主动磁悬浮轴承支承旋转机械的减振性能研究

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以透平机、航空发动机、电机和泵等为代表的旋转机械，是电力、石化、冶金及航空航天等行业 中重要的动力设备。这些设备运行的平稳性和可靠性至关重要 ，-旦发生故障，都可能造成相当的经济损失甚至引发安全事故。从工程经验来看，振动过大是引起故障的主要原因，其危害是：降低设备的工作效率；产生不期望的结构噪声；因长时间承受大幅交变应力导致部件的疲劳失效甚至断裂。旋转机械的振源多种多样，但本质上讲，主要来自于各种形式的不平衡，例如因材质不均匀、结构不对称以及制造和装配误差产生的原始不平衡，部件在运行中由于碰摩、松动或变形产生的继发不平衡 ，因流体力或电磁力分布不均匀产生的载荷不平衡等 J。由这些不平衡振源产生的转子不平衡力和其它轴系激励力，通过轴承、轴承座、外壳、隔振器等支承结构以弹性波的形式在系统内进行传递，最后经基座以及与空气直接接触的设备表面将振动能量传递至外界，从而形成结构噪声。

传统的振动被动控制技术已在工程中获得了广泛应用，但其自身所存在的各种局限性也是为业内所熟知。随着在高转速、高精度、高可靠性及轻量化方向上的不断演进，旋转机械对振动的控制要求也愈加苛刻。于是，近些年各种振动主动控制技术得到了空前的发展 J。作为 目前唯-投入实用的可以实施主动控制的支承，主动磁悬浮轴承 (activemagnetic beating，AMB)具有很多机械轴承所无法比拟的优点：高转速、低功耗、无磨损、无需润滑以及振动实时控制等。国外已经成功地将其应用于透平机械、离心机、储能飞轮及人工心脏等多个领域 J，而国内因起步晚，大都仍处于实验室研究阶段。由于国外的应用已有成功事例，而且近些年国内的研究成果，主动磁悬浮轴承受到了越来越多领域的关注。本文以旋转机械减振降噪的需求为研究背景，提出了利用主动磁悬浮轴承替代机械轴承的设想，通过结合某工程试验样机，利用理论分析、数值计算及实验对比测试，研究并验证了主动磁悬浮轴承在整机减振方面的性能和潜力，从而为今后拓展其应用领域和诚奠定了基矗1 主动磁悬浮轴承技术简介主动磁悬浮轴承(AMB)，又称磁轴承、电磁轴承或磁力轴承，是-种典型的机电-体化产品 。

① 863计划(2003AA511010)和国家科技重大专项课题(2011ZX06901 1O)资助项目。

② 男，1985年生，博士生；研究方向：旋转机械振动与噪声控制；联系人，E-mml：1o3###mmls.tsinua.edu.cn(收稿 日期：201207 8)- 617 - 郭垒磊等 ：主动磁悬浮轴承支承旋转机械的减振性能研究各项参数后，则有I l 1南 l )其中，Ij 为轴承刚度， 为机体、隔振器和基座的等效刚度，M 为机体、隔振器和基座的等效质量， 为振动角频率。

对式(2)进行定性分析可知，A 随轴承的变化关系主要看 与 I -Me∞ l之间的相互关系。当≤√ 及 >√ 生时， 随轴承刚度的减小而减小；当√ <∞≤√ 时，A 随轴承刚度的减小而增大。

综合以上分析可见，在所关注的频率区间满足- 定条件的情况下，通过减小轴承刚度从理论上能实现旋转机械整机减振的目的。

3 振动不平衡响应分析基于前文的原理分析，为了验证并评估主动磁悬浮轴承较之机械轴承在对旋转机械减振上的可行性和实际性能，本文结合某工程试验样机开展了相关的有限元数值计算及振动对比实验研究。

如图3所示，该试验样机由地脚螺栓刚性安装在测试平台(图中未画出)上，原型是采用 A、B、c三组滚动轴承支承，由驱动电机通过膜片式联轴器带动转子运行。轴承 B两侧有大小各-个圆盘，试验中可以通过调整凹槽中平衡块的质量和位置来改变系统的平衡精度等级。按照指定的要求，选取三个轴承座机脚位置在竖直方向上的振动加速度级作为考察指标。

， 驱动电机 联轴器 厂轴承 厂轴承B 厂轴承Cl匹 二趟 旦三翻I ilf ik 匪.图3 试验样机结构示意图对于这样-个轴系，其实际运行时的振源构成是非常复杂的。计算时如果要把所有因素都考虑周全。通常比较困难且并非必要。因此，本文在不影响研究 目标的前提下，作了适度的简化和假设：忽略电机和联轴器对转子系统的耦合作用，只考虑转子不平衡质量对振动响应的影响。

由有限元软件建立的模型如图4所示，共划分成 173761个四面体单元和 184个梁单元，合计44249个节点。其中，转子采用-维梁单元(半段联轴器、铁芯、硅钢叠片及圆盘等均采用等效集中质量和转动惯量来近似模拟)、机体(含轴承定子、轴承座及外壳等)及基座均采用三维四面体实体单元，转子与机体之间采用 Bearing单元连接，基座通过 8个地脚螺栓固定在地面上。

主视图 侧视图图4 试验样机有限元模型示意图由于机体及基座 自身的结构阻尼、材料阻尼等均很复杂，但数值较小，-般情况下可不予考虑 J。

而对于轴承的阻尼，通常也难以确定，本文根据经验统-假定粘性阻尼比为 0.05。

在计算中，重点考察轴承的刚度变化对样机轴承座机脚振动响应的影响。由于原型样机是采用滚动轴承支承，故将机械轴承的刚度设定在 2 X 10 -1×10 N/m量级范围内变化 。

杨国军等 按临界转速随支承刚度的变化关系，在理论上将主动磁悬浮轴承的刚度从小到大依次划分成低刚度区(1O ～10。N/m)、过渡区(10。～10 N/m)以及高刚度区(10。N/m以上)。但在实际应用中，出于控制稳定性以及结构尺寸限制等因素的综合考虑，-般还是选择中等”刚度量级(10 ～10 N/m)。

在后续的实验中，实际测试了多个工况下的振动对比数据。但由于篇幅所限，本文只能以动平衡精度等级为 G1.0时的工况为例来对数值计算和振动实验的结果作相关介绍。

将动平衡实验数据折算成不平衡质量施加于大小圆盘的相应位置，经软件计算后可得轴承座A、B、c机脚位置在竖直方向上的振动加速度级平均值(选取若干点作平均)随轴承刚度变化的关系，如图5-图7所示(仅选取了-些典型值作示意)。

- 619 - 高技术通讯 2013年6月 第 23卷 第 6期醛囊蒋嚣暑0 10 2O 30 4O 5O 6O 7O 8O 90 l00110转频(Hz)图5 轴承座 A机脚振动响应随轴承刚度变化曼嚣瑙墨糕嚣墨0 10 2O 3O 4O 5O 6O 7O 8O 90 lo0llO转频(Hz)图6 轴承座 B机脚振动响应随轴承刚度变化O 10 20 30 4O 50 6O 70 80 9O 100 l10转频(Hz)图7 轴承座 C机脚振动晌应随轴承刚度变化区域，此时转子相当于被刚支，刚度再增大对机脚振动已无影响，这也就从另-侧面说明了为何以前较少有在机械轴承上作整机减振的相关研究。

(3)10 及 10。N/m属于主动磁悬浮轴承易实现的中等”刚度量级，但当轴承刚度等于 1×10 N/m时，在转频为 20Hz附近也出现了共振峰，此时的振动加速度级甚至超出了机械轴承刚度区间，这对减振显然是不利的。但是，由于主动磁悬浮轴承 自身刚度和阻尼可调的特性，在实际控制中也完全可以通过调整局部刚度将该共振峰移出所关注的频率区间。

4 振动对比实验有限元数值计算的结果定性地验证了主动磁悬浮轴承在减振方面的可行性，但是由于样机实际振源构成的复杂性，我们需要开展专门的振动对比实验来对其实际减振性能进行综合评估。

根据相似准则及指定要求，在旧能保证结构和功能相同以及制造和装配精度均-致的情况下，以滚动轴承支承样机为原型，另外又研制了采用主动磁悬浮轴承支承的对比样机，其相关的 PID控制参数如表 1所示。

表 1 主动磁悬浮轴承试验样机 PID控制参数参数名称 量值比例系数积分系数 J，积分截止时间常数 r，(s)微分系数微分截止时间常数 r。(s)位移传感器比例增益系数A (V/mm)功率放大器比例增益系数A (A/V)力-电流刚度系数 (N/A)力-位移刚度系数 (N/m)(1)单纯从动力学角度分析，减小轴承刚度的 实验中通过变频器改变驱动电机的转速，按照思路对于降低旋转机械的机脚振动确实可行。当轴 实验大纲规定，转速每隔600r/min(即转频10Hz)记承刚度低至10 N/m以下后，刚度每减小-个量级， 录-组数据，将各个转速下3个轴承座机脚位置多机脚振动加速度级在全频率范围约降低20dB。 个测点的振动加速度有效值(频段 10Hz-lkHz)取(2)在机械轴承的常见刚度范围内，机脚振动 平均换算后，得到系统在动平衡精度等级为 G1·0变化很小，且刚度越大，这种特征体现得越明显。当 工况时，机械轴承和主动磁悬浮轴承两种支承下轴轴承刚度等于 2×10N/m时，在转频为 70H 附近 承座 A、B、C机脚位置在竖直方向上的振动加速度出现峰值，这是由于转子的刚性模态所致。而当刚 级对比关系，如图8-图 10所示。

度增大至-定值时，该模态的共振频率已远离转速. . . - - 620 . .--加 ∞ 踮 ∞ 柏 加 加 ∞ ∞ 印 ∞ 加 0嘶 4 --- m～加 ∞ ∞ ∞ ∞ 加 0-∞p 嚣 鞲嚣暴郭垒磊等：主动磁悬浮轴承支承旋转机械的减振性能研究百《蘧曩幅骚星暑园- 蹈幽景稃蜷星蠹号爨躜瑙曩幅蜷嚣暴l35130125l2Oll5ll0l35l3O125120lJ5llOl35l3Ol25l2Oll5l1010 2O 3O 40 5O 6O转频 fIz)图 8 试验中轴承座 A机脚振动响应l0 2O 3O 40 5O 60转频 flz)图9 试验中轴承座 B机脚振动响应l0 2O 3O 40 50 6O转频0qz)图 10 试验中轴承座 C机脚振动响应通过以上三图，可以看出：(1)实验结果与数值计算结果整体反映的趋势基本-致，主动磁悬浮轴承较之机械轴承在整机减振方面具有显著实际效果。本实验中，在绝大多数转速下，样机轴承座机脚振动加速度级降幅超过15dB，最高可达到23dB。

(2)与数值计算的单频振动加速度级不同，实验中测试的是频率 lOHz-1kHz范围内振动加速度总级，它是由各种不同频率振动分量(转子不平衡质量产生的同频振动只是其中-小部分)合成，因此其有效值肯定也大，尤其是在低频区。尽管如此，仍不难看出主动磁悬浮轴承在非同频区域的减振优势也同样突出。

(3)随着转速的变化，机械轴承支承样机的振动变化幅度较大，而反观主动磁悬浮轴承支承样机则相对平稳，直观地展示了主动磁悬浮轴承能保证系统运行平稳、可靠的优势。

(4)由于时间和条件所限，本实验中选择的控制方法仍是传统的PID控制，未能采用前文提到的更为先进的主动平衡”控制，这也就是说，在理论上，主动磁悬浮轴承支承样机的实际减振性能还有较大的提升空间。

5 结 论以旋转机械的振动和噪声问题为背景，本文提出了采用新型主动磁悬浮轴承取代传统机械轴承以实现整机减振降噪的设想♂合某工程试验样机，通过理论分析、数值计算及对比实验等方法，针对主动磁悬浮轴承支承旋转机械的减振性能进行了全面综合的验证和评估，直观形象地展示了主动磁悬浮轴承较之机械轴承在整机减振方面的优势和潜力。

相信随着主动控制技术的不断进步以及相关工程化条件的逐步完善，在-些对于振动水平有着苛刻要求的领域和诚，主动磁悬浮轴承会成为绝佳的轴承替代选择。