我國對微型燃氣輪機轉子—浮環軸承系統的研究起步較晚，對其理論和實驗都還未充分掌握，所以需要借鑒對渦輪增壓器（圖1-2）中軸系的設計經驗，結構設計中的關鍵參數再由實驗來確定。經實驗表明渦輪增壓器在工作過程中，經常會發生振動過大或者發生破壞性事故，嚴重影響整機的正常工作。經分析原因為轉子—浮環軸承系統在工作過程中會出現多形式的失穩現象，軸系失穩的主要原因是轉子—浮環軸承系統具有很強的非線性，其中油膜的非線性為主導因素，在高速、重載條件下，這些非線性因素導致了整機的破壞。

在對滑動軸承以及可傾瓦軸承的研究中，一般采用傳統的線性油膜力模型，也即不考慮非線性因素的八參數油膜力模型，該線性化的油膜力模型基本能夠滿足對簡單軸承特性的分析。國內對浮環軸承的研究中，也采用了線性化的油膜力模型，而在浮環軸承工作過程中，油膜力存在很強的非線性，沒有充分考慮以及掌握浮環軸承油膜的非線性勢必會因為缺乏理論指導而造成參數選擇不合理，進而導致系統動力學特性不佳的后果，嚴重影響了對微型燃氣輪機研制的進度，至今尚未完全掌握這些事故發生的機理。目前主要通過實驗的方法來了解轉子—浮環軸承系統的動力學特性，缺乏理論指導。

為了提高轉子—浮環軸承的可靠性和經濟性，必須對浮環軸承的承載能力進行研究，用什么樣的方法來實現對承載能力的求解是問題的核心。同時，浮環軸承油膜的穩定性也是研究浮環軸承的主要內容之一，目前國內只是提出了一些研究浮環軸承油膜穩定性的方法，但并沒有針對實際微型燃氣輪機轉子—浮環軸承系統進行研究。另外，浮環是浮環軸承的重要組成部分，在工作過程中，浮環會在各種因素的影響下引起徑向變形而影響浮環軸承正常工作，所以需要對浮環的徑向變形進行研究。

求解浮環軸承油膜壓力分布是研究承載力、流量的必要途徑，而求解油膜壓力分布的核心在于求解 Reynolds 方程。有限差分法可以很好的實現Reynolds 方程的求解，有限差分法中需要用到不同轉速下的偏心率，這使得有限差分法的程序難以實現。DyRoBeS軟件可以分析浮環軸承的油膜壓力，能夠得到油膜壓力分布圖和不同轉速下的偏心率，所得到的偏心率可為有限差分法服務，最后可以將 DyRoBeS軟件和有限差分法所得的結果進行比較。

浮環軸承具有內外兩層油膜，如圖 2-2 所示，因此會有 2 個 Reynolds 方程與其相對應。根據滑動軸承潤滑的基本理論，推導出浮環軸承內外油膜的 Reynolds方程，如公式（2-2）和（2-3）所示。對于外層油膜的 Reynolds 方程，公式（2-2）右側的速度項只涉及到浮環的轉速，然而，對于內層油膜的 Reynolds 方程，公式（2-3）右側的速度項涉及到了浮環和軸頸的轉速。

經過一系列推導，得到浮環轉速和轉子轉速的近似關系式，如下公式所示。

該關系反應了環速比為 0.34，通常的環速比為 0.2~0.4 之間，所以本文得到的環速比比較合理。環速比是個非常關鍵的參數，它貫穿本論文的所有研究內容。

由推導出的內外層無量綱油膜壓力的表達式可以看出：同樣的條件下，外油膜的油膜壓力主要取決于浮環轉速，內層油膜的油膜壓力主要取決于浮環轉速和軸頸轉速，這樣浮環軸承內層油膜壓力大于外層油膜壓力，很多學者通過理論和實驗已經證實內層油膜壓力大于外層的油膜壓力的結論。油膜壓力小，則對應的承載能力就小；油膜壓力大，則對應的承載能大，所以在分析浮環軸承承載能力時，只分析外層的油膜壓力即可。在一定條件下，轉子轉速和偏心率同時影響軸承油膜壓力的分布。

將浮環、軸頸以及兩者之間的油液看成一個整體，則浮環軸承的外層油膜就相當于一個滑動軸承，所以可以完全按照分析滑動軸承油膜的方法來分析浮環軸承外層油膜。本小節應用DyRoBeS軟件對浮環軸承外層油膜進行分析，得到了不同轉速下的油膜壓力分布圖、偏心率的變化規律。這樣就可為有限差分法求提供不同轉速下的偏心率，并且可以將 DyRoBeS分析的結果與有限差分法分析的結果進行對比，圖 2-3 為運用DyRoBeS軟件和有限差分法對符合軸承外層油膜壓力進行求解分析的流程圖。

將外層油膜參數（表 2-1）輸入DyRoBeS軟件中，經分析得到了浮環轉速為3400 r/min（轉子轉速為 10000 r/min）、10200 r/min（轉子轉速為 30000 r/min）和17000 r/min（轉子轉速為50000 r/min）時外油膜壓力分布圖，如圖2-4所示。DyRoBeS軟件分析得到的DyRoBeS軟件很好的實現了對滑動軸承的動態分析，每一油膜壓力分布圖中可以得知該轉速下的偏心率（浮環偏心率）、最大油膜壓力等信息。為了更直觀的分析偏心率、最大油膜壓隨浮環轉速變化而變化的規律，運用 MATLAB繪制出了偏心率、最大油膜壓力隨轉速變化而變化的曲線，如圖 2-5 和 2-6 所示。

由圖 2-5 和 2-6 得出了：隨著浮環轉速的增大，浮環偏心率逐漸減小并趨于定值，最大油膜壓力也逐漸減小并趨于定值。浮環靜止時，在軸頸及浮環重力的作用下，使得浮環形心處于最下方，也即偏心率最大，此時沒有形成動壓油膜，所以油膜受到的擠壓作用也最大。隨著浮環轉速的升高，浮環和固定軸瓦間逐漸形成動壓油膜，浮環的形心開始向右上方移動，這樣浮環的偏心率逐漸減小，最大壓力也逐漸減小。

將浮環轉速為 3400 r/min、10200 r/min 和 17000 r/min 時浮環偏心率和外油膜最大油膜壓力列入表 2-2 中，以便為有限差分法分析油膜壓力提供必要數據。

本課題為國家自然科學基金面上項目“微型燃氣輪發電機高速轉子—浮環/半浮環軸承系統的動力學設計方法研究”的子項目。文章結論中的部分條目如下：

（1）運用DyRoBeS軟件和有限差分法對浮環軸承的油膜壓力分布進行了比較計算，得出了浮環軸承的偏心率隨著轉速增大而減小的動態變化規律，外層油膜的最大壓力隨著轉速的增大而減小的變化規律。

（2）首次運用DyRoBeS軟件計算、分析了不同轉速下浮環軸承油膜的等效剛度和阻尼，得出了浮環軸承雙油膜四個剛度和四個阻尼的特性系數及其隨轉速變化而變化的規律，即：Kxx、Kyx、Cxy、Cyx隨著轉速的增大而增大；Kyy、Cxx、Cyy隨著轉速的增大而減小；交叉剛度 Kxy在一定轉速范圍內出現了較大波動。在此基礎上，應用 Routh-Hurwitz 穩定判據分析了浮環軸承油膜的穩定性，為實際微型燃氣輪機轉子—浮環軸承系統的設計提供了重要理論依據。