張偉政, 趙志宏, 姜 娥, 洪海民

(蘭州理工大學(xué) 石油化工學(xué)院, 甘肅 蘭州 730050)

干氣密封作為旋轉(zhuǎn)機(jī)械最常用的軸封形式，近年來(lái)在超臨界二氧化碳機(jī)組及火箭發(fā)動(dòng)機(jī)等領(lǐng)域得到廣泛使用，在高速、高溫、高壓等特殊工況下干氣密封的穩(wěn)定性問(wèn)題一直是國(guó)內(nèi)外學(xué)者研究的難點(diǎn).干氣密封系統(tǒng)在使用過(guò)程中不僅受氣膜激振力的影響，還受到來(lái)自葉輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)、軸承系統(tǒng)的影響，為了保證機(jī)械設(shè)備的可靠運(yùn)行，研究軸系振動(dòng)、軸承油膜力等因素對(duì)干氣密封系統(tǒng)的穩(wěn)定性顯得尤為重要.李松濤等[1]以迷宮密封-滑動(dòng)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)為研究對(duì)象，采用Muszynska非線性力學(xué)模型對(duì)迷宮密封在不平衡量激勵(lì)下的非線性動(dòng)力穩(wěn)定性進(jìn)行分析，并利用Floquet理論分析了系統(tǒng)失穩(wěn)后的非線性動(dòng)力學(xué)行為.徐華等[2]以機(jī)械密封轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)為研究對(duì)象，建立了考慮機(jī)械密封影響的轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論模型，分析不平衡激勵(lì)下考慮機(jī)械密封系統(tǒng)時(shí)轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)的強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)規(guī)律以及密封結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響.李永[3]以迷宮密封轉(zhuǎn)子系統(tǒng)為研究對(duì)象，綜合分析了軸承油膜力、流體激振力、碰撞、干摩擦等因素對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)特性的影響.沈小要[4]以超超臨界大型汽輪發(fā)電機(jī)組為研究對(duì)象，分析由轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡和油膜渦動(dòng)和油膜振蕩等因素對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)發(fā)生彎扭耦合振動(dòng)問(wèn)題，研究表明隨著氣體壓力的升高系統(tǒng)的失穩(wěn)轉(zhuǎn)速減小，增加了轉(zhuǎn)子系統(tǒng)失穩(wěn)的可能性.王曉艷[5]以轉(zhuǎn)子-軸承-密封系統(tǒng)為研究對(duì)象，建立多齒Muszynska密封力和非線性油膜力共同作用下的轉(zhuǎn)子-軸承-迷宮密封系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型，探尋在多齒密封力和非線性軸承油膜力共同作用下密封系統(tǒng)內(nèi)部流場(chǎng)變化規(guī)律及其非線性動(dòng)力學(xué)特性.劉焰明等[6]以轉(zhuǎn)子-軸承-密封耦合系統(tǒng)為研究對(duì)象，采用數(shù)值積分方法分析了系統(tǒng)的非線性動(dòng)力學(xué)特性.崔穎等[7]以大型汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子-密封-軸承系統(tǒng)為研究對(duì)象，綜合分析了密封的非線性激振力、可傾瓦軸承的彈性支承力、轉(zhuǎn)子阻尼力、不平衡質(zhì)量力和重力等因素以及系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)轉(zhuǎn)子不平衡響應(yīng)和穩(wěn)定性的影響.張萬(wàn)福等[8]以轉(zhuǎn)子-軸承-密封系統(tǒng)為研究對(duì)象，建立軸承-密封耦合作用下的系統(tǒng)有限元模型，并對(duì)軸承、密封動(dòng)力特性系數(shù)進(jìn)行分析求解，研究表明密封流體激振力的存在促進(jìn)軸承內(nèi)油膜失穩(wěn)故障發(fā)生，影響轉(zhuǎn)子-軸承-密封系統(tǒng)的穩(wěn)定性.丁雪興等[9]以氣膜-干氣密封環(huán)為研究對(duì)象，在雙自由度系統(tǒng)軸向振動(dòng)理論基礎(chǔ)上推導(dǎo)干氣密封動(dòng)、靜環(huán)振動(dòng)振幅的解析式，探尋系統(tǒng)的軸向振動(dòng)響應(yīng)規(guī)律.張偉政等[10]以葉輪轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)為研究對(duì)象，利用ANSYS軟件建立有限元模型，對(duì)比分析滿載和空載下系統(tǒng)的各階固有頻率和振型的變化規(guī)律，通過(guò)諧響應(yīng)分析得到以系統(tǒng)不平衡量為體載荷系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)不平衡響應(yīng)曲線.張偉政等[11]以轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)為研究對(duì)象，建立轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)軸向振動(dòng)動(dòng)力學(xué)模型，定性分析干氣密封螺旋角及槽深等結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響.薛建雄[12]以轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)為研究對(duì)象,建立系統(tǒng)振動(dòng)力學(xué)模型以及雙自由度系統(tǒng)振動(dòng)方程，推導(dǎo)得出干氣密封氣膜軸向剛度和阻尼及角向剛度和阻尼的解析式，并通過(guò)搭建轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái),對(duì)不同槽深下干氣密封靜環(huán)振動(dòng)與阻尼進(jìn)行了測(cè)試分析.吳傳揚(yáng)[13]以轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封為研究對(duì)象，探尋干氣密封靜環(huán)振動(dòng)最優(yōu)的螺旋槽角度并分析失穩(wěn)臨界點(diǎn)角度下的混沌現(xiàn)象.目前，國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)非線性動(dòng)力學(xué)研究已取得豐碩成果，其非線性動(dòng)力學(xué)理論基礎(chǔ)也日益完善，但對(duì)特殊工況和不同密封槽型結(jié)構(gòu)參數(shù)下轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響仍有待進(jìn)一步研究.

本文以轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)為研究對(duì)象，綜合考慮軸承油膜力及外界瞬時(shí)激振力對(duì)干氣密封系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響，建立轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)軸向振動(dòng)模型，對(duì)密封系統(tǒng)添加軸向瞬時(shí)擾動(dòng)，并利用近似解析法求解微尺度下的非線性雷諾方程，利用復(fù)函數(shù)和迭代法對(duì)干氣密封氣膜邊值問(wèn)題進(jìn)行推導(dǎo)得出氣膜軸向剛度及軸向阻尼的表達(dá)式，將系統(tǒng)工況參數(shù)及干氣密封槽型結(jié)構(gòu)參數(shù)代入解析式進(jìn)行擬合，推導(dǎo)干氣密封不同槽數(shù)下的氣膜剛度及氣膜阻尼表達(dá)式并編程計(jì)算.通過(guò)分析時(shí)間歷程圖和相軌圖探尋系統(tǒng)軸向振動(dòng)特性最優(yōu)螺旋槽數(shù)范圍，對(duì)比分析不考慮外界擾動(dòng)的干氣密封靜環(huán)-氣膜系統(tǒng)和轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)在實(shí)際工況下干氣密封槽型參數(shù)的穩(wěn)定范圍，探尋受油膜振動(dòng)等任意單向擾動(dòng)對(duì)干氣密封系統(tǒng)軸向穩(wěn)定性的影響規(guī)律，為干氣密封非線性穩(wěn)定性研究及設(shè)計(jì)提供理論指導(dǎo).

1 靜環(huán)-氣膜系統(tǒng)軸向振動(dòng)研究

依據(jù)干氣密封非線性動(dòng)力學(xué)構(gòu)建靜環(huán)-氣膜系統(tǒng)理論模型，建立靜環(huán)-氣膜軸向振動(dòng)模型，通過(guò)耦合求解靜環(huán)-氣膜振動(dòng)方程分析在不同槽數(shù)響應(yīng)下干氣密封系統(tǒng)的穩(wěn)定性，確定干氣密封穩(wěn)定性最優(yōu)的槽數(shù)范圍，為進(jìn)一步分析轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)非線性動(dòng)力穩(wěn)定性提供理論基礎(chǔ).

1.1 靜環(huán)-氣膜系統(tǒng)軸向振動(dòng)模型

為簡(jiǎn)化靜環(huán)-氣膜系統(tǒng)軸向振動(dòng)模型，需做以下假設(shè)條件：

1) 干氣密封動(dòng)環(huán)和靜環(huán)只沿軸向做振動(dòng)運(yùn)動(dòng)，不受角向擾動(dòng)；

2) 干氣密封氣膜軸向振動(dòng)模型簡(jiǎn)化為單自由度受迫振動(dòng)；

3) 干氣密封系統(tǒng)氣膜簡(jiǎn)化為具有非線性阻尼和剛度的彈簧；

4) 假設(shè)外部瞬時(shí)擾動(dòng)力為簡(jiǎn)諧激振力，靜環(huán)軸向振動(dòng)簡(jiǎn)化為簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng).

假定干氣密封系統(tǒng)密封壓力相對(duì)穩(wěn)定，動(dòng)靜環(huán)端面間不存在接觸，氣膜-靜環(huán)系統(tǒng)軸向振動(dòng)基本方程:

m2x″+C2x′+K2x+K3x=F(t)

(1)

式中：K3為彈簧剛度；K2為氣膜剛度；C2為氣膜阻尼；m2靜環(huán)質(zhì)量；x為靜環(huán)振動(dòng)位移；F(t)表示作用在離散質(zhì)量上的力，其大小為

Fi(t)=Pisin(ΩT+τ)

以干氣密封靜環(huán)作為振子，建立氣膜-靜環(huán)系統(tǒng)軸向振動(dòng)模型如圖1所示.

圖1 氣膜-靜環(huán)系統(tǒng)軸向振動(dòng)模型Fig.1 Axial vibration model of gas-static ring system

1.2 氣膜剛度和阻尼表達(dá)式推導(dǎo)

利用近似解析法求解微尺度下的非線性雷諾方程，利用復(fù)函數(shù)和迭代法對(duì)干氣密封氣膜邊值問(wèn)題進(jìn)行推導(dǎo)[14]得到氣體壓力函數(shù)表達(dá)式.給靜環(huán)-氣膜系統(tǒng)添加軸向擾動(dòng)，得到干氣密封氣膜軸向反作用力的壓力增量；利用復(fù)數(shù)和迭代法對(duì)氣膜邊值問(wèn)題進(jìn)行求解，推導(dǎo)出氣膜軸向剛度以及軸向阻尼的解析解.

氣膜推力表達(dá)式：

(2)

無(wú)量綱化

(3)

定義軸向剛度：

由微擾動(dòng)態(tài)壓力下復(fù)數(shù)實(shí)部Re{K}=η(η1cosω+η2sinω)推導(dǎo)無(wú)量綱軸向氣膜剛度：

(6)

系統(tǒng)的軸向氣膜剛度：

(7)

由壓力的復(fù)數(shù)虛部：Im{K}=η(-η1sinω+η2cosω)推導(dǎo)無(wú)量綱軸向氣膜阻尼系數(shù)表達(dá)式：

(8)

軸向氣膜阻尼表達(dá)式：

(9)

1.3 特例計(jì)算

特殊工況下(轉(zhuǎn)速為16 500 r/min)靜環(huán)-氣膜密封系統(tǒng)的幾何運(yùn)行參數(shù)見(jiàn)表1所列.

表1 靜環(huán)-氣膜密封系統(tǒng)運(yùn)行參數(shù)

將工況參數(shù)及干氣密封槽型結(jié)構(gòu)參數(shù)代入軸向氣膜剛度及氣膜阻尼表達(dá)式進(jìn)行擬合，并通過(guò)編程計(jì)算獲得了靜環(huán)-氣膜系統(tǒng)氣膜剛度、振動(dòng)位移與槽數(shù)的三維關(guān)系曲面如圖2所示.

圖2 Kg隨n、x的變化曲面Fig.2 Surface of Kg varying with n and x

通過(guò)分析圖2得出：隨著螺旋槽槽數(shù)的增加，氣膜剛度也隨之增大，且干氣密封螺旋槽槽數(shù)為12、13、14時(shí)干氣密封氣膜剛度最大.為驗(yàn)證該特殊工況下最大氣膜剛度在槽數(shù)為12到14處，將氣膜-靜環(huán)系統(tǒng)數(shù)據(jù)帶入式(7)，步長(zhǎng)為0.000 01擬合出不同螺旋槽槽數(shù)下氣膜剛度和氣膜阻尼表達(dá)式.

螺旋槽數(shù)n=8，系統(tǒng)氣膜剛度與氣膜阻尼擬合表達(dá)式(10,11)，在x=0處的氣膜剛度為Kg=-1.54 N/μm，氣膜阻尼為Cg=0.97 N·s/μm.

Kg=(2.305 010 000×1016n-

1.883 346 101×1017)x3+

(5.162 465 000×1011n-

4.216 255 252×1012)x2+

(3.854 070 000×106n-

3.146 310 136×107)x+

9.590 950 000n-78.262 801 65

(10)

Cg=(1.274 425 000×1016n-

9.917 839 712×1016)x3+

(2.859 455 000×1011n-

2.228 758 336×1012)x2+

(2.138 590 000×106n-

1.669 480 679×107)x+

5.331 580 000n-41.685 155 21

(11)

螺旋槽數(shù)n=12，系統(tǒng)氣膜剛度與氣膜阻尼擬合表達(dá)式(12,13)，x=0處氣膜剛度為Kg=-2.80 N/μm，氣膜阻尼為Cg=-1.19 N·s/μm.

Kg=(-1.870 050 000×1015n+

1.484 719 123×1016)x3+

(-8.147 000 000×1010n+

8.248 165 806×1011)x2+

(-609 050.0n+

6.176 246 184×106)x-

1.517 950 000n+15.418 839 45

(12)

Cg=(3.166 185 000×1016n-

3.825 022 572×1017)x3+

(7.097 590 000×1011n-

8.576 720 152×1012)x2+

(5.303 520 000×106n-

6.410 428 508×107)x+

13.209 800 00n-159.709 780 6

(13)

通過(guò)推導(dǎo)擬合得出不同螺旋槽槽數(shù)下的氣膜剛度和氣膜阻尼表達(dá)式，與氣膜-靜環(huán)系統(tǒng)的軸向振動(dòng)方程(1)聯(lián)立求解，利用四階Runge-Kutta法對(duì)氣膜-靜環(huán)系統(tǒng)軸向振動(dòng)方程進(jìn)行編程求解，獲得干氣密封氣膜-靜環(huán)系統(tǒng)不同螺旋槽數(shù)響應(yīng)下的時(shí)間歷程圖和相軌圖，如圖3所示.

圖3 不同螺旋槽槽數(shù)下的時(shí)間歷程圖和相軌圖

為探究不同螺旋槽槽數(shù)下靜環(huán)-氣膜系統(tǒng)靜環(huán)的最大振幅變化規(guī)律，選取螺旋槽槽數(shù)從6到16的范圍進(jìn)行參數(shù)化分析，分析不同螺旋槽數(shù)響應(yīng)下時(shí)間歷程圖和相軌圖得出靜環(huán)振動(dòng)的最大振幅，在特殊工況下靜環(huán)的最大振幅隨著螺旋槽槽數(shù)的變化曲線如圖4所示.

圖4 靜環(huán)最大振動(dòng)振幅隨螺旋槽槽數(shù)變化曲線Fig.4 Variation curve of maximum vibration amplitude of static ring with the number of spiral grooves

在特殊工況下,螺旋槽槽數(shù)對(duì)靜環(huán)-氣膜系統(tǒng)靜環(huán)振動(dòng)的最大振幅影響不大，振幅最大差值約3 μm.在槽數(shù)變化范圍從6到10和從14到16內(nèi)，槽數(shù)的變化引起最大振幅較大的變化，在槽數(shù)為10～14范圍內(nèi)，靜環(huán)最大振幅基本在1.5 μm左右.實(shí)際工況下，因?yàn)槁菪鄄蹟?shù)的變化，干氣密封系統(tǒng)形成的動(dòng)、靜壓效應(yīng)不同.當(dāng)螺旋槽數(shù)較少時(shí)密封環(huán)槽寬比小，升力墊作用不夠；隨著槽數(shù)增多干氣密封系統(tǒng)靜環(huán)最大振動(dòng)振幅急劇升高，此時(shí)動(dòng)靜環(huán)追隨性變差，干氣密封系統(tǒng)穩(wěn)定性較差，導(dǎo)致密封壩工作面密封性能變差.對(duì)比分析各槽數(shù)響應(yīng)下時(shí)間歷程圖和相軌圖可知，螺旋槽槽數(shù)范圍為10到14時(shí)，單自由度靜環(huán)-氣膜系統(tǒng)中干氣密封氣膜剛度較大且動(dòng)靜環(huán)追隨性較好，此時(shí)干氣密封系統(tǒng)穩(wěn)定性最優(yōu).

2 轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)軸向振動(dòng)研究

轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)中軸承與軸之間為油膜潤(rùn)滑，當(dāng)系統(tǒng)受到外界任意單向干擾時(shí)，油膜振動(dòng)產(chǎn)生的瞬時(shí)激振力會(huì)影響干氣密封氣膜穩(wěn)定性，當(dāng)外界干擾引起密封端面氣膜的變化很大時(shí)會(huì)導(dǎo)致干氣密封動(dòng)靜環(huán)發(fā)生碰撞從而導(dǎo)致密封失效.故以轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)為研究對(duì)象，將轉(zhuǎn)子軸承簡(jiǎn)化成一個(gè)帶有阻尼的彈簧建立系統(tǒng)軸向振動(dòng)模型，分析轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)下螺旋槽槽數(shù)對(duì)于干氣密封靜環(huán)振動(dòng)幅值的影響，為干氣密封系統(tǒng)穩(wěn)定性分析提供理論依據(jù).

2.1 轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)軸向振動(dòng)模型

轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)軸向振動(dòng)模型假設(shè)：

1) 干氣密封端面平行，氣膜流動(dòng)截面不變；

2) 忽略旋轉(zhuǎn)效應(yīng)，不計(jì)氣體質(zhì)量力；

3) 將轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)簡(jiǎn)化為非線性阻尼彈簧；

4) 將干氣密封系統(tǒng)氣膜視為具有非線性阻尼和剛度的彈簧；

5) 將轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)視為雙自由度受迫振動(dòng)系統(tǒng)；

6) 軸系瞬態(tài)激振力假定為簡(jiǎn)諧激振力，其軸向位移假定為簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng).

建立轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)軸向振動(dòng)模型如圖5所示.

圖5 轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)軸向振動(dòng)模型Fig.5 Axial vibration model of rotor-bearing-dry gas seal system

其中：m1為軸系和干氣密封動(dòng)環(huán)的總質(zhì)量；K1為軸承剛度；C1軸承阻尼；x1為動(dòng)環(huán)的振動(dòng)位移；m2為干氣密封靜環(huán)的質(zhì)量；K2為氣膜剛度；C2為氣膜阻尼;x2為靜環(huán)的振動(dòng)位移；K3為彈簧剛度；F1(t)和F2(t)為簡(jiǎn)諧激振力，其大小為Fi(t)=Pisin(ΩT+τ)

2.2 轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)軸向振動(dòng)分析

根據(jù)轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)軸向振動(dòng)模型列出系統(tǒng)離散質(zhì)量運(yùn)動(dòng)方程：

(14)

引入無(wú)量綱變量：

代入式(15)，整理得

(15)

令Y1=X′1,則Y′1=X″1;Y2=X′2,則Y′2=X″2,降階化處理式(16)：

(16)

為探究干氣密封不同槽數(shù)下轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)穩(wěn)定性，選取螺旋槽槽數(shù)從8到16的范圍進(jìn)行參數(shù)化分析，分析不同螺旋槽數(shù)響應(yīng)下時(shí)間歷程圖和相軌圖得出靜環(huán)振動(dòng)的最大振幅，將干氣密封不同螺旋槽槽數(shù)下的參數(shù)μk,2，μc分別代入到式(16)，利用四階Runge-Kutta法對(duì)雙自由度振動(dòng)方程進(jìn)行推導(dǎo)求解，利用Maple軟件編程求解得出不同螺旋槽槽數(shù)響應(yīng)下的時(shí)間歷程圖和相軌圖如圖6和圖7所示.

圖6 不同螺旋槽槽數(shù)下的時(shí)間歷程圖

圖7 不同螺旋槽槽數(shù)下的相軌圖Fig.7 Time phase orbit diagram of different spiral groove number

分析特定工況下不同螺旋槽槽數(shù)響應(yīng)下的時(shí)間歷程圖和相軌圖可知，當(dāng)轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)受到外部瞬時(shí)擾動(dòng)及油膜激振力的影響，雙自由度振動(dòng)系統(tǒng)靜環(huán)振動(dòng)的最大振幅均為20μm左右，且最大振幅明顯大于不考慮轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)振動(dòng)的單自由度氣膜-靜環(huán)系統(tǒng)靜環(huán)的振動(dòng)幅值，進(jìn)一步說(shuō)明轉(zhuǎn)子-軸承對(duì)干氣密封穩(wěn)定性的影響不可忽略.通過(guò)分析不同螺旋槽數(shù)響應(yīng)下時(shí)間歷程圖和相軌圖可知，隨著干氣密封螺旋槽槽數(shù)的變化，盡管雙自由度振動(dòng)系統(tǒng)靜環(huán)振動(dòng)的最大振幅遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于干氣密封氣膜厚度，但由于干氣密封動(dòng)靜環(huán)追隨性較好，干氣密封并未失效.

3 結(jié)論

1) 單自由度靜環(huán)-氣膜系統(tǒng)中，隨著螺旋槽槽數(shù)的增加干氣密封氣膜剛度不斷增強(qiáng).在螺旋槽槽數(shù)為12時(shí)氣膜剛度最大，靜環(huán)-氣膜系統(tǒng)靜環(huán)最大振幅最小，干氣密封穩(wěn)定性最優(yōu).

2) 對(duì)比單自由度靜環(huán)-氣膜系統(tǒng)可知，在雙自由度模型系統(tǒng)中，由于靜環(huán)振動(dòng)不僅受到靜環(huán)本身以及氣膜剛度的影響，還受到轉(zhuǎn)子-軸承的振動(dòng)影響，轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)在相同工況條件及槽型參數(shù)下靜環(huán)振動(dòng)位移大于單自由度靜環(huán)-氣膜系統(tǒng)靜環(huán)振動(dòng)位移，特定工況下，螺旋槽槽數(shù)的變化對(duì)于轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)中的靜環(huán)振動(dòng)最大振幅影響較小，靜環(huán)最大振幅均為20 μm.

3) 轉(zhuǎn)子-軸承-干氣密封系統(tǒng)在實(shí)際工況下干氣密封槽數(shù)的穩(wěn)定范圍為10到14，該槽數(shù)范圍內(nèi)氣膜剛度較大，動(dòng)、靜環(huán)追隨性較好，密封性能好，對(duì)干氣密封槽型參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)及穩(wěn)定性分析提供理論指導(dǎo).