或者没有考虑转子因素，或者将转子假设为两自由度的刚性转子模型，而没有对多自由度转子进行建模分析。因此本文通过对旋转冲压压缩转子内部流场进行分析，获得作用在转子上的非线性复杂锅合激振力模型；同时直接制粒干燥机对旋转冲压发动机中干燥设备动静压混合气体广东干燥设备转子系统（多自由度）进行有限元建模，对含时间项的气体润滑雷诺方干燥设备程与转子运动学方程进行辆合求解，进而研究动静棍合气体广东干燥设备支撑的高速转子系统在旋转冲压压缩复杂激振力作用下的非线性转子动力学特性。时，偏心距的变化改变了各进气道的高度，使其流场分布不再对称，进而使高速气流对转子的冲击作用变为不平衡作用力

，成为复杂非线性激气流干燥机振力。对壁面上压力进行制粒干燥机面积积分，得到气流作用在壁面上的力，其合力的作用点位于转子的中心，如图1所示。通过计算不气体的可压缩性导致气体广东干燥设备的数学模型相对于液体复杂很多。因此，本分析模型中包含如喷雾干燥机下假设：沿膜厚度方向上粘度和密度的变化可以忽略；流动是绝热的；忽略端泄引起的气体损失。圆柱坐标系下绝热径向动静混合气体的雷诺方程如下：在图10中，通过改变动静混合气体的供气压力，进而分析了不同供气压力作用下旋转冲压压缩转子的动力学特性。从气流干燥机图10中可以看出，随着供气压力的增加，轴心轨迹由复杂逐步变为简单；同时l倍频频率成份幅值基本没有变化，但是0.5倍频的幅值逐渐减小，同时其他低频成份也降低，当供气压力达到4."3ESPa时，其低频频率成份基本消失，系统的振动幅值zui小，

同时稳定性。因此可以看出，提高供气压力可以增加复杂非线性压缩气流激力作用下的旋转冲压压缩转子一动静混合气体系统的稳定性。这是由于随着供气压力的增加，动静混合气气流干燥机体的支撑刚度逐步变大，其抑制了进气道压缩气流所引起的非线性特性。在图11中分析了工作转速时轮盘集中质址一定不同偏心距作用下系统的动力学特性，当偏心距为本文首先对旋转冲压压缩转子涡动时压缩进气道的内部流场喷雾干燥机进行分析，获得作用在转子上的非线性复杂祸合激振力模型；同时采用有限单元法对旋转冲压发动机中动静压混合气体转子系统（多自由度）进行建模，对含时间项的气体润滑雷诺方程与转子运动学方程进行藕合求解，进而研究动静混合气体支撑的高速转子系统在旋转冲压压制粒干燥机缩复杂激振力作用下的非线性转子动力学特性，其中喷雾干燥机可以获得以下

几点结论：（1）转子在涡动时压缩进气道的气流会对转子产生不平衡作用力，该力为复杂的非线性激振力；（2）在复杂压缩进气道激力的作用下，动静混合气体一转子系统相对于纯动压气体一转子系统虽然振动幅值相差不大，但是具有更好的稳定性；（3）供气压力对复杂压缩进气道激力作用下的转子系统的动力学特性具有显著影响，随着供气压力增加，系统的振动幅值降低，同时低频成份减小甚至消失；（4）系统的偏心距存在*值，当偏心距小于*值时，振动幅值较小，但是频率成份中低频成份较大；当偏心矩大于*值并增大时，振干燥设备动幅值增大且低频成份增加。