低支撐剛度轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的設(shè)計分析

董振興，吳洪穎

(佳木斯電機股份有限公司，黑龍江佳木斯154002)

0 引言

目前大功率、高轉(zhuǎn)速電動機應(yīng)用需求日益廣泛，而其運行時振動大的問題一直難以解決。從使用角度考慮，對大型、高轉(zhuǎn)速電動機的振動烈度要求嚴于普通電動機。因為高轉(zhuǎn)速下劇烈的振動會加劇軸承磨損、降低電動機壽命，還會降低其從屬設(shè)備系統(tǒng)的整體壽命。

影響電動機振動的因素很多，其中之一就是轉(zhuǎn)子系統(tǒng)自身的激振。為減少轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的激振，生產(chǎn)過程采取很多措施，如避免轉(zhuǎn)子發(fā)生彎曲共振(平常所說的電機一階臨界轉(zhuǎn)速)、減少轉(zhuǎn)子不平衡量、提高加工精度、裝配精度等，而當轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的支撐剛度很低的時候，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振型會發(fā)生改變。

1 低支撐剛度轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振型特點

大型、高轉(zhuǎn)速電動機由于其旋轉(zhuǎn)線速度高，軸承處發(fā)熱嚴重，軸承設(shè)計的間隙較大，支撐剛度較低，此時轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振型將發(fā)生改變，會出現(xiàn)一個平動和擺動的振型，如圖1 所示。

圖1 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在不同支撐剛度下的振型圖

2 低支撐剛度轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的設(shè)計

轉(zhuǎn)子系統(tǒng)設(shè)計時應(yīng)綜合考慮多方面影響，避開各種不利因素。

2.1 考慮支撐剛度變化

對于同一轉(zhuǎn)子來說，臨界轉(zhuǎn)速隨著支撐剛度變化而改變。從圖1 可以看出:左側(cè)低支撐剛度下一次彎曲振型和右側(cè)高支撐剛度下的一次彎曲振型振動形式相同，但轉(zhuǎn)速數(shù)值相差很多。

對于一般滾動軸承和滑動軸承，支撐剛度較高(約為108～109N/m)，傳統(tǒng)計算方法不考慮軸承支撐特性，或者按支撐剛度很高對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進行計算，再留出一定的設(shè)計裕度，則可以滿足生產(chǎn)制造要求。

而對于支撐剛度低的滑動軸承和磁懸浮軸承，由于其支撐剛度低(約為105～107N/m)，振型發(fā)生改變，使得轉(zhuǎn)子系統(tǒng)復(fù)雜化，傳統(tǒng)設(shè)計方法不能滿足生產(chǎn)制造要求。

2.2 考慮不同振型

在轉(zhuǎn)子系統(tǒng)支撐剛度較低時，出現(xiàn)了兩種不同的振型:平動及擺動。與彎曲振型不同，平動和擺動發(fā)生時不會對軸本身產(chǎn)生很大的破壞，其相當于軸承自身發(fā)生共振。但此時振動烈度、撓度都會很大，對于軸承乃至整個設(shè)備系統(tǒng)來說是很不利的，設(shè)計時同樣應(yīng)予以避免。

3 應(yīng)用實例

3.1 電動機參數(shù)

某立式高轉(zhuǎn)速電動機及其軸承參數(shù)如表1、表2 所示。

表1 某立式高轉(zhuǎn)速電動機參數(shù)

表2 某立式高轉(zhuǎn)速電動機軸承參數(shù)

3.2 計算分析

考慮此電動機軸承X 方向支撐剛度較低，可能會出現(xiàn)平動、擺動振型。為盡量減少電動機運行中出現(xiàn)任何不利情況，采用有限元方法對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進行分析計算，計算模型如圖2 所示。

圖2 轉(zhuǎn)子有限元計算模型

通過計算，此電動機轉(zhuǎn)子在軸承X 方向確有平動、擺動振型發(fā)生，如圖3、圖4 所示。

圖3 有限元分析結(jié)果(平動振型)

圖4 有限元分析結(jié)果(擺動振型)

不考慮陀螺效應(yīng)，對不同轉(zhuǎn)速所對應(yīng)的不同支撐剛度進行多次迭代計算，計算結(jié)果如表3 所示。

表3 轉(zhuǎn)子平動、擺動振型計算結(jié)果

考慮陀螺效應(yīng)，重新進行迭代計算，計算結(jié)果如表4 所示。

表4 轉(zhuǎn)子平動、擺動振型計算結(jié)果

3.3 轉(zhuǎn)子測試

此電動機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速較高(轉(zhuǎn)子表面線速度最高可達150m/s)，為盡量提高轉(zhuǎn)子的動平衡精度，此電動機進行高速動平衡校核，同時對轉(zhuǎn)子運行狀態(tài)進行實際測試。測試設(shè)備選用轉(zhuǎn)子高速動平衡儀器，測動平衡時可同時監(jiān)測軸承處振動數(shù)值及振動角度。由于電動機軸承不能安裝在此測試儀器上，現(xiàn)場另外配做了一套軸承用于平衡，其支撐剛度略低于電動機軸承，現(xiàn)場測試時模擬實際運行的軸承距，如圖5 所示。

圖5 轉(zhuǎn)子測試設(shè)備

經(jīng)過測試，轉(zhuǎn)子在0 ～4800r/min 的振動曲線如圖6 所示(圖中橫坐標為轉(zhuǎn)速，上半部分縱坐標為振動烈度;下半部分縱坐標為振動角度)。

圖6 轉(zhuǎn)子振動測試曲線

圖6 可以看出，轉(zhuǎn)子在接近2 100r/min 時振動角度發(fā)生突變，振動烈度突然增高，而此振型頻段很窄。分析此情況，認為這是軸承自身發(fā)生了異常(平動振型共振)，而轉(zhuǎn)子沒有發(fā)生彎曲共振，此現(xiàn)象發(fā)生的轉(zhuǎn)速與表4 中計算結(jié)果(2 380.97r/min)接近。轉(zhuǎn)子在4 500 ～4 800r/min 時振動烈度呈上升趨勢，但并沒有發(fā)現(xiàn)異常振動。由于轉(zhuǎn)子存在剩余不平衡量，轉(zhuǎn)速越高，產(chǎn)生的不平衡激勵也會更大。由于測試條件所限，僅繪制了4 800r/min 以下的振動曲線。

3.4 結(jié)果差異分析

設(shè)計過程中采用有限元方法計算結(jié)果為2 380.97r/min(平動振型)，而實際測試結(jié)果約為2 100r/min，分析差異產(chǎn)生主要原因:計算方法差異、測試誤差及測試過程中軸承與實際使用的軸承不同。因測試時采用的軸承缺少具體的支撐特性，不能對計算方法進行完全驗證，所以只能采用電動機實際應(yīng)用的軸承進行整機測試，以對設(shè)計方法進行驗證。

4 整機振動測試

電動機裝配后進行整機振動測試，試驗時分別測量不同轉(zhuǎn)速下電動機的振動。轉(zhuǎn)速在2 400r/min附近時，電動機振動烈度達到最大值為4.6mm/s;轉(zhuǎn)速在4 000r/min 時，電動機振動烈度值為2.1mm/s。

5 結(jié)語

(1)通過計算分析，對滑動軸承(支撐剛度較低)支撐的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在低轉(zhuǎn)速(2 400r/min)時振動大(4.6mm/s)的現(xiàn)象進行了合理的詮釋。

(2)通過計算分析及試驗驗證，避免電動機發(fā)生一種不利運行的工況。

(3)通過試驗，對計算方法進行了驗證，計算偏差小于1%。

［1］ JB/T 6443—2006 石油、化工和氣體工業(yè)用軸流、離心壓縮機及膨脹機-壓縮機.

［2］ 李隆年，王寶玲，周汝潢.電機設(shè)計.北京:清華大學出版社，1992.