高速重載下雙層保護(hù)軸承的最大碰撞力及熱特性分析

朱益利　金超武

1.常州工學(xué)院，常州，213002　　2.南京航空航天大學(xué)，南京，210016

高速重載下雙層保護(hù)軸承的最大碰撞力及熱特性分析

朱益利1金超武2

1.常州工學(xué)院，常州，2130022.南京航空航天大學(xué)，南京，210016

摘要：搭建了轉(zhuǎn)子跌落試驗臺，研究了A、B兩種結(jié)構(gòu)的雙層保護(hù)軸承在高速重載下的工作性能。建立了動力學(xué)模型和熱網(wǎng)絡(luò)模型，理論分析了不同雙層保護(hù)軸承參數(shù)下，磁懸浮軸承失效后轉(zhuǎn)子和保護(hù)軸承的動力學(xué)響應(yīng)以及保護(hù)軸承內(nèi)圈的溫升情況，并進(jìn)行了相關(guān)的轉(zhuǎn)子跌落試驗研究。研究結(jié)果表明，B結(jié)構(gòu)雙層保護(hù)軸承更適合應(yīng)用于高速重載場合。

關(guān)鍵詞：磁懸浮軸承；雙層保護(hù)軸承；轉(zhuǎn)子跌落；動力學(xué)響應(yīng)；溫升

0引言

高速磁懸浮電機(jī)系統(tǒng)中，保護(hù)軸承起著臨時支撐轉(zhuǎn)子和保護(hù)定子系統(tǒng)的作用。國內(nèi)外學(xué)者對新型保護(hù)軸承進(jìn)行了大量的研究[1-4]。雙層保護(hù)軸承作為在高速磁懸浮電機(jī)系統(tǒng)中使用的一種新型保護(hù)軸承，開展其在高速重載下的應(yīng)用研究具有重要意義。文獻(xiàn)[5-6]重點分析了轉(zhuǎn)子跌落到傳統(tǒng)保護(hù)軸承上的動力學(xué)響應(yīng)過程，文獻(xiàn)[7-10]重點研究了轉(zhuǎn)子跌落到傳統(tǒng)保護(hù)軸承上的發(fā)熱問題。

文獻(xiàn)[4]建立了轉(zhuǎn)子跌落到雙層保護(hù)軸承上的動力學(xué)模型，并在低速輕載下進(jìn)行了相關(guān)的仿真和試驗研究，研究結(jié)果表明，雙層保護(hù)軸承的使用能在一定程度上減小轉(zhuǎn)子跌落后的沖擊和振動。為了研究雙層保護(hù)軸承在高速和重載場合下的工作性能，筆者搭建了高速重載的轉(zhuǎn)子跌落試驗平臺，對轉(zhuǎn)子在高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下跌落后的動力學(xué)響應(yīng)進(jìn)行了分析，并建立熱網(wǎng)絡(luò)模型來分析轉(zhuǎn)子跌落后內(nèi)圈溫度的變化。對比分析了不同雙層保護(hù)軸承參數(shù)對磁懸浮軸承失效后各部件的動力學(xué)響應(yīng)以及保護(hù)軸承內(nèi)圈溫升的影響，并進(jìn)行了相應(yīng)的跌落試驗研究和破壞性試驗研究。

1試驗臺及雙層保護(hù)軸承結(jié)構(gòu)

搭建的轉(zhuǎn)子跌落試驗臺如圖1所示，其正常工作轉(zhuǎn)速為30 000 r/min。由于本試驗臺需要進(jìn)行多次高速重載轉(zhuǎn)子跌落試驗，為保證試驗臺的安全，左右兩端分別安裝兩級保護(hù)軸承，一級保護(hù)軸承的保護(hù)間隙為125 μm，二級保護(hù)軸承的保護(hù)間隙為200 μm。

1.徑向位移傳感器　2.轉(zhuǎn)子　3.軸向位移傳感器4.一級保護(hù)軸承　5.二級保護(hù)軸承　6.軸向磁懸浮軸承定子7.徑向磁懸浮軸承定子　8.電機(jī)定子圖1　高速跌落試驗臺結(jié)構(gòu)

選用圖2所示的2種雙層保護(hù)軸承結(jié)構(gòu)作為一級保護(hù)軸承進(jìn)行仿真和試驗研究。A結(jié)構(gòu)中，內(nèi)外層均只有1個滾珠軸承；B結(jié)構(gòu)中，內(nèi)層由2個滾珠軸承組成。

圖2　雙層保護(hù)軸承結(jié)構(gòu)

2動力學(xué)模型及熱分析模型的建立

圖3　轉(zhuǎn)子受力模型

根據(jù)試驗平臺，可以建立剛性轉(zhuǎn)子的動力學(xué)模型，如圖3所示。圖3中，Or為轉(zhuǎn)子質(zhì)心，Gr為轉(zhuǎn)子重力，F(xiàn)cx、Fcy分別為轉(zhuǎn)子離心力沿x、y軸方向的分量，F(xiàn)a1x、Fa1y分別為左端徑向磁懸浮軸承沿x、y軸方向的支撐力，F(xiàn)a2x、Fa2y分別為右端徑向磁懸浮軸承沿x、y軸方向的支撐力，F(xiàn)11x、F11y分別為左端一級保護(hù)軸承沿x、y軸方向的徑向支撐力，F(xiàn)12x、F12y分別為右端一級保護(hù)軸承沿x、y軸方向的徑向支撐力，F(xiàn)21x、F21y分別為左端二級保護(hù)軸承沿x、y軸方向的徑向支撐力，F(xiàn)22x、F22y分別為右端二級保護(hù)軸承沿x、y軸方向的徑向支撐力，ls1、ls2分別為左端和右端位移傳感器與轉(zhuǎn)子質(zhì)心Or之間的距離；la1、la2分別為左端和右端徑向磁懸浮軸承支撐中心與轉(zhuǎn)子質(zhì)心Or之間的距離；l11、l12分別為左端和右端一級保護(hù)軸承支撐中心與轉(zhuǎn)子質(zhì)心Or之間的距離；l21、l22分別為左端和右端二級保護(hù)軸承支撐中心與轉(zhuǎn)子質(zhì)心Or之間的距離。

由圖1可以列出轉(zhuǎn)子的動力學(xué)方程：

(1)

轉(zhuǎn)子繞軸向的轉(zhuǎn)動方程為

(2)

式中，F(xiàn)t11、Ft12分別為左端和右端一級保護(hù)軸承作用在轉(zhuǎn)子上的摩擦力；Rt11、Rt12分別為轉(zhuǎn)子在左端和右端一級保護(hù)軸承位置對應(yīng)處的軸半徑；Ft21、Ft22分別為左端和右端二級保護(hù)軸承作用在轉(zhuǎn)子上的摩擦力；Rt21、Rt22分別為轉(zhuǎn)子在左端和右端二級保護(hù)軸承位置對應(yīng)處的軸半徑。

設(shè)定轉(zhuǎn)子和軸承的初始條件及積分時間步長后，將式(1)、式(2)對時間積分，即可獲得各個時刻的轉(zhuǎn)子運動狀態(tài)。

文獻(xiàn)[12]針對傳統(tǒng)應(yīng)用中雙層滾珠軸承建立了熱學(xué)模型，計算了軸承的摩擦熱和溫度分布，參考其建模方法建立了B結(jié)構(gòu)雙層保護(hù)軸承的發(fā)熱溫度節(jié)點模型，如圖4所示，圖中，T為各節(jié)點溫度，下標(biāo)r、i、b、L、m、o、h、∞分別表示轉(zhuǎn)子、內(nèi)圈、滾珠、潤滑劑、中圈、外圈、軸承座、環(huán)境。 由于轉(zhuǎn)子跌落后將與保護(hù)軸承內(nèi)圈碰撞，并非一直接觸，因此，當(dāng)轉(zhuǎn)子與內(nèi)圈不接觸時，圖5中的熱阻Rrr=0。

圖4　B結(jié)構(gòu)保護(hù)軸承的溫度節(jié)點模型

圖5　轉(zhuǎn)子跌落到B結(jié)構(gòu)保護(hù)軸承上的熱網(wǎng)絡(luò)模型

根據(jù)圖4中各個溫度節(jié)點的分布，可以得到各溫度節(jié)點傳熱的熱網(wǎng)絡(luò)模型，如圖5所示。圖5中，R為各個部分的熱阻，可以由相關(guān)的轉(zhuǎn)子及保護(hù)軸承的材料和幾何尺寸求得[13]。Hi1、He1分別為內(nèi)層滾珠軸承內(nèi)外滾道接觸區(qū)的摩擦熱，Hi2、He2分別為外層滾珠軸承內(nèi)外滾道接觸區(qū)的摩擦熱，可以由軸承的實時摩擦力矩與軸承工作轉(zhuǎn)速求得[11]；轉(zhuǎn)子跌落后，轉(zhuǎn)子與內(nèi)圈之間的摩擦熱為

(3)

轉(zhuǎn)子跌落過程中，各個接觸區(qū)的摩擦熱并非恒定不變，且轉(zhuǎn)子與內(nèi)圈兩溫度節(jié)點間的熱阻Rrr時有時無。為了計算出各個溫度節(jié)點在某一個時刻的溫度，需要引入時間步長Δt(等于轉(zhuǎn)子跌落后的動力學(xué)仿真過程中的時間積分步長)對溫度平衡方程在時間上進(jìn)行積分。根據(jù)圖5可以列出各溫度節(jié)點的瞬態(tài)溫度計算方程：

MC(Tt+Δt-Tt)=(Qi,t-Qo,t)Δt

(4)

其中，M為各溫度節(jié)點對應(yīng)部分的質(zhì)量，由具體的幾何和材料參數(shù)求得[13]；C為各溫度節(jié)點對應(yīng)部分的比熱，可根據(jù)材料特性查表獲得[13]；Qi、Qo分別為傳入和傳出溫度節(jié)點的熱量。給定環(huán)境溫度T∞，對式(4)進(jìn)行計算，即可得到各個時刻各個溫度節(jié)點的溫度。計算轉(zhuǎn)子跌落到A結(jié)構(gòu)保護(hù)軸承上的溫升時，由于內(nèi)層只有一個滾珠軸承，因此只需要將圖5中的內(nèi)層滾珠熱阻和潤滑劑的熱阻各去掉一個并聯(lián)支路，其余仍按具體轉(zhuǎn)子和軸承參數(shù)計算即可。

3仿真結(jié)果分析

首先對磁懸浮軸承失效前的轉(zhuǎn)子運動狀態(tài)進(jìn)行仿真計算，將計算結(jié)果作為轉(zhuǎn)子跌落后的初始條件，再對磁懸浮軸承失效后的各部件的運動狀態(tài)進(jìn)行仿真計算，計算過程中所需要轉(zhuǎn)子主要參數(shù)如下：er=5μm，J=6.1×105kg·mm2，Jz=4.7×103kg·mm2，la1=133.7mm，la2=114.2mm，l11=198.7mm，l12=180.5mm，l21=166.7mm，l22=147.5mm，ls1=108.1mm，ls2=88.6mm，mr=9.1kg。雙層保護(hù)軸承的內(nèi)層軸承所選用的軸承型號為61805，外層軸承所選用的軸承型號為61905；二級保護(hù)軸承所選用的軸承型號為61806，且采用2個軸承并聯(lián)安裝方式，所選用軸承均由哈爾濱軸承集團(tuán)公司生產(chǎn)，相關(guān)參數(shù)可參考該公司技術(shù)手冊，在此不再列舉。為了分析簡便，仿真計算過程中假定磁懸浮軸承失去支撐力的同時電機(jī)失去驅(qū)動力。

中圈轉(zhuǎn)接環(huán)的材料分別為45鋼和硬鋁2A11時，不同初始轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子分別跌落到2種不同結(jié)構(gòu)的雙層保護(hù)軸承上，在之后的5s內(nèi)，轉(zhuǎn)子與內(nèi)圈之間的最大碰撞力、滾珠與套圈之間的最大接觸應(yīng)力、內(nèi)圈溫度(環(huán)境溫度為20℃)如圖6～圖8所示，可以看出：①在不同初始轉(zhuǎn)速下，相對于B結(jié)構(gòu)雙層保護(hù)軸承，A結(jié)構(gòu)雙層保護(hù)軸承可以在一定程度上減小轉(zhuǎn)子跌落后的沖擊力。②轉(zhuǎn)子與內(nèi)圈間最大碰撞力隨著轉(zhuǎn)子初始轉(zhuǎn)速的升高而增大，且增大幅度逐漸增大。③相對于硬鋁2A11，選用45鋼作為中圈轉(zhuǎn)接環(huán)的材料，轉(zhuǎn)子跌落后的沖擊力平均約減小6%。④轉(zhuǎn)子跌落后，A結(jié)構(gòu)雙層保護(hù)軸承內(nèi)滾珠與套圈之間的最大接觸應(yīng)力較大，且在高速下均超過通常深溝球軸承所允許的4.2GPa，將直接影響到軸承的壽命。仿真計算發(fā)現(xiàn)，A結(jié)構(gòu)中，滾珠與套圈間最大接觸應(yīng)力位于內(nèi)層軸承中；B結(jié)構(gòu)內(nèi)層由2個軸承組成，最大接觸應(yīng)力位于外層軸承中。⑤A結(jié)構(gòu)保護(hù)軸承的內(nèi)圈溫升明顯高于B結(jié)構(gòu)軸承的內(nèi)圈溫升，這主要由于B結(jié)構(gòu)內(nèi)層軸承處產(chǎn)生的熱量由2個滾珠軸承傳遞，而A結(jié)構(gòu)只有1個滾珠軸承傳遞，且B結(jié)構(gòu)的外層軸承分擔(dān)較高的轉(zhuǎn)速，故B結(jié)構(gòu)的內(nèi)層軸承由于內(nèi)部摩擦力矩而產(chǎn)生的摩擦熱較小。⑥相對于硬鋁， 45鋼作為中圈轉(zhuǎn)接環(huán)的材料時，轉(zhuǎn)子跌落后內(nèi)圈溫升平均升高了約8%。這主要是由于硬鋁密度較小，由其組合而成的中圈轉(zhuǎn)動慣量相對較小。轉(zhuǎn)子跌落后，中圈能更快地達(dá)到其所能分擔(dān)的轉(zhuǎn)速，降低了內(nèi)層軸承內(nèi)部的摩擦熱，并且鋁的傳熱性能較好，熱阻較小。

圖6　轉(zhuǎn)接環(huán)材料對轉(zhuǎn)子與內(nèi)圈間最大碰撞力影響

圖7　轉(zhuǎn)接環(huán)材料對滾珠與套圈間最大接觸應(yīng)力影響

圖8　轉(zhuǎn)接環(huán)的材料對內(nèi)圈溫升的影響

圖9給出了轉(zhuǎn)子以初始轉(zhuǎn)速30 000r/min跌落后5s內(nèi)保護(hù)軸承內(nèi)圈的溫度，可以看出，在內(nèi)圈升速過程中，轉(zhuǎn)子與內(nèi)圈之間的滑動摩擦產(chǎn)生大量摩擦熱，導(dǎo)致轉(zhuǎn)子跌落后0.2s內(nèi)溫度的陡升，在之后的時間里，溫度變化較為平緩，在4～5s內(nèi)，溫度上升已極為緩慢，達(dá)到近似熱平衡。

圖9　轉(zhuǎn)子跌落后內(nèi)圈溫度變化(轉(zhuǎn)接環(huán)材料為硬鋁2A11)

軸承內(nèi)部潤滑劑的運動黏度直接影響到軸承的摩擦力矩和摩擦熱，運動黏度對轉(zhuǎn)子在初始轉(zhuǎn)速為30 000r/min跌落后的最大碰撞力和內(nèi)圈溫升的影響如圖10、圖11所示，可以看出：①轉(zhuǎn)子與內(nèi)圈之間的最大碰撞力隨著軸承內(nèi)潤滑劑運動黏度的增大而略有增大，這主要是由于運動黏度的增大使得軸承內(nèi)的摩擦力矩增大，使軸承內(nèi)圈和中圈升速較慢，減速較快。轉(zhuǎn)子與內(nèi)圈之間的切向摩擦多以滑動摩擦的形式存在，較大的切向摩擦力加大了轉(zhuǎn)子下一次碰撞的速度，使碰撞力較大。②內(nèi)圈的溫升隨著潤滑劑運動黏度的增大而增加，其主要原因是運動黏度的增加將導(dǎo)致轉(zhuǎn)子與內(nèi)圈之間的摩擦熱以及軸承內(nèi)部的摩擦熱均增加。

圖10　潤滑劑黏度對最大碰撞力的影響(轉(zhuǎn)接環(huán)材料為硬鋁2A11)

圖11　潤滑劑運動黏度對內(nèi)圈溫升的影響(轉(zhuǎn)接環(huán)材料為硬鋁2A11)

4試驗結(jié)果分析

本文所搭建的跌落試驗臺如圖12所示，試驗臺在磁懸浮軸承控制系統(tǒng)和電機(jī)驅(qū)動的變頻系統(tǒng)之間實現(xiàn)了實時通訊，磁懸浮電控系統(tǒng)根據(jù)變頻系統(tǒng)所檢測出的轉(zhuǎn)子相位來實現(xiàn)不同相位下的轉(zhuǎn)子跌落試驗。轉(zhuǎn)子、保護(hù)軸承內(nèi)圈和中圈的轉(zhuǎn)速采用光纖傳感器測量，各種檢測信號由美國NI公司生產(chǎn)的數(shù)據(jù)采集卡來采集。保護(hù)軸承內(nèi)圈的溫升由德國OPTRIS公司生產(chǎn)的CTLaser型紅外測溫傳感器檢測。

1.工控機(jī)　2.磁懸浮軸承控制箱　3.磁懸浮軸承電機(jī)　4.光纖傳感器　5.NI數(shù)據(jù)采集卡　6.紅外測溫傳感器　7.變頻器圖12　跌落試驗平臺

轉(zhuǎn)子跌落后的振動位移小于二級保護(hù)軸承的保護(hù)間隙時，F(xiàn)2=0。則由式(1)可以計算出一級保護(hù)軸承的支撐力：

(5)

圖13所示為轉(zhuǎn)子初始轉(zhuǎn)速為30 000r/min時，內(nèi)圈在轉(zhuǎn)子跌落前后30s內(nèi)的溫度變化，圖14所示為由試驗數(shù)據(jù)反推出的轉(zhuǎn)子跌落后5s內(nèi)的最大碰撞力，可以看出：(1)使用B結(jié)構(gòu)有利于降低保護(hù)軸承的溫升，與仿真結(jié)果一致。(2)轉(zhuǎn)子跌落后，內(nèi)圈的溫度大概經(jīng)過7～8s達(dá)到最大，之后，由于能量的耗散，溫度開始下降，與仿真結(jié)果中在4～5s內(nèi)溫度上升緩慢的現(xiàn)象基本吻合。(3)使用A結(jié)構(gòu)和45鋼作為中圈轉(zhuǎn)接環(huán)材料具有更好的緩沖效果。(4)試驗結(jié)果與理論計算結(jié)果趨勢基本一致，但仍存在一定的偏差，主要原因可以歸結(jié)為：①磁懸浮軸承的線圈為感性元件，磁懸浮電控系統(tǒng)切斷后，存在續(xù)流過程，仍有一部分電磁力作用于轉(zhuǎn)子；②仿真模型與實際模型的差別，安裝誤差、加工誤差、保護(hù)軸承內(nèi)圈摩擦因數(shù)數(shù)次碰撞摩擦后的變化、軸承的損傷、潤滑劑運動黏度在使用過程中的變化等在仿真模型中均未考慮；③檢測元件的一些測量誤差等。

圖13　試驗所得轉(zhuǎn)子跌落后內(nèi)圈溫度變化(轉(zhuǎn)接環(huán)材料為硬鋁2A11)

圖14　試驗所得轉(zhuǎn)子與內(nèi)圈間碰撞力

試驗過程中，通過改變保護(hù)軸承內(nèi)潤滑脂填充量來驗證潤滑劑的運動黏度對磁懸浮軸承失效后轉(zhuǎn)子碰撞力和軸承溫升的影響。試驗中使用的潤滑劑為杭州德潤寶公司生產(chǎn)的DR系列軸承專用潤滑脂，圖15、圖16所示分別為試驗所得潤滑脂填充量對對磁懸浮軸承失效后轉(zhuǎn)子最大碰撞力和軸承溫升的影響。轉(zhuǎn)子的初始轉(zhuǎn)速為30 000r/min時，最大碰撞力和內(nèi)圈溫升均隨著潤滑脂填充量的增加而增加，與理論仿真結(jié)果中的最大碰撞力和內(nèi)圈溫升隨著運動黏度的增加而增加相一致。

圖15　試驗所得潤滑劑填充量對最大碰撞力的影響(轉(zhuǎn)接環(huán)材料為硬鋁2A11)

圖16　試驗所得潤滑劑填充量對內(nèi)圈溫升的影響(轉(zhuǎn)接環(huán)材料為硬鋁2A11)

以上跌落試驗結(jié)果均是在磁懸浮軸承支撐和電機(jī)驅(qū)動同時切斷的情形下獲得的，并且試驗過程中未發(fā)生保護(hù)軸承的損壞。筆者最后進(jìn)行了保護(hù)軸承的破壞性實驗。破壞試驗過程中，只切斷磁懸浮軸承的支撐，不切斷電機(jī)的驅(qū)動變頻器，使轉(zhuǎn)子跌落到保護(hù)軸承上仍保持高速旋轉(zhuǎn)。實時監(jiān)測轉(zhuǎn)子的振動位移、保護(hù)軸承內(nèi)圈轉(zhuǎn)速和溫升情況，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)子振動位移陡增、內(nèi)圈轉(zhuǎn)速突降、溫度突升或冒火花等現(xiàn)象時立即切斷電機(jī)驅(qū)動。在不同轉(zhuǎn)子初始轉(zhuǎn)速下分別進(jìn)行了10組A結(jié)構(gòu)和B結(jié)構(gòu)雙層保護(hù)軸承跌落試驗(各軸承潤滑脂的填充量為1/4)，記錄出現(xiàn)上述情況的時間(取平均值)，若在電機(jī)連續(xù)旋轉(zhuǎn)5min內(nèi)仍未出現(xiàn)上述情況則切斷電機(jī)驅(qū)動，進(jìn)行下一組試驗。

圖17給出了不同轉(zhuǎn)速下保護(hù)軸承損壞的平均時間，可以看出，A結(jié)構(gòu)的平均壽命明顯相對較短，因此從提高保護(hù)軸承的可靠性角度出發(fā)，應(yīng)優(yōu)先選用B結(jié)構(gòu)雙層保護(hù)軸承。

圖17　不同初始轉(zhuǎn)速下跌落后的保護(hù)軸承平均壽命(轉(zhuǎn)接環(huán)材料為硬鋁2A11)

圖18為損壞后的軸承和嚴(yán)重磨損的轉(zhuǎn)子的照片。試驗出現(xiàn)如下現(xiàn)象：①所出現(xiàn)的損壞均為內(nèi)層軸承保持架的碎裂，其主要原因是，內(nèi)層軸承的工作轉(zhuǎn)速較高，且承載能力較小；在與轉(zhuǎn)子碰撞的過程中，內(nèi)圈不斷經(jīng)歷著加速、減速再加速的過程，滾珠在內(nèi)圈的帶動下不斷地高速沖擊保持架，最終導(dǎo)致了保持架的碎裂。②雙層軸承的外層軸承并未遭到破壞，這主要是因為試驗過程中，內(nèi)層軸承承擔(dān)較高的工作轉(zhuǎn)速。內(nèi)層軸承中的部分潤滑劑在高速下被甩出，使得內(nèi)層軸承的內(nèi)部摩擦力矩降低，從而導(dǎo)致內(nèi)層軸承的轉(zhuǎn)速上升、外層軸承的轉(zhuǎn)速下降，重新達(dá)到內(nèi)外層軸承之間的摩擦力矩平衡，而外層軸承中滾珠對保持架的沖擊力將隨著外層軸承工作轉(zhuǎn)速的下降而下降，且外層軸承保持架強度相對較大，滾珠較小的沖擊力不足以使其碎裂。

(a)軸承

(b)轉(zhuǎn)子圖18　試驗中損壞的軸承和磨損的轉(zhuǎn)子

5結(jié)論

(1)對比兩種結(jié)構(gòu)的雙層保護(hù)軸承可知，轉(zhuǎn)子跌落到A結(jié)構(gòu)雙層保護(hù)軸承上的碰撞力較小，沖擊力平均約減小10%，但內(nèi)圈溫升平均約升高30%，軸承內(nèi)滾珠與套圈之間的最大接觸應(yīng)力在高速下已超過許用應(yīng)力，且壽命較短。因此在高速重載場合，應(yīng)優(yōu)先選用B結(jié)構(gòu)雙層保護(hù)軸承。

(2)相對于硬鋁2A11，選用45鋼作為中圈轉(zhuǎn)接環(huán)的材料，轉(zhuǎn)子跌落后的轉(zhuǎn)子沖擊力較小，而轉(zhuǎn)子跌落后的保護(hù)軸承內(nèi)圈溫升較高。

(3)隨著保護(hù)軸承內(nèi)潤滑劑運動黏度的增加，轉(zhuǎn)子跌落后的最大碰撞力和內(nèi)圈溫升均增加。

(4)從提高磁懸浮電機(jī)的可靠性出發(fā)，在選用合適的雙層軸承作為保護(hù)軸承時，為避免轉(zhuǎn)子停止旋轉(zhuǎn)造成重大事故，磁懸浮軸承失效后，電機(jī)不能繼續(xù)驅(qū)動轉(zhuǎn)子高速旋轉(zhuǎn)。

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(編輯張洋)

Maximum Impact Force and Thermal Characteristic Analysis of Double-decker Catcher Bearing Used in High-speed and Heavy-load Conditions

Zhu Yili1Jin Chaowu2

1.Changzhou Institute of Technology，Changzhou，Jiangsu，213002 2.Nanjing University of Aeronautics and Astronautics，Nanjing，210016

Abstract:The working performances of two types (A and B) of DDCB under high-speed and heavy-load conditions were studied based on the established rotor-drop test bed. The relevant dynamics models and heating network model were established according to the rotor-drop test bed. For different DDCB parameters, the dynamics responses of rotor and catcher bearings as well as the inner race temperature rise of catcher bearings were analyzed theoretically. Then the relevant rotor drop experiments were carried out. The research results show that type B DDCB is more suitable for high-speed and heavy-load conditions.

Key words:active magnetic bearing; double-decker catcher bearing(DDCB); rotor drop; dynamics response; temperature rise

收稿日期：2015-04-02

基金項目：國家自然科學(xué)基金資助項目(51405040)；常州市應(yīng)用基礎(chǔ)研究項目(CJ20140048)

中圖分類號：TH113

DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2016.01.005

作者簡介：朱益利，男，1987年生。常州工學(xué)院電氣與光電工程學(xué)院講師。主要研究方向為高可靠性磁懸浮軸承系統(tǒng)。發(fā)表論文10余篇。金超武，男，1980年生。南京航空航天大學(xué)機(jī)電學(xué)院講師。