低支撑刚度转子系统的设计分析

2013-03-04董振兴吴洪颖

防爆电机 2013年4期

董振兴，吴洪颖

(佳木斯电机股份有限公司，黑龙江佳木斯154002)

0 引言

目前大功率、高转速电动机应用需求日益广泛，而其运行时振动大的问题一直难以解决。从使用角度考虑，对大型、高转速电动机的振动烈度要求严于普通电动机。因为高转速下剧烈的振动会加剧轴承磨损、降低电动机寿命，还会降低其从属设备系统的整体寿命。

影响电动机振动的因素很多，其中之一就是转子系统自身的激振。为减少转子系统的激振，生产过程采取很多措施，如避免转子发生弯曲共振(平常所说的电机一阶临界转速)、减少转子不平衡量、提高加工精度、装配精度等，而当转子系统的支撑刚度很低的时候，转子系统的振型会发生改变。

1 低支撑刚度转子系统的振型特点

大型、高转速电动机由于其旋转线速度高，轴承处发热严重，轴承设计的间隙较大，支撑刚度较低，此时转子系统的振型将发生改变，会出现一个平动和摆动的振型，如图1 所示。

图1 转子系统在不同支撑刚度下的振型图

2 低支撑刚度转子系统的设计

转子系统设计时应综合考虑多方面影响，避开各种不利因素。

2.1 考虑支撑刚度变化

对于同一转子来说，临界转速随着支撑刚度变化而改变。从图1 可以看出:左侧低支撑刚度下一次弯曲振型和右侧高支撑刚度下的一次弯曲振型振动形式相同，但转速数值相差很多。

对于一般滚动轴承和滑动轴承，支撑刚度较高(约为108～109N/m)，传统计算方法不考虑轴承支撑特性，或者按支撑刚度很高对转子系统进行计算，再留出一定的设计裕度，则可以满足生产制造要求。

而对于支撑刚度低的滑动轴承和磁悬浮轴承，由于其支撑刚度低(约为105～107N/m)，振型发生改变，使得转子系统复杂化，传统设计方法不能满足生产制造要求。

2.2 考虑不同振型

在转子系统支撑刚度较低时，出现了两种不同的振型:平动及摆动。与弯曲振型不同，平动和摆动发生时不会对轴本身产生很大的破坏，其相当于轴承自身发生共振。但此时振动烈度、挠度都会很大，对于轴承乃至整个设备系统来说是很不利的，设计时同样应予以避免。

3 应用实例

3.1 电动机参数

某立式高转速电动机及其轴承参数如表1、表2 所示。

表1 某立式高转速电动机参数

表2 某立式高转速电动机轴承参数

3.2 计算分析

考虑此电动机轴承X 方向支撑刚度较低，可能会出现平动、摆动振型。为尽量减少电动机运行中出现任何不利情况，采用有限元方法对转子系统进行分析计算，计算模型如图2 所示。

图2 转子有限元计算模型

通过计算，此电动机转子在轴承X 方向确有平动、摆动振型发生，如图3、图4 所示。

图3 有限元分析结果(平动振型)

图4 有限元分析结果(摆动振型)

不考虑陀螺效应，对不同转速所对应的不同支撑刚度进行多次迭代计算，计算结果如表3 所示。

表3 转子平动、摆动振型计算结果

考虑陀螺效应，重新进行迭代计算，计算结果如表4 所示。

表4 转子平动、摆动振型计算结果

3.3 转子测试

此电动机转子转速较高(转子表面线速度最高可达150m/s)，为尽量提高转子的动平衡精度，此电动机进行高速动平衡校核，同时对转子运行状态进行实际测试。测试设备选用转子高速动平衡仪器，测动平衡时可同时监测轴承处振动数值及振动角度。由于电动机轴承不能安装在此测试仪器上，现场另外配做了一套轴承用于平衡，其支撑刚度略低于电动机轴承，现场测试时模拟实际运行的轴承距，如图5 所示。

图5 转子测试设备

经过测试，转子在0 ～4800r/min 的振动曲线如图6 所示(图中横坐标为转速，上半部分纵坐标为振动烈度;下半部分纵坐标为振动角度)。

图6 转子振动测试曲线

图6 可以看出，转子在接近2 100r/min 时振动角度发生突变，振动烈度突然增高，而此振型频段很窄。分析此情况，认为这是轴承自身发生了异常(平动振型共振)，而转子没有发生弯曲共振，此现象发生的转速与表4 中计算结果(2 380.97r/min)接近。转子在4 500 ～4 800r/min 时振动烈度呈上升趋势，但并没有发现异常振动。由于转子存在剩余不平衡量，转速越高，产生的不平衡激励也会更大。由于测试条件所限，仅绘制了4 800r/min 以下的振动曲线。

3.4 结果差异分析

设计过程中采用有限元方法计算结果为2 380.97r/min(平动振型)，而实际测试结果约为2 100r/min，分析差异产生主要原因:计算方法差异、测试误差及测试过程中轴承与实际使用的轴承不同。因测试时采用的轴承缺少具体的支撑特性，不能对计算方法进行完全验证，所以只能采用电动机实际应用的轴承进行整机测试，以对设计方法进行验证。