基于傳遞矩陣法的磁軸承轉子振動特性分析*

張宇峰， 張廣明， 鄧 歆

(南京工業大學,江蘇 南京 211816)

基于傳遞矩陣法的磁軸承轉子振動特性分析*

張宇峰， 張廣明， 鄧 歆

(南京工業大學,江蘇 南京 211816)

轉子是磁懸浮軸承系統的核心部件。通過Prohl傳遞矩陣法，建立圓盤與軸段組合的轉子系統模型，計算出轉動慣量、截面矩等物理量，對盤軸單元矩陣進行了推導。在轉子模型的基礎上進行了質量離散。使用MATLAB編程得到了自由振動下轉子系統固有頻率和振型圖，分析了支撐剛度對固有頻率的影響。

磁軸承轉子； 傳遞矩陣法； 振型圖； 固有頻率

0 引 言

隨著高科技的不斷發展，磁軸承轉子以無損耗、無摩擦、能效高等優點逐步在航空、能源、交通等行業得到了認可[1]。但是,由于轉子質量偏心、磁場力分布不均勻等因素的存在，磁軸承轉子的穩定性及安全系數會在高速運轉的過程中受到很大的影響[2]。因此關于保證轉子的工作轉速低于臨界轉速的振動特性分析研究刻不容緩。

實際狀態下轉子為質量連續分布且帶有彈性的系統，自由度有無窮多個。研究人員曾用特征值求解的方法來計算出轉子的固有特性，但在實際狀態中，轉子系統的邊界條件各式各樣，且結構難以量化，因此工作量過于龐大，且不保證一定的精度。

隨著電子信息技術的不斷進步，通過計算機編程的方法來分析轉子固有特性的辦法逐步得到了認可。傳遞矩陣法正是解決轉子系統固有特性問題的高效快捷的方法之一[3]。憑借其占據內存少，維數不隨系統自由度的提升而提高等優勢，傳遞矩陣法在旋轉機械技術領域得到了廣泛的應用[4]。本文利用傳遞矩陣法對轉子系統進行了固有特性的分析。

1 轉子系統質量的離散

在應用傳遞矩陣法進行分析計算之前，必須對其轉子本身進行離散化處理。轉子系統的離散主要分為系統質量的離散和轉動慣量的集中等效。

質量離散化通常即為把質量連續分布的彈性系統離散為集中質量的多自由度系統。如圖1所示為呈階梯狀況下帶有彈性系統的軸段，目的為簡化成如圖2所示的由軸段和圓盤組成的多自由度盤軸系統。即沿著軸線將轉子的質量和轉動慣量集中到若干結點上；結點位置的選擇通常在轉子系統規格突變的截面處或是典型的轉子部件的中間位置，如磁軸承轉子、飛輪的質心處。轉子的長度、剛度則集中在相鄰結點的長度上。

傳遞矩陣法將轉子系統分為有質量、轉動慣量但沒有厚度、形變的剛性薄圓盤；有長度、WS剛度但沒有質量的彈性軸段。

一般相鄰結點間的軸段由若干不同截面大小的子軸段組成。這里不妨設其中之一的軸段序號為j，里面有s個子軸段。假設j軸段的長度為lj，其中的子軸段k(k=1,2,3,…,s)的質量、長度、極轉動慣量、直徑轉動慣量分別為μk、lk、Jpk、Jdk。k軸段的質心離j軸段左段的長度為ak。此階梯軸可簡化為圖3右圖所示兩端為剛性薄圓盤，中間僅一段的彈性軸段的兩盤一軸模型。這里j軸段的兩端結點集中了質量與轉動慣量，而j軸本身化作截面尺寸相同的彈性軸。

圖1 階梯軸示意圖

圖2 多自由度盤軸系統示意圖

圖3 j軸段示意圖及盤軸模型

質量集中的原則是質心的原有位置不變，即可理解為簡化以后軸段間兩結點剛性圓盤的總質量與簡化之前的轉子系統總質量相同。質心的位置與模型的狀態無關，不隨模型的簡化而改變。根據質心位置公式可得出：

(1)

轉動慣量集中等效的原則是轉動慣性不變。即不隨簡化后模型的改變而改變，軸段間兩節點剛性圓盤的轉動慣量與簡化之前的轉子系統總轉動慣量相同。圖4為等截面子段轉動慣量等效示意圖。

圖4 k軸段轉動慣量的集中等效示意圖

j軸段里子軸段k的轉動慣量向j軸段等效的原則為等效后的轉動慣量向原慣性主軸過ok的xk與yk軸折合時保持不變，且j軸段上子軸段k上dl微元的轉動慣量，等同于兩端的轉動慣量與到兩端距離的平方成反比。

經過推算,j軸段的等效慣量為

(2)

式中:Jpk——k段截面的極轉動慣量；

Jdk——k段截面的直徑轉動慣量。

2 轉子系統模型的建立

2.1 有質量、轉動慣量的剛性薄圓盤傳遞矩陣

對于旋轉機械的第i個截面，設狀態向量為Zi，由徑向位移Yi、撓角αi、彎矩Mi及剪力Qi所組成，即Z=[Y,α,M,Q]T。任一軸段左右節點之間的狀態向量都存在一定的關系，即Zi+1=TiZi。Ti稱為截面之間的構件傳遞矩陣。為了便于分析計算，圓盤與軸段通常組合成一個統一構件。對轉子系統進行簡化，如圖5所示為n個有質量、轉動慣量但沒有厚度、形變的剛性薄圓盤；n-1個有長度、剛度但沒有質量的彈性軸段。

圖5 剛性薄圓盤彈性軸模型

(3)

式(3)為圓盤i的點傳遞矩陣，即帶彈性支撐有質量的圓盤單元傳遞矩陣。

2.2 無質量等截面的彈性軸段傳遞矩陣

對軸段i進行受力分析，如圖6所示。為了綜合考慮到相鄰結點間的關系，其中結點i右端的剪力、彎矩表示軸段i左端的剪力、彎矩的上標。結點i+1左端的剪力、彎矩表示軸段i右側的剪力、彎矩的上標，而不用軸段i自身的彎矩、剪力表示。

圖6 軸段i受力圖

當軸段i發生形變時，右端相對于左端而引起的位移由左端轉角的位移、右端剪力、彎矩引起的位移共同組成。

(4)

(5)

(6)

(7)

通常ks稱為截面形狀系數，一般實心圓軸為10/9，薄壁空心軸為3/2；ksli/GiAi表示為剪切的形變量對彎曲的形變量的影響系數。A為截面積，EI為材料彈性模量與軸段截面矩之積。

2.3 組合件的傳遞矩陣

將圓盤、軸段的傳遞矩陣相結合可得出組合件的盤軸單元的傳遞矩陣，i單元至i+1單元的傳遞關系為

(8)

故盤軸單元的傳遞矩陣為

(9)

3 傳遞矩陣法求解磁軸承轉子系統固有頻率

3.1 轉子模型的離散

以該轉子模型為例，考慮到簡化模型質量塊越多，即對應的結點越多，結果會越精細。由于軸系的固有頻率和振型與轉子模型質量分布有關，所以簡化后的模型質量，即圓盤的集質量應盡量與轉子部件質量接近。

由于實際狀態下的磁軸承起到彈簧的作用，磁軸承轉子所受懸浮力近似為彈簧對磁軸承轉子的作用力，即兩徑向磁軸承的懸浮支撐力近似為兩個彈性支承，所以設每個彈性支承由起到剛度作用的彈簧組成，等效模型如圖7所示。本文將轉子離散為28個軸段，圖8所示為轉子模型的離散示意圖。其中每個黑點即結點，是轉子部件所對應的質量單元，結點的質量即為黑點前軸段質量的一半與后軸段質量的一半之和，共29個結點。本例中左徑向磁軸承轉子為第8個結點，右徑向磁軸承轉子為第20個結點，飛輪為第27個結點。

圖7 磁軸承支承等效模型

圖8 轉子模型離散圖

離散化后轉子各軸段的具體參數如表1、表2所示。

表1 離散化后轉子各軸段具體參數

3.2 實例求解

通常設剛性支承為理想狀態下的軸承支承，故這里從剛性入手分析。設左右磁軸承等效支承剛度5×107N/μm作為絕對剛度，即相當于剛性支承。得出的轉子系統固有頻率和振型圖如圖9所示。基于剛性支承的轉子系統前四階固有頻率如表3所示。

表2 離散化后轉子各軸段具體參數

圖9 基于剛性支承轉子系統前四階振型圖

圖9按照從上到下的順序依次排列，分別為轉子剛性支承狀態下的前四階振型圖。圖9中橫坐標為轉軸總軸段的長度，單位為m，縱坐標為磁軸承轉子系統發生共振時的徑向位移，單位為μm；圓點即所對應的結點，實心圓點即為左右磁軸承支承所對應的結點，分別位于轉軸的0.160 m和0.325 m處。根據圓點位置的不同可得出共振時轉子徑向位移的大小。由圖9可得結點處位移量始終為零，符合剛性支承處固定的要求。前三階主要表現為最后一個結點的徑向位移，第四階表現為整個磁軸承轉子劇烈的上下擺動。所以前三階發生共振時的徑向位移主要在轉軸前端，即飛輪處形變量較為明顯，第四階的位移量發生驟變，說明發生了強烈的共振。

表3 基于剛性支承的轉子系統前四階固有頻率

但是實際狀態下的磁軸承支承為完全彈性支承。對磁軸承支承的等效剛度參數用彈簧來模擬。通過改變支承剛度的值可以得到所對應固有頻率的值。如表1所示，在第8和第20結點處作為磁軸承轉子的位置。輸入不同等效支承剛度k的大小即可得到相對應的固有頻率。前后輸入支撐剛度為50 N/μm，步長為200的剛度值遞增。將以上數據連同組合件得出的傳遞矩陣，導入MATLAB傳遞矩陣法編譯的程序中。

圖10 50 N/μm轉子系統前四階振型圖

圖11 250 N/μm轉子系統前四階振型圖

由圖10～圖15可知，前兩階主要表現為平面內的徑向擺動，磁軸承處對應的結點位移量微小。第一階共振時的最大徑向位移位于末端結點，即飛輪處；第二階最大徑向位移位于起始結點，即轉軸末端。由前兩階振型圖相似的特點可知低階狀態下轉子系統的固有頻率變化微小，而后兩階振型圖差異較大，可知高階狀態下轉子系統的固有頻率變化較大。由圖11、圖12的第三階振型圖可知，軸段的0.2～0.25 m處為共振時的最大徑向位移，即轉子系統的電機轉子處徑向位移最大。由圖13、圖14的第四階振型圖可得知，軸段的0.05～0.1 m處所對應的徑向位移較大。由圖15的第四階振型圖可知，軸0.15～0.2 m處所對應的徑向位移較大。

圖12 450 N/μm轉子系統前四階振型圖

圖13 650 N/μm轉子系統前四階振型圖

圖14 850 N/μm轉子系統前四階振型圖

圖15 1 050 N/μm轉子系統前四階振型圖

根據轉子系統的最高轉速6×105r/min可得出轉子系統的最高運轉頻率為1 000 Hz。由表4可知，當支承剛度為50 N/μm、250 N/μm時，前三階轉子系統固有頻率均小于磁軸承轉子系統的最高運轉頻率1 000 Hz，故理論上該轉子系統在運轉頻率下很難穩定工作；而隨著剛度的提升，固有頻率逐步增大。當支承剛度大于250 N/μm時，三階、四階固有頻率均大于1 000 Hz，超出轉子最高運轉頻率，所以不作考慮。說明可以通過提升彈簧支承剛度的方式，讓轉子系統本身運作時的頻率遠離固有頻率，從而降低共振的風險。由表4與表3所得數據進行對比，結果發現當軸承為剛性支承時，固有頻率最高；彈性狀態下當彈簧支承剛度值逐漸增大時，固有頻率也逐漸趨近于一個最大值。

表4 不同支承剛度下的轉子系統前四階固有頻率

4 結 語

本文利用Prohl傳遞矩陣法，建立了圓盤與軸段組合的轉子系統模型，計算出了轉動慣量、截面矩等物理量，對盤軸單元矩陣進行了推導和論述。在建立轉子模型的基礎上，本著質心不變的原則進行了質量離散。使用MATLAB編程得到了自由振動下轉子系統固有頻率和振型圖。分析發現磁軸承的等效彈簧支承剛度對轉子系統固有頻率有很大的影響。當彈簧剛度為理想狀態下的剛性時，固有頻率最高；當為實際狀態下的彈性支承時，轉子系統的固有頻率會隨著彈簧支承剛度的提高而提高。因此可以通過增加支撐剛度的方式提高系統固有頻率，讓轉子系統的運轉頻率遠離固有頻率，從而降低共振的風險。

[1] 吳華春.磁力軸承支承的轉子動態特性研究[D].武漢： 武漢理工大學，2005.

[2] 劉建武，顧力強.動力傳動軸臨界轉速設計研究[D].上海： 上海交通大學，2007.

[3] 袁惠群.轉子動力學基礎[M].北京： 冶金工業出版社,2014.

[4] 孟杰，陳小安.電主軸動力學分析的傳遞矩陣法[J].機械設計，2008，25(7)： 37-40.

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Analysis of Vibration Characteristics of Magnetic Bearing Rotor Based on Transfer Matrix Method*

ZHANGYufeng,ZHANGGuangming,DENGXin

(Nanjing Tech University, Nanjing 211816, China)

Through transfer matrix method built a disk and shaft segment combination of rotor system model to calculate the moment of inertia, section moment and other physical quantities, on the disc axis unit matrix were derived and discussed.The quality based on the discrete model of the rotor.Using MATLAB programming to get the free vibration of rotor system inherent frequency and vibration type graph, and analyzed the influence of support stiffness on the natural frequency.

magnetic bearing rotor; transfer matrix method; vibration map; natural frequency

國家自然科學基金項目(51277092);江蘇省基礎研究計劃(自然科學基金)資助項目(BK20130938);江蘇省高校自然科學研究項目資助(14KJB510013)

張宇峰(1992—)，男，碩士研究生，研究方向為電機控制。 張廣明(1965—)，男，博士/博士后，教授，博士生導師，研究方向為機電系統綜合控制。 鄧 歆(1982—)，男，博士研究生，碩士生導師，研究方向為磁鏈觀測器設計，無速度傳感器控制技術。

TM 303.5

A

1673-6540(2017)03- 0071- 07

2016 -09 -20