新型三瓣式徑向氣體箔片動壓軸承熱特性分析

馮凱 李映宏 張凱 劉永紅 郭志陽

摘? ?要：為研究新型三瓣式徑向氣體箔片動壓軸承的溫度特性，提出了考慮熱特性的潤滑理論計算模型. 通過耦合求解非等溫Reynolds方程和氣膜能量方程，并計入轉子的離心效應和熱膨脹量對軸承間隙的影響，運用數值模擬的方法求解出軸承內氣膜溫度分布，研究軸承載荷、轉速和冷卻氣流量等因素對軸承溫度的影響. 計算結果表明：氣膜溫度峰值位于壓力峰值的下游位置;氣膜溫度隨軸承載荷和轉子轉速的增加而遞增，相較于轉速對氣膜溫度的影響，軸承載荷的影響并不明顯;往軸承箔片結構內通入冷卻氣流可以起到明顯的降溫效果，且軸承溫度隨冷卻氣流的上升先迅速下降后逐漸平緩.

關鍵詞：新型三瓣式軸承;徑向氣體箔片軸承;動壓軸承;熱特性分析;能量方程

中圖分類號：TH133.35? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻標志碼：A

Thermal Characteristic Analysis of Novel

Three-pad Radial Gas Foil Hydrodynamic Bearings

FENG Kai1，LI Yinghong1，ZHANG Kai1?，LIU Yonghong2，GUO Zhiyang3

（1. State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body，

Hunan University，Changsha? 410082，China;

2. School of Design，Hunan University，Changsha? 410082，China;

3. School of Petroleum Engineering，Yangtze University，Wuhan? 430100，China）

Abstract：A lubrication theoretical calculation model of thermal characteristic is proposed to study the temperature characteristics of a novel three-pad radial gas foil hydrodynamic bearing. The numerical simulation method is used to calculate the film temperature distribution of the gas foil bearing by coupling the non-isothermal Reynolds equation and the energy equation，and the effects of the rotor thermal expansion and the rotor centrifugal expansion on the bearing clearance are taken into account. The effects of the bearing load，speed and cooling gas flow on bearing temperature are analyzed. The results show that the peak temperature of the film is located at the downstream of peak pressure;the air film temperature increases with the rise of bearing load and rotor speed，and the results indicate that the rotational speed has a larger effect on the bearing temperature than the bearing load; the cooling effect of the airflow is obvious，and the bearing temperature decreases rapidly with the rise of the cooling airflow and then gradually calms down.

Key words：novel three-pad bearings;radial gas foil bearing;hydrodynamic bearing;thermohydrodynamic analysis;energy equation

與傳統油軸承和滾子軸承相比，氣體軸承具有高速、高溫、高功率密度、無油、免維護等諸多優點[1-2].自1969年首個氣體軸承被設計并成功應用到高速旋轉設備以來，國內外學者設計開發了形式多樣的氣體軸承，其中氣體箔片動壓軸承由于其出色的承載能力和較高的穩定性能受到了學術界與工業界的極大關注. 目前，氣體箔片動壓軸承已被成功應用于空氣循環機、微型燃氣輪機、渦輪增壓器等超高速渦輪機械中[3-4]. 然而，氣體箔片動壓軸承作為一種滑動軸承在高速情況下容易出現轉子次同步振動現象并引發設備故障.

為有效抑制氣體箔片動壓軸承在超高轉速下的次同步振動，提高氣體箔片動壓軸承轉子系統的穩定性，國內外學者對氣體箔片動壓軸承的結構進行了多種形式的改進. 主要的改進形式有三種：第一種是通過在氣體箔片軸承的支撐結構中增加阻尼層，如金屬絲網等[5-6]，利用支撐結構中阻尼材料存在的豐富摩擦學行為有效地耗散振動能量，進而提高軸承系統穩定性.但該種改進結構通常面臨嚴重的軸承散熱問題;第二種改進形式是通過引入主動控制單元[7-8]，對軸承在運行過程的氣膜形狀進行改變，提高軸承-轉子系統穩定性. 該改進形式前景廣闊，但存在成本高、控制系統復雜等不足;第三種改進形式是通過優化氣體箔片動壓軸承的截面線形[9-10]，使得氣體箔片動壓軸承能夠更加有效地形成氣膜并優化氣膜形狀，抑制軸承-轉子系統的高速次同步振動. 新型三瓣式徑向氣體箔片動壓軸承作為第三類改進形式中的典型代表，展現了優異的性能. Heshmat等人[9]成功實現將三瓣式氣體箔片動壓軸承應用于120 kr/mim超高速條件下，且實驗過程中未出現任何失穩現象. 針對三瓣式氣體箔片動壓軸承，張濤[11]搭建實驗臺用于測量該類軸承的動力學特性. 實驗結果表明，三瓣式氣體箔片軸承能夠對轉子的振蕩失穩表現出良好的抑制效果;Kim[10]研究對比了整周與三瓣形式氣體箔片動壓軸承的靜動態特性. 計算結果表明，與整周式氣體箔片軸承相比，三瓣式氣體箔片軸承的承載力較低，但具有更高的失穩轉速.

然而，在高速及超高速情況下，氣體黏性剪切會產生大量熱量，同時周邊的高溫應用環境也會向軸承傳遞熱量. 軸承溫度的升高帶來了材料退化、轉子膨脹干摩擦和密封泄漏等問題，這增加了新型三瓣式徑向氣體箔片動壓軸承在高速、高溫渦輪機械中的應用難度，有必要對新型三瓣式徑向氣體箔片動壓軸承的熱特性進行詳細系統的分析.

對于氣體箔片軸承的熱特性研究起步較早，成果豐富. 最初，Salehi等人[12-13]忽略壓力梯度對軸承溫度的影響，對能量方程進行近似求解，雖然耦合了非等溫Reynolds方程和能量方程，但該模型僅獲得沿圓周方向的一維溫度分布;Peng和Khonsari[14]建立了傳統的熱特性分析模型來預測氣體箔片軸承的穩態性能. 通過同時求解非等溫Reynolds方程和能量方程，以預測氣膜壓力場和溫度場，但在該模型中忽略了氣膜到轉子與軸承套的熱量傳遞，導致氣膜溫度偏高. 預測結果顯示，氣體黏度隨氣膜溫度的升高而發生變化，軸承的負載能力增加;Feng和Kaneko[15-16]利用自己提出的箔片剛度模型，對箔片軸承的熱特性進行了深入的研究，但建立的傳熱模型較為簡單，只考慮到由冷卻氣流和泄露氣體帶走的熱量，使得預測結果在高轉速條件下與實驗結果存在一定的差異;Sim和Kim[17]提出了一種三維熱特性模型，用于計算氣膜、轉子以及箔片的溫度分布，并考慮到軸向方向上轉子和殼體的熱量傳遞，計算結果表明軸承的徑向間隙對軸承的熱特性影響顯著. 此外，Lee和Kim[18]拓展了Sim和Kim[17]提出的模型，特別是箔片結構和冷卻氣流中的傳熱路徑，并沿軸向方向通過儀器測出頂箔與軸承套之間的有效熱阻;Zhang等人[19]對波箔和金屬絲網混合型氣體箔片軸承進行了詳細的熱特性分析，并考慮熱量傳遞、熱膨脹和離心增長等因素，研究轉速、載荷和冷卻氣流對軸承熱特性的影響，且實驗結果與預測結果具有很好的一致性.

本文針對新型三瓣式徑向氣體箔片動壓軸承，考慮軸承-轉子系統的流體動壓潤滑和熱效應的影響，建立非等溫Reynolds方程、粘溫方程、能量方程和軸承傳熱模型，利用有限元方法對軸承的熱特性進行研究與分析. 以箔片軸承氣膜區域的入口溫度、轉子外表面溫度和頂箔內表面溫度作為邊界條件，對軸承氣膜溫度進行迭代計算. 此外，本文考慮到潤滑氣體的可壓縮性和粘溫特性，也分析了轉子的離心增長和熱膨脹對氣膜間隙的影響.

1? ?潤滑氣膜熱特性理論模型

新型三瓣式徑向氣體箔片動壓軸承，由軸承套、三瓣波箔和三瓣頂箔組成，如圖1所示. 頂箔表面較為光滑，作為軸承的支撐表面，頂箔由波箔支撐為軸承提供適當的剛度與阻尼，且波箔在圓周方向和軸向采用變剛度設計，使得軸承剛度分布更加合理，有利于楔形氣膜的形成，能夠在一定程度上起到提高軸承穩定性和降低軸承起飛轉速的作用. 軸承套內側等間隔地開有3個燕尾槽，用以安裝波箔和頂箔.

在高速旋轉機械中，通常采用空心軸設計來減輕轉子系統重量. 但在高速旋轉條件下，隨著空心軸壁厚的減小，轉子的徑向離心伸長量會快速增大，因此在對箔片軸承進行熱特性分析時必須考慮轉子的離心效應[20];同時，轉子的熱膨脹量對軸承氣膜厚度的影響也不可忽視. 在任意圓周方向上，無量綱氣膜厚度的表達形式為[21]：

式中：ε為偏心率;θ0為偏位角（rad）;θp為每瓣中心位置對應的角度（rad）;δ = ，δgc = ，δT = ;δ為頂箔變形量（m）;δgc為空心軸徑向離心伸長量（m）; δT為空心軸熱膨脹量（m）;rp為軸承預載;C為軸承名義間隙（m）.

空心軸的徑向離心伸長量可通過式（2）進行估算，該方程與有限元分析結果吻合良好[22].

式中：ρR、υ和E分別表示轉子材料的密度（kg/m3）、泊松比和彈性模量（GPa）;RRO和RR i分別表示空心軸的外圓半徑（m）和內圓半徑（m）;Ω為轉子旋轉角速度（rad/s）. 空心軸的熱膨脹量可由式（3）進行估算：

式中：αR為轉子的熱膨脹系數（K-1）;Tave為轉子的平均溫度（K）;T0為周圍環境氣體溫度（K）.

1.1? ?考慮熱特性的氣體潤滑模型

1.1.1? ?非等溫Reynolds方程和能量方程

在對氣體箔片軸承進行靜動態特性研究時，往往忽略了溫度對軸承性能的影響，但轉子的高速旋轉導致氣體在軸承中受到氣膜剪切力的作用而使得氣膜溫度上升，從而造成氣體粘度與密度等參數的改變，因此需要求解以下非等溫氣體Reynolds方程[23].

;pa為大氣壓（Pa）;μ為氣體黏度（Pa·s）;R為軸承半徑（m）;[p]、[h]、[y] 分別為氣膜壓力p、氣膜厚度h、軸向位置y的無量綱項.

在圖1所示坐標系下，適用于氣體箔片徑向軸承潤滑氣膜的簡化能量方程可表示為[12，24-25]：

式中：x為氣膜圓周方向（m）;y為氣膜軸向方向（m）;z為氣膜徑向方向（m）;u為氣體周向流速（m/s）;v為氣體軸向流速（m/s）;ω為氣體徑向流速（m/s）;μ為氣體粘度（Pa s）;ρ為氣體密度（kg/m3）;cp為氣體比熱容（J/（kg·K））;T為氣膜溫度場（K）;p為氣膜壓力（Pa）;ka為氣體導熱系數（W/（m·K））.

在式（5）中，潤滑氣膜粘度與溫度的關系可由Salehi[12]提出的粘溫方程表示：

式中：λ = 4 × 10-8;當潤滑氣膜溫度T的單位為℃時，Tref = -458.75.

k3 = ;U為轉子外表面線速度（m/s）;ρa為周圍環境氣體密度（kg/m3）;D為軸承直徑（m）;L為軸承長度（m）.

要求解上述能量方程（7），需要得到軸承中氣膜 x、y、z 3個方向的速度分量. x、y方向上的速度表達式為：

1.1.2? ?邊界條件

本文通過對軸承的每瓣箔片單獨求解、最后整合分析的方式來預測軸承的溫度特性. 軸承內的氣膜分別與轉子外表面和頂箔內表面接觸，且氣膜溫度在入口處與進氣溫度相等，因此能量方程的邊界條件可表示為[19]：

式中：θs為每瓣箔片起始的角度位置（rad），等于0、 2π/3或4π/3;Tin為進氣口溫度（K）;TR為轉子外表面溫度（K）;TF為頂箔內表面溫度（K）.

在式（12）中，氣膜在頂箔固定點前緣入口處的溫度可由軸承吸入的冷卻氣流和軸承中循環氣流的氣體混合能量平衡關系式得到. 假設在所屬溫度范圍內氣體比熱容變化不大，則氣膜入口處溫度可表示為[24]：

式中：Qrec、Trec分別為循環氣體的流量（m3/min）和溫度（K）;Qsuc、Tsuc分別為吸入氣體的流量（m3/min）和溫度（K）.

1.2? ?傳熱模型

由于轉子高速轉動，帶動氣膜粘性剪切耗能產生熱量，其中一部分熱量會使氣膜和各軸承元件升溫，另一部分通過頂箔、波箔和熱對流的形式傳入軸承套并最終擴散到周圍環境氣體中，以及直接通過轉子將熱量傳遞到周圍環境中. 與軸承的徑向和軸向尺寸相比，氣膜厚度非常小，因此可以忽略直接通過氣膜傳遞到周圍環境中的熱量.

1.2.1? ?箔片傳熱模型

轉子外表面和頂箔內表面溫度是氣膜溫度計算中的重要邊界條件，假設轉子外表面溫度在圓周方向上相等，但由于轉子存在偏心，使得每一瓣箔片以及同一瓣箔片不同圓周方向上的溫度不盡相同. 新型三瓣式徑向氣體箔片動壓軸承箔片結構中的傳熱路徑如圖2所示，其傳熱可分為箔片內無冷卻氣流和有冷卻氣流2種情況. 由于箔片厚度相較于其它方向尺寸很小，可以忽略其在橫向上的傳熱.

當箔片結構中無冷卻氣流時，一部分熱量通過頂箔傳導到頂箔與波箔平面平行接觸部分，稱此接觸平面為“第二頂箔”，進而熱量傳導到第二頂箔與軸承套之間的空氣間隙，最終通過軸承套擴散到周圍環境中;另一部分熱量直接通過頂箔傳導到頂箔與軸承套之間的空氣間隙中，然后同樣通過軸承套將熱量傳遞出去;剩余的熱量將通過頂箔與波箔弧形部分的接觸區域傳導至波箔，通過波箔將熱量傳導至軸承套并擴散到周圍環境中.

當箔片結構中有冷卻氣流時，一部分熱量通過頂箔傳導至第二頂箔，最終通過冷卻氣流傳遞到環境氣體中. 由于頂箔部分區域與冷卻氣流直接接觸，這將帶走頂箔的一部分熱量. 其余部分的熱量將通過頂箔與波箔弧形部分的接觸區域傳導至波箔，由于波箔與冷卻氣流直接接觸，波箔結構中的熱量一部分通過冷卻氣流直接傳遞到環境氣體中，另一部分傳導至軸承套，并通過冷卻氣流和環境氣體的對流將熱量傳遞出去.

根據圖2所示的傳熱路徑，建立的熱阻模型如圖3所示. 圖3中TF為靠近頂箔側氣膜溫度值，T0為環境溫度，各熱阻的計算公式如表1所示.

當軸承溫度達到穩定狀態時，從氣膜傳遞到頂箔中的熱量和從頂箔傳遞出去的熱量將處于動態平衡. 根據此動態平衡關系，可以建立熱平衡方程：

1.2.2? ?轉子傳熱模型

本文中使用的是空心轉子傳熱模型，部分熱量從氣膜傳導至轉子，然后從轉子內外表面擴散到周圍環境氣體中. 在任意軸向位置，由于轉子的熱傳導率較高以及轉子壁厚較小，可假設轉子溫度在徑向方向上恒定. 由于轉子高速旋轉，可進一步假設轉子溫度在圓周方向上相等，因此可將轉子內的溫度情況簡化為沿軸向分布的一維溫度模型[17-18]. 各節點的熱平衡方程為：

式中：kR 為轉子導熱系數（W/（m·K））;Ac為轉子的橫截面積（m2）;TR為轉子溫度（K）;Rin為轉子軸厚方向上的熱阻（K/W）.

空心軸伸出軸承端擴散到周圍環境中的熱量可表示為[17]：

QL = kR Ac [m（TL - T0）tanh mLL ]，

QR = kR Ac [m（TR - T0）tanh mLR ]，

m =? ?（20）

式中：QL為空心軸左側伸出端流出的熱量（W）;QR為空心軸右側伸出端流出的熱量（W）;TL為軸承左端面溫度（K）;TR為軸承右端面溫度（K）;LL為空心軸左側伸出軸承端長度（m）;LR為空心軸右側伸出軸承端長度（m）;hc為空心軸伸出軸承端外表面散熱系數（W/（m2·K））.

1.3? ?計算流程

根據氣體箔片徑向軸承的非等溫Reynolds方程和能量方程，結合式（12）中的溫度邊界條件，可得到軸承的氣膜溫度分布，其計算流程如圖4所示. 在給定的轉速和外部載荷條件下，通過求解穩態Reynolds方程，得到轉子的初始平衡位置和氣膜壓力分布. 根據初始狀態下的壓力分布和膜厚分布求解能量方程，得到氣膜以及轉子的溫度分布. 在初步溫度計算過程中，轉子溫度視為定值且與環境溫度相同，隨后在每次的迭代過程中逐步增加轉子溫度，直到轉子熱量達到動態平衡狀態為止. 軸承溫度上升會對氣膜厚度和氣體粘度等參數產生影響，通過求解膜厚方程與粘溫方程，并代入Reynolds方程中重新計算氣膜壓力與氣膜厚度分布. 通過將穩態Reynolds方程和能量方程不斷循壞迭代，使前后兩次迭代之間的溫度和氣壓差異滿足收斂條件，最終得到軸承氣膜壓力與溫度分布.

2? ?熱特性分析

2.1? ?軸承氣膜壓力與溫度分布

根據表2所示的新型三瓣式徑向氣體箔片軸承參數，可預測出特定工況下軸承溫度分布情況，其計算流程見圖4.

圖5和圖6分別表示在轉速為25 kr/min、載荷為20 N時軸承的氣膜壓力與氣膜厚度分布. 軸承中兩瓣箔片之間的間隙較大，可假設箔片在此交界處的氣膜壓力與大氣壓力相等，因而在圖5中可以看到氣膜壓力存在3個明顯的波峰，由于軸承載荷施加于第二瓣箔片所在位置，故壓力峰值出現在此瓣箔片上. 從圖6中可以看出，由于每瓣箔片氣膜壓力峰值出現在軸向中間位置處（y = L/2），箔片變形較大，導致最小氣膜厚度出現在軸向兩側位置，此外，圖中還出現較多尖角毛刺，這是由于箔片局部變形所致. 氣膜厚度方向中間層的氣膜溫度分布如圖7所示，氣膜溫度在進氣口處快速上升，并在所施加的軸承負載位置（即氣膜壓力峰值處）的下游達到最大值. 從第三瓣箔片的氣膜溫度分布中可以看出，由于氣壓下降導致氣體發生膨脹，氣膜溫度也會有所降低. 但在前兩瓣箔片中，氣膜壓力峰值距入口處較遠且接近出口處，因而沒有出現氣膜溫度下降的情況.

圖8表示在上述工況下，軸承軸向中間平面（y =L/2）處氣膜溫度分布情況，圖片上側表示頂箔內表面，圖片下側表示轉子外表面，氣膜溫度沿轉子表面往頂箔側逐漸上升，在頂箔側所施加軸承負載位置的下游處達到峰值.

如1.2.2節中所述，假設轉子溫度在圓周方向上相等，并將轉子內的溫度情況簡化為沿軸向分布的一維溫度模型. 在轉速為25 kr/min、載荷為20 N時轉子的軸向溫度分布如圖9所示，轉子溫度沿軸向呈拋物線分布.

2.2? ?轉速與載荷對軸承溫度的影響

圖10表示軸承最高溫度與轉子轉速之間的關系，所施加的載荷為20 N. 從圖中可以看出，當轉速從15 kr/min增加到40 kr/min時，氣膜的粘性剪切耗能不斷增加，氣膜與轉子最高溫度隨轉速的上升幾乎呈線性遞增，且隨著轉速的不斷增大，氣膜與轉子之間的溫度差值也在不斷增加. 為研究轉速對不同箔片氣膜溫度的影響，在載荷為20 N的情況下，分別取轉速為20 kr/min、30 kr/min和40 kr/min，取各箔片中的氣膜最高溫度作為分析參數，如圖11所示. 由圖11可知，各箔片的最高溫度隨轉速的上升而遞增. 由于第二瓣箔片作為主要承載面，產生的氣膜壓力相對較高，因此在同一轉速條件下，第二瓣箔片中的氣膜溫度會高于其他兩瓣箔片.

圖12表示軸承最高溫度與軸承載荷之間的關系，轉速為25 kr/min.從圖12中可知，氣膜和轉子最高溫度幾乎不隨載荷發生變化，當載荷從10 N升至40 N，溫度變化在1 ℃以內. 對比圖10和圖12可發現，相較于轉速對氣膜溫度的影響，軸承載荷的影響并不明顯. 載荷對各箔片的溫度影響如圖13所示，轉速為25 kr/min，分別取載荷為20 N、30 N和40 N. 與轉速的影響相似，各箔片最高溫度隨載荷的增加而略微上升，且第二瓣箔片的溫度上升最大，可見載荷對主要承載箔片的溫度影響最為顯著.

2.3? ?冷卻氣流對軸承溫度的影響

圖14表示的是在箔片內不通冷卻氣流和通入

1 m3/min的冷卻氣流時軸承溫度隨轉速的變化，冷卻氣流溫度與環境溫度相同，載荷為20 N. 從圖14中可以看出，當在箔片結構中通入冷卻氣流時，氣膜和轉子溫度都將顯著下降，且隨著轉速的上升，冷卻氣流對軸承的降溫作用越來越顯著. 在工程實際應用中，建議采用通入冷卻氣流的方法對箔片軸承進行溫度控制.

為分析不同冷卻流量大小對軸承熱特性的影響，計算參數設為軸承載荷20 N、轉速25 kr/min，如圖15所示，且冷卻氣流溫度與環境溫度相同. 從圖15中可以看出，隨著冷卻流量的增加，氣膜和轉子最高溫度先快速下降，然后趨于穩定，即當冷卻流量增加到一定大小時，再增大流量不會對軸承溫度有顯著影響，氣流對軸承的冷卻已達到飽和狀態.

2.4? ?軸承溫度對承載力的影響

軸承溫度的變化會改變軸承中的氣體粘度和密度等參數，而這些參數的改變又會對軸承靜態性能造成影響. 為研究溫度變化對軸承靜態性能的影響，取載荷為20 N，分析在非等溫情況下偏心率隨轉速的變化情況;取轉速為25 kr/min，分析在非等溫情況下偏心率隨載荷的變化情況，結果分別如圖16和圖17所示. 由圖可知，等溫模型假設氣膜溫度不發生變化，且與周圍環境溫度一直保持相同，轉子偏心率隨轉速的上升而下降. 在相同的工作條件下，即軸承載荷與轉子轉速相同時，由于氣體粘度隨軸承氣膜溫度的上升而增加，與恒溫條件下相比考慮軸承溫度效應時的偏心率會更低，可見，忽略軸承溫度變化將低估軸承承載能力. 當考慮溫度對氣體粘度和密度的影響時，軸承運行環境將更加符合實際情況，從而更加精確地預測軸承靜態性能.

3? ?結? ?論

針對新型三瓣式徑向氣體箔片動壓軸承，提出了相應的整套熱特性潤滑理論模型. 通過耦合求解非等溫Reynolds方程和氣膜能量方程，并考慮轉子的離心效應和熱膨脹量對軸承溫度的影響，運用數值模擬的方法求解出氣膜溫度分布. 通過詳細分析氣膜溫度分布特征和主要參數對軸承溫度的影響，得出以下結論：

1）氣膜溫度在進氣口處快速上升，并在所施加的軸承負載位置的下游達到最大值，且沿轉子表面往頂箔側氣膜溫度逐漸上升，高溫區域分布在接近頂箔側的位置，因此在箔片結構中通入冷卻氣流可以起到更好的降溫效果.

2）轉子溫度沿軸向呈拋物線分布.

3）各軸承元件溫度隨轉速線性遞增，且隨著轉速的上升，氣膜與轉子的溫度差值不斷擴大. 相較于轉速對氣膜溫度的影響，軸承載荷的影響并不明顯.

4）往軸承箔片結構中通入冷卻氣流可以起到明顯的降溫效果，且隨著轉速的上升，冷卻氣流對軸承的降溫作用越來越顯著.

5）等溫模型將低估軸承承載能力，與等溫模型相比，非等溫模型可更加切合實際的預測軸承靜態性能.

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