葛原琿，徐武彬，李 冰，魏晉鵬

（廣西科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，廣西 柳州 545006）

1 引言

現(xiàn)階段滑動(dòng)軸承憑借其承載能力大，旋轉(zhuǎn)精度高等優(yōu)點(diǎn)被廣泛應(yīng)用于工程實(shí)際中，故滑動(dòng)軸承系統(tǒng)的運(yùn)行穩(wěn)定性是影響旋轉(zhuǎn)機(jī)械設(shè)備安全運(yùn)轉(zhuǎn)的重中之重，且研究針對(duì)轉(zhuǎn)子形位誤差對(duì)其軸承系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定性影響一直是轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)領(lǐng)域內(nèi)的關(guān)鍵問(wèn)題之一。而在文獻(xiàn)[1]通過(guò)實(shí)驗(yàn)觀察發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)子不對(duì)中可以被認(rèn)為是繼轉(zhuǎn)子動(dòng)不平衡后的常見(jiàn)的故障。但這并沒(méi)有引起相關(guān)研究人員的足夠重視。文獻(xiàn)[2]使用“不對(duì)中”一詞來(lái)表示由于不同物理過(guò)程而導(dǎo)致的轉(zhuǎn)子與軸承中心軸線出現(xiàn)偏差的現(xiàn)象，并對(duì)各種的轉(zhuǎn)子不對(duì)中的現(xiàn)象進(jìn)行分析。現(xiàn)如今根據(jù)各類文獻(xiàn)以及大量故障實(shí)例得出轉(zhuǎn)子不對(duì)中誤差是指軸瓦與軸頸之間存在角度錯(cuò)位的現(xiàn)象，即是指基于軸瓦和軸頸的中心軸線在相互不平行的情況下，軸頸的中心軸線在沿著軸瓦中心軸線所在的水平面內(nèi)和垂直于該水平面的豎直平面內(nèi)分別存在一個(gè)擺動(dòng)角和偏斜角，其角度不同，導(dǎo)致轉(zhuǎn)子不對(duì)中誤差的程度也不同。而該誤差的存在將會(huì)導(dǎo)致潤(rùn)滑油油膜厚度的急劇減小，其中的潤(rùn)滑油膜則是保持發(fā)生相互擠壓或相互運(yùn)動(dòng)的兩表面不會(huì)直接接觸的原因。而油膜厚度的降低，會(huì)很大程度上改變軸承內(nèi)部原有的壓力場(chǎng)以及溫度場(chǎng)[3]，且存在轉(zhuǎn)子不對(duì)中誤差的滑動(dòng)軸承內(nèi)部的最大油膜壓力會(huì)遠(yuǎn)高于正常情況下的滑動(dòng)軸承，產(chǎn)生較為嚴(yán)重的邊緣載荷。由于轉(zhuǎn)子不對(duì)中誤差程度的不確定性，進(jìn)而可能會(huì)發(fā)生油膜破裂，導(dǎo)致軸承的內(nèi)部磨損，例如劃傷，嚴(yán)重影響其承載性能[4]。因此，分析滑動(dòng)軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定性時(shí)考慮轉(zhuǎn)子不對(duì)中誤差對(duì)其穩(wěn)定性的影響顯得尤為重要。

現(xiàn)有文獻(xiàn)更集中于研究考慮轉(zhuǎn)子不對(duì)中存在時(shí)滑動(dòng)軸承系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性和潤(rùn)滑特性。文獻(xiàn)[5]通過(guò)仿真的方法提出了不對(duì)中轉(zhuǎn)子的動(dòng)態(tài)特性。文獻(xiàn)[6]通過(guò)建立數(shù)值模型分析可傾瓦軸承與內(nèi)部轉(zhuǎn)子發(fā)生角度偏差的原因。文獻(xiàn)[7]分析了考慮垂直方向上轉(zhuǎn)子不對(duì)中滑動(dòng)軸承的動(dòng)態(tài)性能。文獻(xiàn)[8]建立有限元模型對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)的頻譜成分進(jìn)行分析，進(jìn)而得到判斷轉(zhuǎn)子不對(duì)中故障的診斷信息。文獻(xiàn)[5-8]均是研究了考慮轉(zhuǎn)子不對(duì)中時(shí)滑動(dòng)軸承系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性。文獻(xiàn)[9]通過(guò)試驗(yàn)分析了軸受載荷狀態(tài)下引起的軸頸傾斜對(duì)滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑特性的影響規(guī)律。文獻(xiàn)[10]研究了轉(zhuǎn)子偏差角度對(duì)氣體靜壓軸承內(nèi)部氣膜壓力分布的影響。文獻(xiàn)[11-12]均使用有限差分法計(jì)算雷諾方程獲得油膜壓力，并進(jìn)行分析得到了轉(zhuǎn)子不對(duì)中對(duì)滑動(dòng)軸承穩(wěn)態(tài)油膜潤(rùn)滑特性的影響規(guī)律。但均未能進(jìn)一步表征轉(zhuǎn)子不對(duì)中誤差對(duì)軸承系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定性等特性的影響規(guī)律。

建立了計(jì)入轉(zhuǎn)子偏斜角誤差的滑動(dòng)軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，并提出對(duì)其非線性動(dòng)力學(xué)分析以及計(jì)算方法，進(jìn)而研究不同程度轉(zhuǎn)子偏斜角誤差對(duì)系統(tǒng)基于Op參數(shù)的運(yùn)行穩(wěn)定性等特性所造成的影響。

2 滑動(dòng)軸承油膜力模型及計(jì)算方法

2.1 計(jì)入轉(zhuǎn)子偏斜角誤差的滑動(dòng)軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型及油膜厚度

一剛性理想圓轉(zhuǎn)子滑動(dòng)軸承系統(tǒng)的油膜力模型，如圖1 所示。

圖1 理想圓軸頸滑動(dòng)軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型Fig.1 Dynamic Model of Symmetric Rigid Journal Bearing System

其中，軸瓦的軸心為Ob，軸頸軸心為Oj。Ob與Oj之間的距離即為偏心距e，rb和rj分別表示軸瓦和軸頸的半徑，h0代表任意處油膜厚度，當(dāng)其處于穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)時(shí)，由滑動(dòng)軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)及其位置角θ 姿態(tài)角Φ，以及余弦定理可推導(dǎo)出圖1 中滑動(dòng)軸承內(nèi)部任意位置的油膜厚度h0：

式中：c—滑動(dòng)軸承的軸間間隙，即c=rb-rj；

代入式（1）得：

化簡(jiǎn)得：

通過(guò)觀察和驗(yàn)算可得，滑動(dòng)軸承的偏心距e 相比其軸頸半徑rj而言在數(shù)量級(jí)上微乎其微，故將式（2）中e2與（ecosθ）2兩項(xiàng)略去，其中，ε 為滑動(dòng)軸承的偏心率，ε=e/c 代入化簡(jiǎn)得：

在其基礎(chǔ)上建立帶有軸頸偏斜角誤差的滑動(dòng)軸承轉(zhuǎn)子油膜力模型，如圖2 所示，其中Z 軸為軸承中心線，Ob為軸瓦的圓心，軸瓦的半徑為rb，軸承長(zhǎng)度為L(zhǎng)，軸頸的半徑為rj，圖中的Y 軸坐標(biāo)軸所在的位置為軸瓦長(zhǎng)度的L/2 截面處，則點(diǎn)Oj2即為該截面的軸頸中心，該滑動(dòng)軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的初始偏心距為|ObOj2|=e，圖中Oj1和Oj3則分別是軸瓦首端和末端兩截面軸頸的圓心，圖中θ 和Φ 分別為轉(zhuǎn)子系統(tǒng)處于穩(wěn)定工作狀態(tài)時(shí)的位置角和姿態(tài)角，表示轉(zhuǎn)子不對(duì)中誤差偏斜角的角度。h 為軸瓦和軸頸間實(shí)際油膜厚度。而當(dāng)滑動(dòng)軸承內(nèi)部轉(zhuǎn)子偏斜角存在時(shí)，即存在轉(zhuǎn)子不對(duì)中誤差時(shí)，如圖2 所示，需要用角對(duì)轉(zhuǎn)子不對(duì)中誤差進(jìn)行表征，首先沿滑動(dòng)軸承軸向等距離的插入節(jié)點(diǎn)i，將計(jì)算區(qū)域沿軸向分為均等的m 份，則每份的長(zhǎng)度為L(zhǎng)/m，由幾何關(guān)系可得順沿軸頸軸向的任意截面中心處距離軸瓦中心的偏心距ei。

圖2 計(jì)入轉(zhuǎn)子偏斜角誤差的滑動(dòng)軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型Fig.2 Dynamic Model of Hydrodynamic Journal Bearing System with Deflection Auglar Error

其中，i=1，2，3，…，m+1；

將（4）式中偏心距ei代入（3）式化簡(jiǎn)得到任意截面的油膜厚度計(jì)算式（5）：

通過(guò)（5）式即可計(jì)算得到帶有偏斜角誤差滑動(dòng)軸承系統(tǒng)中任意截面位置的油膜厚度，式中：i=1，2，3，…，m+1。

如圖1 所示作用在軸頸的非線性油膜力與軸頸自身的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)和位置有關(guān)，利用有限差分法，求解描述潤(rùn)滑油膜壓力變化的表達(dá)式（6），即Reynolds 方程，進(jìn)而確定油膜壓力，再通過(guò)式（7）積分計(jì)算求解作用在軸頸上的瞬時(shí)油膜力分量[12]，即FU和FV。

式中：p—油膜壓力；x 和z—軸承的徑向和軸向；μ—油膜的流體動(dòng)力學(xué)粘度；t—時(shí)間。

式中：FU和FV—U 和V 方向上的油膜力；p—油膜壓力；θ—位置角。圖1 中Fx與Fy則分別為FU和FV在水平、豎直方向上的油膜力分量。

2.2 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)承載特性

這里所述的滑動(dòng)軸承轉(zhuǎn)子系統(tǒng)為水平安裝，當(dāng)系統(tǒng)處于穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)時(shí)，即水平方向上油膜力為Fx=0，則此時(shí)豎直方向上的油膜力Fy則表征該滑動(dòng)軸承系統(tǒng)的承載能力。引用了無(wú)量綱參數(shù)Sommerfeld 數(shù)，來(lái)表征轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性與其穩(wěn)定性的關(guān)系。Sommerfeld 數(shù)的計(jì)算公式為[13]：

式中：μ—流體的動(dòng)力學(xué)粘度（Pa·s）；N—轉(zhuǎn)速（r/min）；L—滑動(dòng)軸承的長(zhǎng)度（m）；rj、Db、c—軸頸半徑（m）、軸瓦直徑（m）以及軸承間隙（m）；F—軸承的載荷（N），當(dāng)系統(tǒng)處于穩(wěn)定狀態(tài)時(shí)，F(xiàn)即為Fy。

2.3 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定特性

針對(duì)滑動(dòng)軸承系統(tǒng)臨界轉(zhuǎn)速的確定直接采用了對(duì)數(shù)衰減率方法[14]進(jìn)行計(jì)算與判定。與此同時(shí)，為了描述傾斜角誤差對(duì)該滑動(dòng)軸承系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定性的影響，引入了無(wú)量綱運(yùn)行參數(shù)Op，并結(jié)合該轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性臨界轉(zhuǎn)速，通過(guò)計(jì)算無(wú)量綱運(yùn)行參數(shù)Op進(jìn)而可以表示滑動(dòng)軸承系統(tǒng)的運(yùn)行狀態(tài)。其中運(yùn)行參數(shù)Op可以表示為[15]：

式中：F—軸承載荷；m—轉(zhuǎn)子系統(tǒng)質(zhì)量，ω 則為系統(tǒng)的穩(wěn)定性臨界轉(zhuǎn)速。

3 轉(zhuǎn)子偏斜角不對(duì)中誤差對(duì)滑動(dòng)軸承系統(tǒng)工作特性的影響

3.1 偏斜角不對(duì)中誤差對(duì)軸承油膜厚度的影響

所采用的滑動(dòng)軸承系統(tǒng)各項(xiàng)參數(shù)，如表1 所示。依次展示了偏斜角為0°、0.015°、0.03°以及0.05°即具有不同程度的轉(zhuǎn)子偏斜角誤差下的滑動(dòng)軸承系統(tǒng)油膜厚度的變化情況，如圖3 所示。與此相對(duì)應(yīng)，不同程度的轉(zhuǎn)子偏斜角誤差對(duì)其油膜壓力峰值變化的影響，如圖4 所示。

表1 滑動(dòng)軸承系統(tǒng)參數(shù)表Tab.1 The Parameters of Hydrodynamic Journal Bearing

不同程度的偏斜角誤差對(duì)滑動(dòng)軸承系統(tǒng)油膜厚度的影響，如圖3 所示。通過(guò)對(duì)比圖3（a）到圖3（d）中可以看到，當(dāng)順沿軸承軸向時(shí)，油膜厚度數(shù)值隨著轉(zhuǎn)子偏斜角的逐漸增大而產(chǎn)生顯著的變化，即偏斜角度的增加將導(dǎo)致滑動(dòng)軸承系統(tǒng)內(nèi)部油膜厚度分布的不均勻化更加嚴(yán)重。而相對(duì)于理想圓軸頸如圖3（a），即使存在0.03°的轉(zhuǎn)子偏斜角誤差如圖3（c），就導(dǎo)致該軸承系統(tǒng)中最小油膜厚度由1.39×10-4下降至1.02×10-4，即下降了26.6%，且偏斜角增加至一定程度后，如圖3（d）中可以看到最小油膜厚度幾乎為0，且通過(guò)對(duì)比圖3（a）到圖3（d）也可以看到隨著偏斜角誤差的增加，使得該軸承軸向油膜厚度的峰-峰值增大，這都是在實(shí)際情況中應(yīng)極力避免的。

圖3 轉(zhuǎn)子偏斜角誤差影響下的油膜厚度Fig.3 Oil Film Thickness with Influence of Deflection Angular Error

不同程度偏斜角誤差對(duì)滑動(dòng)軸承系統(tǒng)中油膜壓力的影響，如圖4 所示。在圖4（d）中可以看到轉(zhuǎn)子偏斜角誤差存在對(duì)滑動(dòng)軸承系統(tǒng)中油膜壓力分布產(chǎn)生了顯著的影響，且通過(guò)對(duì)比圖4（a）到圖4（d）同樣可以看到隨著偏斜角誤差的增加，使得該軸承系統(tǒng)中油膜壓力場(chǎng)沿軸承軸向逐漸由單個(gè)波峰進(jìn)而形成雙波峰，且波峰所在的位置會(huì)隨著偏斜角誤差的增加而逐漸沿軸向向軸承兩端移動(dòng)，而此時(shí)油膜壓力場(chǎng)峰值則隨著轉(zhuǎn)子偏斜角誤差的增大而增加甚至進(jìn)而產(chǎn)生畸變。

圖4 轉(zhuǎn)子偏斜角誤差影響下的油膜壓力Fig.4 Oil Film Pressure with Influence of Deflection Angular Error

3.2 轉(zhuǎn)子偏斜角度誤差對(duì)軸承承載能力的影響

對(duì)于Sommerfeld 數(shù)的計(jì)算以及定義均在上述文中上述部分明確給出，Sommerfeld 數(shù)是描述滑動(dòng)軸承系統(tǒng)承載能力的重要參數(shù)之一，同時(shí)與軸承自身結(jié)構(gòu)參數(shù)密切相關(guān)，即對(duì)滑動(dòng)軸承結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)起到了至關(guān)重要的作用。

圖5 不同偏斜角誤差下Sommerfeld 數(shù)與偏心率的關(guān)系Fig.5 The Relation Curves of Eccentricity Ratio and Sommerfeld Number Under Different Degreesof Deflection Angular Error

在不同程度的偏斜角誤差下，該軸承系統(tǒng)Sommerfeld 參數(shù)處于不同偏心率時(shí)的變化情況，如圖5 所示。展現(xiàn)了在不同程度的轉(zhuǎn)子偏斜角誤差影響下軸承承載力的變化規(guī)律，從圖5 中可以看到隨著轉(zhuǎn)子偏斜角誤差角度的不斷增加，Sommerfeld 數(shù)曲線則呈現(xiàn)有向左偏移的情況，即Sommerfeld 數(shù)隨著偏斜角度誤差的增大而減小，這一結(jié)果表明轉(zhuǎn)子偏斜角度誤差的增加在一定程度上使得軸承系統(tǒng)的承載力得到了提高。

3.3 轉(zhuǎn)子偏斜角誤差對(duì)軸承系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定性的影響

為更好地研究轉(zhuǎn)子偏斜角度誤差對(duì)該滑動(dòng)軸承系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定性的影響，故引入了能夠表示滑動(dòng)軸承系統(tǒng)運(yùn)行狀態(tài)的無(wú)量綱參數(shù)Op，該滑動(dòng)軸承系統(tǒng)在不同程度的轉(zhuǎn)子偏斜角誤差影響下Op參數(shù)與其偏心率關(guān)系的穩(wěn)定性曲線，如圖6 所示。

圖6 不同偏斜角誤差下Op 參數(shù)與偏心率的關(guān)系Fig.6 The Relation Curves of Eccentricity Ratio and Op Parameter Under Different Degrees of Deflection Angular Error

從圖6 中可以看到，在偏心率ε≤0.6 時(shí)，該穩(wěn)定性曲線隨著轉(zhuǎn)子偏斜角誤差的增加而向上偏移，表明在該偏心率范圍內(nèi)，軸承系統(tǒng)中轉(zhuǎn)子的臨界轉(zhuǎn)速隨著自身偏斜角誤差的增大而減小，即在偏心率ε≤0.6 的范圍內(nèi)，轉(zhuǎn)子偏斜角誤差的存在不利于軸承系統(tǒng)的穩(wěn)定運(yùn)行，即此時(shí)隨著轉(zhuǎn)子偏斜角誤差的增大，將導(dǎo)致軸承系統(tǒng)的運(yùn)行穩(wěn)定性進(jìn)一步下降。但從圖6 中同樣可以看到當(dāng)偏心率ε＞0.6 時(shí)，該圖中的穩(wěn)定性曲線將隨著轉(zhuǎn)子偏斜角的存在而向下偏移。但是，當(dāng)偏心率ε＞0.6 時(shí)，該軸承系統(tǒng)內(nèi)部潤(rùn)滑油的粘度偏低，使得圖6 中橫坐標(biāo)偏心率ε＞0.6 處的范圍為不穩(wěn)定區(qū)域。

3.4 轉(zhuǎn)子偏斜角誤差對(duì)軸承系統(tǒng)摩擦功率損耗的影響

在軸承系統(tǒng)運(yùn)行狀態(tài)下，軸頸旋轉(zhuǎn)將受到潤(rùn)滑油與軸瓦內(nèi)表面摩擦阻力的影響，導(dǎo)致滑動(dòng)軸承系統(tǒng)出現(xiàn)摩擦功率損耗。其占據(jù)了整個(gè)軸承系統(tǒng)能量損失的主要部分，故降低摩擦功率損耗，提高工作效率是軸承系統(tǒng)設(shè)計(jì)工作重要環(huán)節(jié)之一。軸承系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定狀態(tài)下摩擦功率損耗的計(jì)算公式如下所示[16]。

式中：μ—油粘度，單位：Pa·s；L—軸承長(zhǎng)度，單位：m；Vτ—系統(tǒng)穩(wěn)定狀態(tài)下的軸頸表面切向速度，單位：m/s。

圖7 轉(zhuǎn)子偏斜角誤差軸承系統(tǒng)摩擦功率損耗與偏心率的關(guān)系Fig.7 The Relation Curves of Eccentricity Ratio and Friction Power Loss Under Different Degrees of Deflection Angular Error

在穩(wěn)定狀態(tài)下，在不同程度轉(zhuǎn)子偏斜角誤差影響下，軸承系統(tǒng)摩擦功率損耗與偏心率的關(guān)系，如圖7 所示。從圖7 可以看到當(dāng)偏心率ε＜0.65 時(shí)，軸承系統(tǒng)的摩擦功率損耗隨著偏心率的增加而減小，且偏心率ε 處于（0.2～0.3）之間時(shí)，該軸承系統(tǒng)的摩擦功率損耗最大，而在偏心率固定的情況下，摩擦功率損耗曲線則隨著轉(zhuǎn)子偏斜角誤差增加向下偏移。但當(dāng)偏心率ε＞0.65 時(shí)，滑動(dòng)軸承系統(tǒng)穩(wěn)定狀態(tài)下的摩擦功率損耗曲線則隨著轉(zhuǎn)子偏斜角的增加而向上偏移。

4 結(jié)論與展望

4.1 結(jié)論

所得到的結(jié)論如下：

（1）建立了帶有轉(zhuǎn)子偏斜角不對(duì)中誤差的滑動(dòng)軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，并基于Sommerfeld 數(shù)建立了轉(zhuǎn)子偏斜角不對(duì)中誤差對(duì)滑動(dòng)軸承系統(tǒng)潤(rùn)滑特性，承載特性以及穩(wěn)定性等工作特性的影響關(guān)系。

（2）轉(zhuǎn)子偏斜角誤差的存在對(duì)滑動(dòng)軸承系統(tǒng)中油膜厚度以及油膜壓力的變化均產(chǎn)生明顯的影響，隨著轉(zhuǎn)子偏斜角誤差的增大使得油膜厚度分布的不均勻化更加明顯，導(dǎo)致其油膜厚度最小值近一步減小。而隨著偏斜角誤差增大，使得滑動(dòng)軸承系統(tǒng)中油膜壓力峰值呈現(xiàn)增加的趨勢(shì)，油膜壓力峰值由單波峰逐漸出現(xiàn)雙波峰且波峰位置不斷沿軸向向軸承兩端邊緣偏移，使軸承內(nèi)部油膜壓力分布邊緣化，加重了油膜壓力分布不均勻化的程度。是導(dǎo)致發(fā)生油膜破裂，軸承與轉(zhuǎn)子相接觸產(chǎn)生磨損的主要原因之一。

（3）轉(zhuǎn)子偏斜角誤差的存在且逐漸增大時(shí)使軸承系統(tǒng)的承載能力得到了一定的提高。

（4）當(dāng)偏心率ε≤0.6 時(shí)，轉(zhuǎn)子偏斜角不對(duì)中誤差的存在和增加都將使得滑動(dòng)軸承系統(tǒng)的運(yùn)行穩(wěn)定性進(jìn)一步降低。當(dāng)偏心率

ε＞0.6 時(shí)，由于軸承系統(tǒng)內(nèi)部潤(rùn)滑油粘度偏低，使得該范圍為不穩(wěn)定區(qū)域，故當(dāng)偏心率ε＞0.6 時(shí)，轉(zhuǎn)子偏斜角誤差對(duì)系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響具有不確定性。

（5）當(dāng)偏心率ε＜0.65 時(shí)，穩(wěn)定狀態(tài)下的滑動(dòng)軸承系統(tǒng)摩擦功率損耗隨著轉(zhuǎn)子偏斜角誤差的增加而減小。當(dāng)ε＞0.65 時(shí)，轉(zhuǎn)子偏斜角誤差的增加則使得穩(wěn)定狀態(tài)下的滑動(dòng)軸承系統(tǒng)摩擦功率損耗增大。

這里的研究結(jié)果可以使機(jī)械設(shè)計(jì)人員更加清晰的了解轉(zhuǎn)子偏斜角誤差對(duì)滑動(dòng)軸承系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定性的影響，在滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)階段時(shí)使機(jī)械設(shè)計(jì)人員通過(guò)選擇合理的偏心率范圍或者通過(guò)提高裝配精度，來(lái)避免或者減弱轉(zhuǎn)子偏斜角誤差對(duì)滑動(dòng)軸承系統(tǒng)所造成的不良影響，進(jìn)而可以使滑動(dòng)軸承系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方案更好的滿足實(shí)際工作需求。

4.2 展望

轉(zhuǎn)子不對(duì)中誤差包括豎直方向上轉(zhuǎn)子的偏斜角誤差以及水平方向上轉(zhuǎn)子的擺動(dòng)角誤差，而由于機(jī)械加工制造誤差以及裝配誤差的存在，以及制造成本的限制，轉(zhuǎn)子不對(duì)中誤差難以完全避免，而只能通過(guò)特殊的加工或裝配方法進(jìn)行選擇性的誤差補(bǔ)償，通過(guò)對(duì)轉(zhuǎn)子偏斜角誤差的研究結(jié)論可知，后續(xù)對(duì)于轉(zhuǎn)子水平方向上的擺動(dòng)角誤差以及偏斜角、擺動(dòng)角同時(shí)存在的組合誤差對(duì)于滑動(dòng)軸承系統(tǒng)運(yùn)行穩(wěn)定性影響的研究更顯得尤為重要。