸-軸承油膜間隙對曲軸系動態(tài)響應(yīng)的影響，通過有限差分法和超松弛迭代法，求解軸承油膜壓力，并基于壓力擾動法求解了軸承油膜剛度和阻尼。

3）綜合考慮了襯套-銷軸碰撞間隙和曲軸-軸承油膜間隙，開展了考慮預(yù)應(yīng)力下的曲軸系模態(tài)分析，對比分析了考慮油膜間隙和不考慮油膜間隙下曲軸系的共振情況。結(jié)果表明，在同一轉(zhuǎn)速范圍帶內(nèi)，考慮油膜間隙下的曲軸系支撐剛度降低，共振轉(zhuǎn)速點(diǎn)減少，但共振階次更高，第2階臨界轉(zhuǎn)速相比不考慮油膜間隙時降低了38. 55%，而第8階臨界轉(zhuǎn)速相比不考慮油膜間隙時增大了21. 92%，臨界轉(zhuǎn)速范圍更廣，共振概率加大。研究結(jié)果為避免曲軸系發(fā)生共振提供了一種新的思路。