陳匯龍，韓 婷，李新穩(wěn)，陸俊成，謝曉鳳

(江蘇大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

動壓型機(jī)械密封主要是依靠密封端面微造型產(chǎn)生的流體動壓效應(yīng)，增強(qiáng)潤滑膜壓力，達(dá)到使密封端面彼此分離的目的，對于端面泵送槽造型密封，理論上講還能夠做到密封介質(zhì)的零泄漏、零逸出[1-3].然而，面對密封工況向高參數(shù)發(fā)展和應(yīng)用領(lǐng)域的不斷拓展，尤其是對于高溫液相介質(zhì)或低溫液化氣的密封，潤滑膜極易出現(xiàn)汽化現(xiàn)象，汽化區(qū)域的擴(kuò)大將致使液相區(qū)域的減小，液膜潤滑的穩(wěn)定性可能被破壞，甚至出現(xiàn)“氣噴”、“間歇震蕩開啟”等現(xiàn)象，致使密封失效損壞[4-6].

關(guān)于動壓型機(jī)械密封的液膜相變問題，已有許多專家學(xué)者展開了相關(guān)研究工作.文獻(xiàn)[7-11]通過對液體潤滑機(jī)械密封液膜相變的研究，進(jìn)行合理簡化，建立了間斷沸騰模型、湍流絕熱兩相流模型、似等溫低泄漏層流模型、可變溫度連續(xù)沸騰模型等多種理論計(jì)算模型，并分析了機(jī)械密封兩相運(yùn)行的不穩(wěn)定性和性能.文獻(xiàn)[12-14]研究發(fā)現(xiàn)相變對于密封件的角剛度可能是不利的，而在適度的端面未對準(zhǔn)情況下，沸騰界面仍是軸對稱的.文獻(xiàn)[15]發(fā)現(xiàn)三維面結(jié)構(gòu)通過改變潤滑膜中的壓力場強(qiáng)烈地影響汽液兩相分布，端面微孔的幾何參數(shù)對機(jī)械密封的性能和兩相分布具有明顯的影響.文獻(xiàn)[16]認(rèn)為液相的汽化可以顯著降低密封界面溫度.文獻(xiàn)[17]通過試驗(yàn)和能量平衡分析確定了單相和兩相流之間的轉(zhuǎn)換，當(dāng)接近飽和溫度并且剪切力足夠高時(shí)，流動變?yōu)閮上嗔鲃?文獻(xiàn)[18-20]建立了液膜密封相變模型，對非接觸式機(jī)械密封相變現(xiàn)象進(jìn)行了仿真模擬，獲得了液膜流場的壓力分布、相態(tài)分布等，并研究了槽型參數(shù)、工況參數(shù)等對密封相變的影響，及相變率、相變區(qū)域等對密封性能的影響.可見，密封液膜相變的相關(guān)研究工作已取得顯著進(jìn)展，為把握相變規(guī)律和密封性能以及進(jìn)一步深入研究奠定了良好基礎(chǔ).但從目前研究看，大多假設(shè)液膜為等溫流場，或等黏度密封介質(zhì)，對于溫度隨壓力、黏度隨溫度的變化以及高轉(zhuǎn)速時(shí)流體內(nèi)摩擦影響等問題少有考慮.

為此，文中將以螺旋槽上游泵送機(jī)械密封為對象，建立涉及黏溫效應(yīng)、飽和溫度隨壓力變化和流體內(nèi)摩擦效應(yīng)的動壓型機(jī)械密封液膜汽化計(jì)算模型，研究密封微間隙液膜汽化特性和密封性能，以期更加準(zhǔn)確地認(rèn)識汽化及其對性能的影響規(guī)律.

1 幾何模型

圖1為螺旋槽上游泵送機(jī)械密封動環(huán)端面螺旋槽造型示意圖，潤滑膜內(nèi)半徑ri、外半徑ro、槽根圓半徑rg、螺旋槽對應(yīng)圓心角θg和密封堰對應(yīng)圓心角θw如圖所示.

圖1 密封端面螺旋槽造型及參數(shù)示意圖

螺旋槽的型線為式(1)所描述的對數(shù)螺線：

r=rieφtan θ，

(1)

式中：θ為螺旋角，螺旋線上任一點(diǎn)坐標(biāo)由r和φ確定.相關(guān)幾何參數(shù)值如下：潤滑膜內(nèi)半徑ri為26 mm；潤滑膜外半徑ro為31 mm；槽根圓半徑rg為28.5 mm；槽徑比β為0.5；槽寬比γ為0.5；螺旋角θ為20°；槽深hc為10 μm；潤滑膜厚度h為3 μm；槽數(shù)Ng為12個(gè).

潤滑膜三維模型見圖2(圖中微米級膜厚已放大1 000倍表示，以便于觀察).坐標(biāo)假設(shè)如下：以密封環(huán)中心軸線為Z軸并以靜環(huán)指向動環(huán)為正向，坐標(biāo)原點(diǎn)在動環(huán)端面上.

圖2 間隙潤滑膜三維模型

2 數(shù)學(xué)模型

為便于研究，忽略對計(jì)算結(jié)果影響較小的因素，將計(jì)算模型簡化如下：① 忽略密封端面變形的影響；② 忽略密封端面波度、傾斜、旋轉(zhuǎn)軸偏心及表面粗糙度的影響；③ 認(rèn)為兩相之間及潤滑膜與密封面之間不存在滑移；④ 不計(jì)重力的影響；⑤ 假定液膜厚度為固定值；⑥ 密封間隙流態(tài)為層流.則密封間隙液膜汽化的汽相輸運(yùn)方程[21]為

(2)

當(dāng)Tl>Tsat時(shí)，

(3)

當(dāng)Tv

(4)

式中：下標(biāo)l表示液相，v表示汽相；Tsat為當(dāng)?shù)仫柡蜏囟龋籆coeff為蒸發(fā)冷凝系數(shù)，可計(jì)算如下：

(5)

式中：β為適應(yīng)系數(shù)，表示汽相分子被液相表面吸附的部分，接近平衡條件時(shí)近似為1.0；M為摩爾質(zhì)量；L為潛熱；db為氣泡直徑；R為通用氣體常數(shù).

為了獲得準(zhǔn)確的當(dāng)?shù)仫柡蜏囟扰c壓力的關(guān)系，采用MATLAB軟件多段擬合了飽和溫度與壓力的對應(yīng)試驗(yàn)測量值，并得到圖3所示關(guān)系曲線.為了獲得較高精度的水的黏溫關(guān)系，同樣采用MATLAB軟件對水的黏度、溫度試驗(yàn)值進(jìn)行五階多項(xiàng)式擬合并得到圖4所示關(guān)系曲線.所獲得的擬合方程均編譯成UDF并嵌入Fluent計(jì)算模塊.

圖3 飽和溫度和壓力關(guān)系的擬合值與試驗(yàn)值對比

圖4 黏溫關(guān)系的擬合值與試驗(yàn)值對比

3 求解設(shè)置

基于螺旋槽分布的周期性，選取1/Ng潤滑膜為計(jì)算域，圖5為計(jì)算域網(wǎng)格劃分及邊界說明示意圖.計(jì)算邊界設(shè)置如下：潤滑膜內(nèi)徑側(cè)為環(huán)境的壓力0.1 MPa、溫度300 K，設(shè)為壓力出口，初始汽相體積分?jǐn)?shù)設(shè)為0；外徑側(cè)為密封介質(zhì)壓力，設(shè)為壓力進(jìn)口，初始汽相體積分?jǐn)?shù)設(shè)為0.動環(huán)面(含螺旋槽各邊界)為旋轉(zhuǎn)壁面，靜環(huán)面為靜止壁面；動、靜環(huán)材料分別為碳化硅、碳石墨，熱邊界均為對流換熱，且因膜厚微小，假設(shè)動、靜環(huán)熱邊界具有相等的對流換熱系數(shù)，近似由經(jīng)驗(yàn)公式[22](6)計(jì)算獲得：

圖5 潤滑膜網(wǎng)格劃分及邊界說明示意圖

(6)

式中：Lc為潤滑膜流體的特征長度，Lc=π(ro+ri)；ν為流體運(yùn)動黏度；Pr為普朗特?cái)?shù)；uf為潤滑膜周向平均流速；λf為流體導(dǎo)熱系數(shù).

4 模型驗(yàn)證

采用文中建立的潤滑膜液相汽化計(jì)算模型對文獻(xiàn)[20]的研究對象進(jìn)行模擬計(jì)算，文獻(xiàn)[20]的模擬結(jié)果(該結(jié)果已得到J.YASUNA等[11]的驗(yàn)證)和文中的計(jì)算結(jié)果如圖6，7所示，藍(lán)色區(qū)域、紅色區(qū)域分別表示汽相、液相.由圖對比可見，兩個(gè)計(jì)算結(jié)果的汽化分布位置和形狀比較一致，說明本計(jì)算模型是可靠的.至于兩者在兩相分布上存在的些許差別是由于文獻(xiàn)[20]忽略了飽和溫度與壓力關(guān)系及黏溫效應(yīng)等因素以及假設(shè)液膜區(qū)域恒溫所致.

圖6 文獻(xiàn)[20]相態(tài)分布計(jì)算結(jié)果

圖7 本模型相態(tài)分布計(jì)算結(jié)果

5 計(jì)算結(jié)果與分析

文中采用不同模型對比分析的方法研究牛頓流體內(nèi)摩擦效應(yīng)和黏溫效應(yīng)對密封液膜汽化特性及密封性能的影響關(guān)系.所設(shè)計(jì)的3個(gè)模型如下：模型一，既考慮黏溫效應(yīng)又考慮內(nèi)摩擦效應(yīng)的影響；模型二，只考慮黏溫效應(yīng)而不考慮內(nèi)摩擦效應(yīng)的影響；模型三，黏溫效應(yīng)和內(nèi)摩擦效應(yīng)的影響均不考慮.3個(gè)模型的計(jì)算工況均為介質(zhì)壓力1.0 MPa、轉(zhuǎn)速1 500～15 000 r·min-1、介質(zhì)溫度393 K，且都涉及飽和溫度隨壓力的變化關(guān)系.考慮到篇幅和便于分析問題，在密封性能分析前，依據(jù)開啟力和泄漏量計(jì)算結(jié)果，選取5 000和15 000 r·min-1兩個(gè)轉(zhuǎn)速模擬計(jì)算潤滑膜壓力、溫度和汽相區(qū)域分布，進(jìn)行3個(gè)模型的對比分析.

5.1 對潤滑膜壓力分布的影響

5 000和15 000 r·min-1轉(zhuǎn)速下3個(gè)模型的壓力分布云圖如圖8所示(圖中膜厚方向不同截面由下而上分別是z1=-3 μm，z2=-1.5 μm，z3=0 μm，z4=4 μm，z5=7 μm，z6=10 μm，下同).圖8a，8c和8e顯示，轉(zhuǎn)速為5 000 r·min-1時(shí)，3個(gè)模型的潤滑膜壓力分布基本相似，外槽根雖然形成了較高的壓力，但仍低于外徑側(cè)介質(zhì)壓力，說明與常溫相比，較高的介質(zhì)溫度使其黏度下降，動壓效應(yīng)和泵送效應(yīng)減弱，沒有形成明顯的高壓區(qū).

圖8 5 000和15 000 r·min-1時(shí)3個(gè)模型壓力分布云圖

從3個(gè)模型對比可以看出，相對而言模型三的低壓區(qū)最大，模型二最小，但差別不大.而圖8b，8d和8f則顯示，轉(zhuǎn)速為15 000 r·min-1時(shí)，3個(gè)模型均在外槽根形成了明顯高于外徑側(cè)介質(zhì)壓力的高壓區(qū)，且與5 000 r·min-1時(shí)對比，潤滑膜總體壓力值明顯升高，說明轉(zhuǎn)速提升使動壓效應(yīng)和泵送效應(yīng)明顯增強(qiáng).從3個(gè)模型對比可知，從區(qū)域面積看，模型一高壓區(qū)最小，模型二高壓區(qū)最大、低壓區(qū)最小，模型三低壓區(qū)最大，從最高壓力值看，模型一、二、三分別為1.870，2.053和2.044 MPa.模型一與模型二對比說明，轉(zhuǎn)速較高時(shí)流體內(nèi)摩擦效應(yīng)導(dǎo)致潤滑膜黏度降低，動壓效應(yīng)和泵送效應(yīng)減弱；模型二與模型三對比說明，黏溫效應(yīng)使低壓側(cè)低溫泵送流對潤滑膜的局部起到降溫度、增黏度作用，導(dǎo)致模型二的最低壓力更低、最高壓力更高.

5.2 對潤滑膜溫度分布的影響

3個(gè)模型不同轉(zhuǎn)速的端面潤滑膜平均溫度如圖9所示.圖9顯示，隨著轉(zhuǎn)速的增大不同模型的潤滑膜平均溫度均下降，且在轉(zhuǎn)速5 000 r·min-1時(shí)出現(xiàn)溫降從快速到減緩的轉(zhuǎn)變，說明轉(zhuǎn)速的增大，螺旋槽低溫泵送流使?jié)櫥そ禍氐淖饔迷鰪?qiáng)，平均溫度降低，而溫度降速出現(xiàn)轉(zhuǎn)變則可能跟潤滑膜高壓區(qū)逐步形成，低溫泵送流降溫減緩有關(guān)；模型一的溫度明顯高于模型二和模型三，且差值隨轉(zhuǎn)速的增大而增大，說明流體內(nèi)摩擦效應(yīng)使?jié)櫥囟壬?，特別是轉(zhuǎn)速越高內(nèi)摩擦效應(yīng)越明顯，溫差越大.

圖9 3個(gè)模型潤滑膜平均溫度隨轉(zhuǎn)速變化規(guī)律

轉(zhuǎn)速為5 000，15 000 r·min-1時(shí)，3個(gè)模型溫度分布云圖如圖10所示.圖10顯示，潤滑膜溫度大致上從內(nèi)徑至外徑呈升高趨勢，這主要是內(nèi)外徑介質(zhì)溫差及螺旋槽泵送效應(yīng)的體現(xiàn)；由模型一與模型二對比可知，轉(zhuǎn)速為5 000 r·min-1時(shí)，低溫泵送流影響較弱，流體內(nèi)摩擦效應(yīng)使外槽區(qū)、堰區(qū)和壩區(qū)的溫度略有提升(模型二最高溫度為393 K，模型一最高溫度為395 K)，轉(zhuǎn)速為15 000 r·min-1時(shí)，一方面流體內(nèi)摩擦效應(yīng)顯著提升了壩區(qū)溫度(模型二最高溫度為393 K，模型一最高溫度達(dá)409 K)，另一方面因低溫泵送流影響增強(qiáng)而使槽、堰區(qū)溫度反而低于低轉(zhuǎn)速時(shí)的溫度；比較模型二和模型三可知，黏溫效應(yīng)使?jié)櫥さ蜏貐^(qū)域略顯收縮，說明黏溫效應(yīng)使動壓效應(yīng)增強(qiáng)，導(dǎo)致高壓區(qū)的擴(kuò)展(見圖8)，溫度相對較高的流體也向低溫區(qū)擴(kuò)展.

圖10 5 000，15 000 r·min-1時(shí)3個(gè)模型溫度分布云圖

5.3 對潤滑膜汽相分布的影響

密封間隙潤滑膜平均汽相體積分?jǐn)?shù)隨轉(zhuǎn)速變化規(guī)律如圖11所示；轉(zhuǎn)速為5 000，15 000 r·min-1時(shí)的3個(gè)模型汽相分布云圖如圖12所示(圖中因模型三汽相體積分?jǐn)?shù)明顯比其他模型小，為便于觀察，單獨(dú)設(shè)置標(biāo)尺).從圖11可以看出，轉(zhuǎn)速為1 500 r·min-1時(shí)潤滑膜平均汽相體積分?jǐn)?shù)最高，轉(zhuǎn)速低于5 000 r·min-1時(shí)，隨轉(zhuǎn)速的增大，3個(gè)模型的平均汽相體積分?jǐn)?shù)均快速下降，轉(zhuǎn)速高于5 000 r·min-1時(shí)，隨轉(zhuǎn)速的增大，模型一和模型二的平均汽相體積分?jǐn)?shù)均逐步增大，而模型三的平均汽相體積分?jǐn)?shù)基本不變.這說明低轉(zhuǎn)速時(shí)，動壓效應(yīng)和泵送效應(yīng)弱，膜壓小、膜溫高，汽化程度較高，但隨著轉(zhuǎn)速增大，動壓效應(yīng)和泵送效應(yīng)增強(qiáng)，膜壓升高和低溫泵送流導(dǎo)致的潤滑膜快速降溫均對液膜汽化產(chǎn)生顯著的抑制作用；當(dāng)轉(zhuǎn)速高于5 000 r·min-1后，從圖8和圖12可知，一方面高轉(zhuǎn)速使螺旋槽背風(fēng)側(cè)擴(kuò)散結(jié)構(gòu)出現(xiàn)降壓汽化，另一方面，流經(jīng)汽化區(qū)的周向高速流體將攜帶汽化形成的汽泡一起流動，雖然部分汽泡會在局部高壓區(qū)潰滅，但因轉(zhuǎn)速越高流速越大且汽泡生成加劇，局部的汽泡潰滅未能消除帶汽泡流體覆蓋槽堰區(qū)并向壩區(qū)擴(kuò)散，導(dǎo)致平均汽相體積分?jǐn)?shù)回升；至于轉(zhuǎn)速高于5 000 r·min-1時(shí)模型三的平均汽相體積分?jǐn)?shù)基本不變的現(xiàn)象，因?yàn)楹雎责匦?yīng)，使槽堰區(qū)的泵送流降溫作用得不到體現(xiàn)，由黏溫關(guān)系可知這將導(dǎo)致計(jì)算介質(zhì)黏度顯著偏小，螺旋槽背風(fēng)側(cè)擴(kuò)散降壓效應(yīng)明顯減弱，由圖12e、圖8e和圖10e可見，汽化僅在壓力較低、溫度略高(受高壓區(qū)至低壓區(qū)的高溫壓差流影響)的螺旋槽迎風(fēng)側(cè)內(nèi)徑處微小區(qū)域發(fā)生，由圖12f可見，隨著轉(zhuǎn)速的增大，雖然動壓效應(yīng)和泵送效應(yīng)有所增強(qiáng)，但也僅在除泵送槽內(nèi)(低溫泵送流)及外槽根圓(高壓區(qū))附近以外的區(qū)域出現(xiàn)了輕微汽化，且汽相體積分?jǐn)?shù)仍然很小.可見，轉(zhuǎn)速較高時(shí)，忽略黏溫和內(nèi)摩擦效應(yīng)的相變結(jié)果與實(shí)際情況的差別是很大的.

圖11 潤滑膜平均汽相體積分?jǐn)?shù)隨轉(zhuǎn)速變化規(guī)律

圖12 5 000，15 000 r·min-1時(shí)3個(gè)模型汽相分布云圖

5.4 對密封性能的影響

不同轉(zhuǎn)速時(shí)，3個(gè)模型開啟力計(jì)算結(jié)果如圖13所示.

圖13 不同轉(zhuǎn)速下3個(gè)模型的開啟力

從圖13可以看出,3個(gè)模型開啟力隨轉(zhuǎn)速變化的規(guī)律是基本一致的，說明轉(zhuǎn)速增大使螺旋槽泵送效應(yīng)和動壓效應(yīng)均增大，是開啟力增大的主要原因，尤其是轉(zhuǎn)速低于3 000 r·min-1時(shí)3個(gè)模型開啟力的大小一致，說明低轉(zhuǎn)速時(shí)轉(zhuǎn)速增大引起的流體內(nèi)摩擦的變化和黏溫效應(yīng)對開啟力影響很小，且因泵送能力相對較弱，低壓側(cè)低溫介質(zhì)對潤滑膜降溫作用不明顯，開啟力隨轉(zhuǎn)速增大而增大的幅度較小.轉(zhuǎn)速高于3 000 r·min-1后，模型一的開啟力小于模型二，說明內(nèi)摩擦效應(yīng)雖然使?jié)櫥て骄鶞囟壬撸蜣D(zhuǎn)速的提升使泵送能力提升，低壓側(cè)低溫介質(zhì)對潤滑膜降溫作用增強(qiáng)，且由圖12a和12c可見，在汽化區(qū)域有限的情況下，這種降溫作用對汽化區(qū)產(chǎn)生了主要作用，故內(nèi)摩擦溫升并沒有導(dǎo)致液膜汽化的明顯不同，而主要導(dǎo)致液相黏度減小(見圖4)，膜壓降低，開啟力減小，且隨轉(zhuǎn)速的增大，這種影響機(jī)制更明顯，開啟力偏差值增大；模型一的開啟力大于模型三，說明隨著泵送能力的增強(qiáng)，低壓側(cè)低溫介質(zhì)對潤滑膜的降溫作用因黏溫效應(yīng)而導(dǎo)致黏度明顯增大，并超過了因內(nèi)摩擦效應(yīng)導(dǎo)致的黏度降低，故開啟力更大，但這種偏差隨轉(zhuǎn)速的增大(內(nèi)摩擦效應(yīng)增強(qiáng))而略有縮小.

不同轉(zhuǎn)速下3個(gè)模型的泄漏量計(jì)算結(jié)果如圖14所示.從圖14可看出，總體上隨著轉(zhuǎn)速增大3個(gè)模型的泄漏量均降低，說明泵送效應(yīng)的增強(qiáng)有效阻止了壓差流導(dǎo)致的泄漏.對比3個(gè)模型可見，轉(zhuǎn)速低于3 000 r·min-1時(shí)，因泵送效應(yīng)和內(nèi)摩擦效應(yīng)均較弱，對潤滑膜壓力、溫度的影響小，黏溫效應(yīng)也不明顯，故泄漏量基本一致；轉(zhuǎn)速位于3 000 r·min-1至5 000 r·min-1時(shí)，3個(gè)模型的正泄漏量大小為模型三與模型一接近，但均大于模型二，說明在同樣考慮黏溫效應(yīng)時(shí)，考慮內(nèi)摩擦效應(yīng)的模型一液相黏度低于模型二，使模型二的泵送效應(yīng)和動壓效應(yīng)偏強(qiáng)，正泄漏量偏小，而模型三因不考慮黏溫效應(yīng)，與模型一相比，模型三沒有考慮內(nèi)摩擦效應(yīng)的問題得不到體現(xiàn)，故泄漏量接近；轉(zhuǎn)速高于5 000 r·min-1后，3個(gè)模型的泄漏量由大到小順序?yàn)槟Ｐ腿?，模型一，模型二，此時(shí)模型一的泄漏量大于模型二的原因同上，而模型三大于模型一說明在轉(zhuǎn)速較高情況下，模型三不考慮黏溫效應(yīng)導(dǎo)致較強(qiáng)低溫泵送流的降溫作用得不到體現(xiàn)，雖然內(nèi)摩擦效應(yīng)會使模型一的液相黏度有所降低，但相比之下槽區(qū)主要受低溫泵送流的影響，因此模型三的計(jì)算黏度低于模型一，動壓效應(yīng)和泵送效應(yīng)偏弱，泄漏量偏大，但這種趨勢隨轉(zhuǎn)速的增大，內(nèi)摩擦效應(yīng)的增強(qiáng)使2模型的泄漏量差值減小.

圖14 不同轉(zhuǎn)速下3個(gè)模型的泄漏量

6 結(jié) 論

1) 流體內(nèi)摩擦效應(yīng)和黏溫效應(yīng)(下稱兩效應(yīng))主要通過介質(zhì)黏度變化對密封潤滑膜特性產(chǎn)生影響.低轉(zhuǎn)速時(shí)，潤滑膜流速低，泵送能力也較弱，內(nèi)摩擦熱的升溫作用與低溫泵送流的局部降溫作用均較小，介質(zhì)黏度變化小，故兩效應(yīng)對潤滑膜壓力、溫度的影響較?。桓咿D(zhuǎn)速時(shí)，兩效應(yīng)對潤滑膜特性的影響明顯，流體內(nèi)摩擦效應(yīng)顯著提升了壩區(qū)溫度，使相應(yīng)黏度降低，而低溫泵送流的增強(qiáng)使槽、堰區(qū)溫度降低，介質(zhì)黏度升高，動壓效應(yīng)增強(qiáng)，高壓區(qū)增大.

2) 兩效應(yīng)對液膜汽化特性影響較大.轉(zhuǎn)速為1 500 r·min-1時(shí)，膜壓小、膜溫高，潤滑膜平均汽相體積分?jǐn)?shù)最高；轉(zhuǎn)速低于5 000 r·min-1時(shí)，隨轉(zhuǎn)速的增大，膜壓升高和低溫泵送流增強(qiáng)導(dǎo)致的潤滑膜快速降溫、增黏度對液膜汽化產(chǎn)生顯著的抑制作用，平均汽相體積分?jǐn)?shù)快速下降；轉(zhuǎn)速高于5 000 r·min-1后，高轉(zhuǎn)速導(dǎo)致的內(nèi)摩擦熱升溫、擴(kuò)散間隙汽化加劇和高速流對汽泡的攜帶擴(kuò)散，導(dǎo)致平均汽相體積分?jǐn)?shù)回升，而忽略兩效應(yīng)特別是忽略黏溫效應(yīng)時(shí)，隨轉(zhuǎn)速升高平均汽相體積分?jǐn)?shù)基本不變，可見偏差顯著.

3) 內(nèi)摩擦效應(yīng)使?jié)櫥て骄鶞囟壬?、流體黏度減小，泵送效應(yīng)和動壓效應(yīng)減弱，開啟力減小，泄漏量增大；黏溫效應(yīng)在轉(zhuǎn)速升高時(shí)更明顯，低溫泵送流的增強(qiáng)使降溫、增黏度顯著，泵送效應(yīng)和動壓效應(yīng)增強(qiáng)，開啟力增大，泄漏量減小.在兩效應(yīng)綜合作用下，隨著轉(zhuǎn)速增大潤滑膜開啟力增大、泄漏量減小.