基礎(chǔ)擺動條件下電磁軸承?柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的加速度前饋振動抑制

摘要： 旋轉(zhuǎn)機械基礎(chǔ)的擺動會給轉(zhuǎn)子系統(tǒng)帶來附加的陀螺力矩和慣性載荷，影響轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動及穩(wěn)定性，甚至影響轉(zhuǎn)子的正常運行。為了有效控制電磁軸承?柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在基礎(chǔ)擺動下的振動，提出了一種基于基礎(chǔ)加速度的前饋補償控制方法。該方法基于柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)模型以及基礎(chǔ)擺動的信息，可直接得到抑制轉(zhuǎn)子振動所需的最佳補償電流，無需迭代和復(fù)雜的控制器結(jié)構(gòu)，因此具有較強的快速性和實用性。為了消除建模誤差對前饋補償控制性能的影響，給出了對補償電流進(jìn)行修正的方法。仿真分析了補償算法對轉(zhuǎn)子振動的抑制效果。在搭建的電磁軸承?柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)基礎(chǔ)運動試驗平臺上，進(jìn)行了基礎(chǔ)擺動條件下轉(zhuǎn)子懸浮、恒速、加速運行時的振動控制有效性試驗。理論和試驗結(jié)果一致，表明基礎(chǔ)擺動產(chǎn)生的附加慣性載荷會使電磁軸承?柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在垂直于擺動方向上的振動明顯增大，產(chǎn)生的附加陀螺力矩會使沿擺動方向的振動有所增大，且增加的幅度隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的升高而增大。在包含一階彎曲臨界轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，基礎(chǔ)加速度前饋補償控制對基礎(chǔ)擺動條件下的轉(zhuǎn)子振動均有顯著的抑制效果。

關(guān)鍵詞： 振動抑制； 電磁軸承； 基礎(chǔ)擺動； 前饋補償

中圖分類號： TB535； TH133.3" " 文獻(xiàn)標(biāo)志碼： A" " 文章編號： 1004-4523（2024）08-1269-12

DOI：10.16385/j.cnki.issn.1004-4523.2024.08.001

引" 言

電磁軸承（Active Magnetic Bearings， AMBs）是一種能夠?qū)D(zhuǎn)子的振動進(jìn)行主動控制的新型支承結(jié)構(gòu)，具有無摩擦、無潤滑、可高速運行等特點，在地面旋轉(zhuǎn)機械中已得到了成功的應(yīng)用。與地面靜止條件不同，旋轉(zhuǎn)機械安裝在移動載體上時，常常會受到基礎(chǔ)運動的作用。與基礎(chǔ)平動相比，基礎(chǔ)擺動不僅會使轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的阻尼和剛度特性發(fā)生改變，還會使轉(zhuǎn)子系統(tǒng)承受附加的載荷，影響轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動及穩(wěn)定性［1?3］。過大的轉(zhuǎn)子振動可能會導(dǎo)致轉(zhuǎn)、定子之間的碰磨，危害轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的安全運行。因此，為了將AMBs應(yīng)用在基礎(chǔ)擺動狀態(tài)下的各類旋轉(zhuǎn)機械上，就需要研究基礎(chǔ)擺動條件下AMBs的控制策略，以對AMBs?轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動進(jìn)行有效抑制。

目前，國內(nèi)外學(xué)者對于基礎(chǔ)運動條件下的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動已經(jīng)開展了大量研究，但大多集中于傳統(tǒng)機械軸承支承的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)［4?5］。機械軸承的特性取決于初始的設(shè)計參數(shù)，無法根據(jù)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的運行工況進(jìn)行實時調(diào)整，因此在設(shè)計之初就必須全面考慮轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的運行包線，設(shè)計出滿足轉(zhuǎn)子所有工況的支承參數(shù)，設(shè)計難度較大。此外，機械軸承?轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動抑制一般通過增大支承阻尼來實現(xiàn)，由于機械支承本身的阻尼有限，因此轉(zhuǎn)子的振動抑制就必須依賴于外阻尼，例如擠壓油膜阻尼器等。在AMBs轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中，AMBs的動力特性不僅和自身的結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)，還與所采用的控制策略和控制參數(shù)有關(guān)。AMBs動力特性的可控性可以很好地解決傳統(tǒng)軸承存在的動力特性不匹配的問題。控制器根據(jù)輸入和控制策略對AMBs的控制力進(jìn)行實時調(diào)節(jié)，以實現(xiàn)對轉(zhuǎn)子振動的實時控制。

AMBs?轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動抑制方法可分為兩類，一類與機械軸承?轉(zhuǎn)子系統(tǒng)相同，即增大支承的阻尼，但不同的是AMBs通過合適的控制策略以及控制參數(shù)即可獲得較大的阻尼，例如文獻(xiàn)［6］的最優(yōu)阻尼算法。另一類是通過控制AMBs輸出的軸承力來動態(tài)抑制外擾動的影響。例如鞏磊等［7］采用自適應(yīng)陷波器濾除與轉(zhuǎn)速同頻的反饋信號，使AMBs不產(chǎn)生與不平衡激勵力同頻的軸承力，最終轉(zhuǎn)子繞自身的慣性軸旋轉(zhuǎn)，實現(xiàn)了對轉(zhuǎn)子振動的抑制。李翁衡等［8］設(shè)計自抗擾控制器對AMBs?柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的不平衡振動進(jìn)行了補償。

相比于基礎(chǔ)運動條件下的振動被動控制，對于轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的主動控制的研究相對欠缺。Chen等［9］研究了PD控制下剛性轉(zhuǎn)子在軸向基礎(chǔ)運動條件下的響應(yīng)。Zhu等［10］進(jìn)行了旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下AMBs?剛性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的基礎(chǔ)運動試驗，試驗中的轉(zhuǎn)子最高轉(zhuǎn)速為21000 r/min，發(fā)現(xiàn)傳統(tǒng)PID控制器對AMBs?轉(zhuǎn)子系統(tǒng)基礎(chǔ)橫向振動的抑制能力非常有限。除了上述反饋控制外，一些學(xué)者研究了前饋控制在基礎(chǔ)運動條件下的應(yīng)用。例如Jarroux等［11］利用基礎(chǔ)加速度得到了抑制轉(zhuǎn)子振動的前饋補償電流，但文中基礎(chǔ)運動頻率先驗已知的假設(shè)使其不具有工程實用性。Suzuki［12］采用FIR濾波器和IIR濾波器，以基礎(chǔ)加速度為濾波器輸入，提出了一種前饋補償算法，在不影響主要控制性能指標(biāo)的前提下能對基礎(chǔ)運動帶來的轉(zhuǎn)子振動進(jìn)行抑制。蔣科堅等［13］和陳潤田等［14］以基礎(chǔ)加速度作為FIR濾波器的輸入，采用LMS算法迭代濾波器的權(quán)重系數(shù)，對基礎(chǔ)平動條件下轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動進(jìn)行抑制，雖然文中采用的LMS控制算法是一種不依賴于模型的迭代策略，對平穩(wěn)基礎(chǔ)運動條件下的轉(zhuǎn)子振動具有很好的抑制效果，但對于非平穩(wěn)的復(fù)雜基礎(chǔ)運動工況，控制效果有限。

基礎(chǔ)擺動除了增大轉(zhuǎn)子振幅之外，還會使轉(zhuǎn)子系統(tǒng)固有特性發(fā)生變化，從而影響系統(tǒng)穩(wěn)定性。針對基礎(chǔ)擺動條件下轉(zhuǎn)子系統(tǒng)穩(wěn)定性的研究較為成熟，主要是基于Floquet理論。Brienda等［15］和Duchemin等［16］通過Floquet理論，發(fā)現(xiàn)當(dāng)基礎(chǔ)正弦擺動的頻率接近基礎(chǔ)靜止時轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的固有頻率時，會引起轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的參數(shù)共振現(xiàn)象，導(dǎo)致轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定性急劇下降。此外，Han等［17］發(fā)現(xiàn)提高轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的阻尼有利于抑制轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的參數(shù)共振現(xiàn)象，從而提高轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的參數(shù)穩(wěn)定裕度。由于AMB具有可控的支承阻尼，因此在基礎(chǔ)擺動條件下，AMBs?轉(zhuǎn)子系統(tǒng)通常具有較強的抵抗參數(shù)失穩(wěn)的能力。

基于以上文獻(xiàn)，尤其是文獻(xiàn)［10］，PID控制策略很難滿足基礎(chǔ)運動條件下AMBs?轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動抑制需求，因此有必要采取其他控制策略，進(jìn)一步對基礎(chǔ)運動帶來的轉(zhuǎn)子振動進(jìn)行抑制。

1 基礎(chǔ)擺動條件下AMBs?柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)模型

圖1為基礎(chǔ)擺動條件下AMBs?柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)模型，多盤柔性轉(zhuǎn)子由兩端的電磁軸承AMB?A和AMB?B支承。假設(shè)基礎(chǔ)為剛體，為了便于描述轉(zhuǎn)子的運動，使用3套坐標(biāo)系：

（1）坐標(biāo)系為相對于地面靜止的空間參考坐標(biāo)系，簡稱空間參照系，空間參照系是一個廣義的參照系，原點可位于空間的任意一點。

（2）坐標(biāo)系為固連于運動基礎(chǔ)的坐標(biāo)系，隨著基礎(chǔ)一同運動，簡稱基礎(chǔ)坐標(biāo)系。該坐標(biāo)系原點位置與轉(zhuǎn)子靜態(tài)懸浮時AMB?A端的轉(zhuǎn)子截面軸心重合。縱軸沿轉(zhuǎn)子軸線方向由AMB?A指向AMB?B，立軸垂直基礎(chǔ)底面向上，橫軸方向符合右手定則。

（3）坐標(biāo)系為沿轉(zhuǎn)子軸線任意截面的局部固定坐標(biāo)系，坐標(biāo)系原點為所在截面軸心，各坐標(biāo)軸與坐標(biāo)系對應(yīng)坐標(biāo)軸平行。轉(zhuǎn)子運轉(zhuǎn)過程中，該坐標(biāo)系隨所在轉(zhuǎn)子截面軸心平動，但不隨轉(zhuǎn)子所在截面轉(zhuǎn)動。在對轉(zhuǎn)子進(jìn)行有限元離散化建模時，每個單元節(jié)點所在截面都有一個局部固定坐標(biāo)系，因此坐標(biāo)系代表了一組坐標(biāo)系。

在空間參照系中，轉(zhuǎn)子隨基礎(chǔ)一同運動。基礎(chǔ)在各個時刻的姿態(tài)、空間位置以及位移在空間參照系中描述；使用原點位置的速度和加速度代表各個時刻基礎(chǔ)的運動信息，運動信息在基礎(chǔ)坐標(biāo)系中描述，轉(zhuǎn)子基礎(chǔ)繞，及的擺動速度為，和。忽略轉(zhuǎn)子各個位置相對于基礎(chǔ)的軸向運動，轉(zhuǎn)子各截面軸心相對于基礎(chǔ)的徑向平動位移和速度在基礎(chǔ)坐標(biāo)系中描述，轉(zhuǎn)子各截面軸心相對于基礎(chǔ)的徑向平動相當(dāng)于局部固定坐標(biāo)系相對基礎(chǔ)坐標(biāo)系的運動；轉(zhuǎn)子各截面軸心相對于基礎(chǔ)的徑向轉(zhuǎn)動位移和速度在局部固定坐標(biāo)系中描述。

將轉(zhuǎn)子離散為N個節(jié)點，每個節(jié)點包含4個自由度，以第個截面的節(jié)點為例，節(jié)點所在截面軸心沿和的平動自由度分別為和，節(jié)點所在截面軸心繞和的轉(zhuǎn)動自由度分別為和。轉(zhuǎn)子軸段使用考慮截面慣性及剪切效應(yīng)的Timoshenko梁單元進(jìn)行建模，圓盤采用具有等效質(zhì)量和等效轉(zhuǎn)動慣量的剛性圓盤單元建模，在AMBs位置節(jié)點處用對應(yīng)的廣義力來等效AMBs對轉(zhuǎn)子的作用。

1.1 AMBs的力向量

1.2 基礎(chǔ)擺動載荷向量

可見，僅有基礎(chǔ)繞橫軸方向的擺動時，擺動產(chǎn)生的激勵載荷不僅與轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)相關(guān)，還與轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速、基礎(chǔ)擺動角速度和基礎(chǔ)擺動角加速度有關(guān)。

同理，可得僅有基礎(chǔ)繞立軸/縱軸方向擺動時，擺動產(chǎn)生的激勵載荷與轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)、轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速、基礎(chǔ)擺動角速度/及角加速度/有關(guān)。

1.3 擺動軸線與基礎(chǔ)坐標(biāo)軸不重合時的等效

基礎(chǔ)擺動時，擺動軸線可能在轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的任意空間位置，以基礎(chǔ)坐標(biāo)系原點代表整個基礎(chǔ)的剛體運動，如果擺動軸線位置不同，則基礎(chǔ)的速度和加速度在基礎(chǔ)坐標(biāo)系中的描述也不同。為了統(tǒng)一基礎(chǔ)擺動軸線在不同位置時對基礎(chǔ)擺動參數(shù)的描述，以圖2雙盤轉(zhuǎn)子系統(tǒng)為例，建立基礎(chǔ)坐標(biāo)系和轉(zhuǎn)軸坐標(biāo)系。

基礎(chǔ)坐標(biāo)系的原點位置與懸浮時AMB?A端的轉(zhuǎn)子端點軸心重合；轉(zhuǎn)軸坐標(biāo)系原點在擺動軸線上，各坐標(biāo)軸與基礎(chǔ)靜止時基礎(chǔ)坐標(biāo)系對應(yīng)坐標(biāo)軸平行，且只隨基礎(chǔ)平動，不隨基礎(chǔ)擺動。為簡化分析，假設(shè)與共面。

假設(shè)和沿方向的距離為，沿方向的距離為，則基礎(chǔ)擺動激勵在基礎(chǔ)坐標(biāo)系中的描述表示為：

根據(jù)圖2和式（9），只有轉(zhuǎn)軸坐標(biāo)系與靜止時的基礎(chǔ)坐標(biāo)系重合時，基礎(chǔ)的運動在基礎(chǔ)坐標(biāo)系中為純擺動，否則，基礎(chǔ)的運動將為平動和擺動的組合。因此，為簡化分析，建立基礎(chǔ)坐標(biāo)系時，應(yīng)使其坐標(biāo)軸盡量與轉(zhuǎn)子擺動軸線重合。

2 基于基礎(chǔ)加速度的前饋補償控制

基礎(chǔ)擺動引起的附加載荷會增大轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動［3］，不利于轉(zhuǎn)子的安全運行。本文為了抑制基礎(chǔ)擺動對AMBs?柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動的影響，提出一種基于基礎(chǔ)加速度的前饋補償控制。

2.1 基于基礎(chǔ)加速度的前饋補償控制算法

圖3為基于基礎(chǔ)加速度前饋補償?shù)腁MBs?柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動控制框圖。基于基礎(chǔ)加速度前饋補償?shù)腁MBs?柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)主要包括兩部分：一部分是基于轉(zhuǎn)子位移的主控制器反饋回路，另一部分是基于基礎(chǔ)加速度前饋控制器的前饋通路。在主控制器的作用下，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)保持穩(wěn)定，并具有一定的振動抑制能力，但由于在主控制器的設(shè)計過程中未考慮基礎(chǔ)擺動的作用，因此對基礎(chǔ)擺動引起的轉(zhuǎn)子振動，其抑制能力有限。在原有的主控制器反饋回路的基礎(chǔ)上，增加前饋通路，在前饋控制器設(shè)計過程中重點考慮基礎(chǔ)擺動的影響，以對基礎(chǔ)擺動引起的轉(zhuǎn)子振動進(jìn)行更有效地抑制。

假設(shè)轉(zhuǎn)子僅受到基礎(chǔ)擺動激勵，通過加速度傳感器可以獲得基礎(chǔ)擺動的加速度，和，通過積分可獲得對應(yīng)的角速度項，通過鍵相傳感器可獲得轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速。根據(jù)基礎(chǔ)擺動角加速度、角速度、轉(zhuǎn)速和結(jié)構(gòu)參數(shù)，可以求得各單元由基礎(chǔ)擺動引起的附加載荷向量，經(jīng)過組裝，即可得到式（4）中基礎(chǔ)擺動載荷向量。

基于基礎(chǔ)加速度前饋補償?shù)腁MBs?柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動控制算法原理為：在各個采樣時刻，根據(jù)轉(zhuǎn)子的動力學(xué)模型、基礎(chǔ)加速度、基礎(chǔ)速度以及轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速，求解一個補償電流，從而使AMBs產(chǎn)生一個補償力來削弱時刻基礎(chǔ)擺動載荷向量對轉(zhuǎn)子的影響。

2.2 補償電流誤差的修正

由式（19）可知，前饋補償電流的求解不僅與基礎(chǔ)擺動載荷向量相關(guān)，還與轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)模型有關(guān)。由于加工、裝配及測試誤差等原因，實際轉(zhuǎn)子的動力學(xué)模型可能與理論模型之間存在誤差，這就導(dǎo)致理論模型求解的前饋補償電流與實際的最佳補償電流之間存在差異，進(jìn)而影響補償效果。為了解決這個問題，引入修正系數(shù)矩陣，令：

3 仿真分析

為了驗證基于基礎(chǔ)加速度的前饋補償控制對基礎(chǔ)擺動條件下AMBs?轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動的抑制能力，以圖2所示的雙盤轉(zhuǎn)子系統(tǒng)為例進(jìn)行仿真分析，仿真中基礎(chǔ)繞橫軸方向進(jìn)行正弦擺動。為簡化書寫，定義轉(zhuǎn)子沿（）方向的響應(yīng)為X（Y）。

3.1 轉(zhuǎn)子模型驗證

為了使轉(zhuǎn)子的動力學(xué)理論模型更貼近實際，對轉(zhuǎn)子在自由?自由狀態(tài)下的模態(tài)進(jìn)行錘擊測試，如圖4所示；測試時轉(zhuǎn)子兩端由橡皮繩懸掛，測得的FRF擬合曲線如圖5所示。

測試及仿真得到的自由?自由狀態(tài)下轉(zhuǎn)子前3階固有頻率如表1所示。基于試驗結(jié)果，對轉(zhuǎn)子動力學(xué)模型進(jìn)行修正，修正后轉(zhuǎn)子的前3階固有頻率與模態(tài)試驗結(jié)果幾乎一致，其中第2階固有頻率誤差最大，為3.4%，證明了理論模型的精度。

3.2 臨界轉(zhuǎn)速分析

假設(shè)AMBs?轉(zhuǎn)子系統(tǒng)主控制器采用PID控制，當(dāng)比例參數(shù)=3500，AMBs電流和位移剛度系數(shù)分別為120 N/A和2×105 N/m時，得到基礎(chǔ)靜止條件下，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的前3階無阻尼臨界轉(zhuǎn)速分別為1417 r/min（剛體平動），1992 r/min（剛體錐動）和5185 r/min（一階彎曲），對應(yīng)的振型如圖6所示。

與基礎(chǔ)平動不同，根據(jù)式（4），基礎(chǔ)擺動的角速度會影響轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的剛度和阻尼，進(jìn)而影響轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速。圖7給出了基礎(chǔ)繞橫軸擺動角速度的正弦幅值對轉(zhuǎn)子不平衡響應(yīng)的影響，由于實際的基礎(chǔ)擺動通常為低頻［12，18］，本文假設(shè)基礎(chǔ)繞橫軸擺動角速度的正弦頻率為5 Hz。不平衡響應(yīng)曲線上峰值位置的轉(zhuǎn)速對應(yīng)了AMBs?轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速。為了保證響應(yīng)幅值的量級相同，分析過程中僅考慮基礎(chǔ)擺動對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)剛度和阻尼的影響，忽略對附加載荷向量的影響。

根據(jù)圖7，當(dāng)基礎(chǔ)繞橫軸正弦擺動角速度的正弦幅值在0～30 rad/s變化時，雖然轉(zhuǎn)子系統(tǒng)臨界轉(zhuǎn)速隨幅值的增加呈減小趨勢，但數(shù)值變化不大。同樣的方法容易得出基礎(chǔ)擺動幅值恒定時，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)臨界轉(zhuǎn)速幾乎不隨基礎(chǔ)擺動頻率發(fā)生變化。因此，為簡化分析，本文在分析基礎(chǔ)擺動時，忽略基礎(chǔ)擺動對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)剛度、阻尼特性的影響。當(dāng)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的工作轉(zhuǎn)速在5185 r/min以上時即認(rèn)為是柔性轉(zhuǎn)子。

3.3 誤差修正仿真驗證

為了對補償誤差的影響以及修正系數(shù)的求解方法進(jìn)行驗證，以電流剛度誤差為例引入補償誤差進(jìn)行仿真。令補償電流計算公式（19）中AMB?A和AMB?B的電流剛度系數(shù)分別為仿真中的0.5倍和1.5倍。假定轉(zhuǎn)子系統(tǒng)受到基礎(chǔ)繞橫軸正弦擺動的激勵，擺動頻率為5 Hz、加速度幅值為4.5 rad/s2，在轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速3000 r/min時，對補償系數(shù)迭代求解，迭代過程如圖8所示。

根據(jù)圖8，最終AMB?A和AMB?B各通道的修正系數(shù)分別為0.5和1.5。結(jié)合式（19），容易驗證誤差修正算法的正確性。令A(yù)MB?A和AMB?B的電流剛度系數(shù)分別為仿真中的0.5倍和1.5倍，得到含誤差的電流剛度系數(shù)矩陣為：

式（28）表明，各個AMB通道的修正系數(shù)等于該通道對應(yīng)的誤差倍數(shù)。對比圖8的迭代結(jié)果，證明了修正算法的正確性。

為了研究基礎(chǔ)擺動對轉(zhuǎn)子振動的影響，分析得到基礎(chǔ)靜止和擺動條件下轉(zhuǎn)子系統(tǒng)以20 rad/s2加速率加速時的響應(yīng)如圖9所示。

對比基礎(chǔ)靜止和基礎(chǔ)擺動的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)加速響應(yīng)，可知在包括一階彎曲臨界轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，基礎(chǔ)擺動使轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振幅增加，尤其是沿垂直于擺動軸的Y向振幅顯著增加，如在AMB?B位置，增加了約0.1 mm，尤其在1000 r/min以內(nèi)的低轉(zhuǎn)速段，轉(zhuǎn)子振幅增加了近37倍。轉(zhuǎn)子系統(tǒng)沿X向振幅的增加由基礎(chǔ)擺動角速度與轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速形成的附加陀螺力矩引起，因此隨著轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的升高，轉(zhuǎn)子沿平行于擺動軸的X向振幅的增加量也逐漸增大。根據(jù)上述結(jié)果，為了保證轉(zhuǎn)子的安全運行，必須對基礎(chǔ)擺動帶來的轉(zhuǎn)子振動進(jìn)行抑制。

為了驗證模型誤差以及修正系數(shù)對補償效果的影響，對基礎(chǔ)擺動條件下轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動分別進(jìn)行了含建模誤差補償和修正建模誤差補償，得到轉(zhuǎn)子系統(tǒng)以20 rad/s2加速率加速時的響應(yīng)曲線如圖10所示。對比圖9中基礎(chǔ)擺動結(jié)果和圖10中修正誤差補償結(jié)果可知，在包含一階彎曲臨界轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，基于基礎(chǔ)加速度的前饋補償控制對基礎(chǔ)擺動引起的轉(zhuǎn)子振動有很好的抑制作用。前饋補償后，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振幅幾乎和基礎(chǔ)靜止時的振幅相當(dāng)。

對比圖10中的結(jié)果可知，建模誤差會影響基礎(chǔ)加速度前饋補償?shù)男Ч唧w表現(xiàn)為：補償后AMB?A位置處的轉(zhuǎn)子振動幅值與基礎(chǔ)擺動未補償時幾乎相同。根據(jù)圖11（a）中的放大圖可知，補償后轉(zhuǎn)子的振動與未補償時的相位相反，此時對基礎(chǔ)擺動的抑制表現(xiàn)為“過補償”。補償后AMB?B位置處轉(zhuǎn)子的振動幅值雖有明顯下降，但仍大于修正建模誤差后的補償結(jié)果。根據(jù)圖11（b）可知，補償后轉(zhuǎn)子的響應(yīng)與未補償時的相位相同，幅值減小，此時對基礎(chǔ)擺動的抑制表現(xiàn)為“欠補償”。因此，在實際使用補償算法時，建模誤差會影響補償電流對轉(zhuǎn)子振動的抑制作用，因此為了保證補償效果，必須首先對補償電流進(jìn)行修正。

3.4 軸心軌跡仿真

為了研究基礎(chǔ)擺動及補償算法對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)不同轉(zhuǎn)速下軸心運動軌跡的影響，圖12為轉(zhuǎn)子在懸浮非旋轉(zhuǎn)、3000 r/min亞臨界及6000 r/min超臨界工況下，兩個AMBs位置處轉(zhuǎn)子的軸心運動軌跡。

懸浮非旋轉(zhuǎn)狀態(tài)時，在施加前饋補償控制前，轉(zhuǎn)子僅承受基礎(chǔ)正弦擺動加速度引起的載荷，基礎(chǔ)擺動使轉(zhuǎn)子軸心運動軌跡變?yōu)檠卮怪庇跀[動軸方向（Y向）的直線，且直線的長度正比于基礎(chǔ)擺動的加速度幅值。施加前饋補償控制后，軸心運動軌跡恢復(fù)為一個點。

無論是在亞臨界還是超臨界轉(zhuǎn)速區(qū)，施加前饋補償控制前，基礎(chǔ)正弦擺動使轉(zhuǎn)子的軸心運動軌跡由標(biāo)準(zhǔn)的圓形變?yōu)橐幌盗袛M圓形，軸心運動軌跡沿垂直擺動軸線的Y方向顯著移動，沿平行擺動軸線的X向略有擴散。前饋補償控制后，軸心運動軌跡又恢復(fù)到與基礎(chǔ)靜止時近似的圓形，基礎(chǔ)擺動激勵的影響被大幅度抑制。

4 試驗結(jié)果與分析

在圖13所示的試驗平臺上，進(jìn)行基礎(chǔ)加速度前饋補償?shù)腁MBs?柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動控制試驗。

試驗轉(zhuǎn)子的結(jié)構(gòu)如圖2所示，轉(zhuǎn)子由電機拖動，電機與轉(zhuǎn)子之間用柔性連軸器連接，電機的轉(zhuǎn)速通過變頻器進(jìn)行控制。安裝在軸承座側(cè)面端蓋上的電渦流傳感器用來測量AMBs處轉(zhuǎn)子的位移。由于電渦流傳感器非常靠近AMBs，可近似等效為同位系統(tǒng)。AMBs的控制系統(tǒng)包括功率放大器及dSPACE測控平臺。AMBs及驅(qū)動電機等都固定在剛性的基礎(chǔ)平板上。

為了實現(xiàn)基礎(chǔ)激勵，將轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的剛性基礎(chǔ)平板由4個彈簧懸掛在鋁合金框架上，使整個轉(zhuǎn)子系統(tǒng)試驗平臺懸空。基礎(chǔ)平板下方固定有激振器，通過傳力桿與基礎(chǔ)平板固連，以實現(xiàn)對基礎(chǔ)的激振。激振器的驅(qū)動電流由獨立的功率放大器提供，驅(qū)動信號由信號發(fā)生器輸入到功率放大器。在2個軸承座位置的基礎(chǔ)平板上安裝加速度傳感器，剛性基礎(chǔ)擺動的角加速度由下式求解：

基礎(chǔ)擺動的角速度由角加速度積分得到，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速由鍵相傳感器測得。采集的基礎(chǔ)角加速度、角速度以及轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速實時傳輸?shù)絛SPACE，以實現(xiàn)前饋補償控制。

在轉(zhuǎn)子系統(tǒng)懸空狀態(tài)下，對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)基礎(chǔ)平板的模態(tài)進(jìn)行測試，得到基礎(chǔ)沿豎直方向的剛體平動振型的頻率為5 Hz，繞基礎(chǔ)橫向剛體俯仰振型的頻率為5.7 Hz。圖14為測量得到的基礎(chǔ)平板剛體模態(tài)振型。

為了實現(xiàn)AMBs?轉(zhuǎn)子系統(tǒng)基礎(chǔ)的擺動，讓激振器激發(fā)基礎(chǔ)繞橫軸的純模態(tài)振動。為了避免共振使基礎(chǔ)振幅變得很大，進(jìn)而破壞試驗臺，讓激振頻率偏離5.7 Hz一定距離。經(jīng)現(xiàn)場調(diào)試，當(dāng)激振頻率為5.4 Hz時，2個加速度傳感器測得的加速度如圖15（a）所示，基礎(chǔ)擺動角加速度如圖15（b）所示。此時基礎(chǔ)擺動的軸線與理論模型的基礎(chǔ)坐標(biāo)軸重合，可認(rèn)為基礎(chǔ)做純擺動。因此，本文試驗在激振頻率為5.4 Hz的條件下進(jìn)行。

試驗轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速為3000 r/min時，迭代得到AMB?A和AMB?B的X（Y）向補償電流修正系數(shù)分別為0.7（0.9）和1.0（0.9）。

4.1 懸浮不旋轉(zhuǎn)及恒定轉(zhuǎn)速條件下的試驗

轉(zhuǎn)子懸浮不旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下，使基礎(chǔ)進(jìn)行如圖15所示的正弦擺動，測量得到基礎(chǔ)擺動前、后以及前饋補償前、后沿垂直于擺動軸方向（Y向）的轉(zhuǎn)子振動響應(yīng)曲線如圖16所示。基礎(chǔ)擺動前，轉(zhuǎn)子的振動很小，約為0.005 mm，主要為噪聲信號；基礎(chǔ)擺動后，AMB?A和AMB?B位置轉(zhuǎn)子的振幅分別增大到0.06和0.13 mm，分別增大了12倍及26倍。開啟前饋補償控制后， AMB?A和AMB?B處轉(zhuǎn)子的振幅迅速減小至0.017和0.02 mm，分別降低了72%和85%。表明轉(zhuǎn)子懸浮不旋轉(zhuǎn)時，基礎(chǔ)擺動會明顯地增大轉(zhuǎn)子在垂直于擺動方向（Y向）上的振動，基礎(chǔ)加速度前饋補償控制能夠有效抑制基礎(chǔ)擺動引起的振動。

圖17為轉(zhuǎn)子懸浮、亞臨界（2000 r/min）和超臨界（6000 r/min）工況下AMBs處的軸心運動軌跡。圖中的圓為轉(zhuǎn)子與保護(hù)軸承間的間隙圓。

圖17中轉(zhuǎn)子軸心運動軌跡的變化規(guī)律與圖12中的理論分析結(jié)論一致，即基礎(chǔ)擺動激勵使懸浮轉(zhuǎn)子的軸心運動軌跡在垂直于擺動軸的方向上由點變?yōu)榫€；采用了基于加速度的前饋補償算法后，轉(zhuǎn)子的軸心運動軌跡又近似恢復(fù)為一個點。無論是在亞臨界轉(zhuǎn)速區(qū)還是在超臨界轉(zhuǎn)速區(qū)，基礎(chǔ)擺動使轉(zhuǎn)子軸心運動軌跡由圓形變?yōu)橐幌盗袌A心沿垂直于擺動軸方向移動的擬圓形，振動的幅值沿垂直于擺動軸的Y向劇烈增加，但在平行于擺動軸的X向變化不太明顯。前饋補償控制后，軸心運動軌跡幾乎又恢復(fù)至與基礎(chǔ)靜止時相同的狀態(tài)，基礎(chǔ)擺動的影響被大幅度抑制。

4.2 轉(zhuǎn)子加速響應(yīng)試驗

為了研究基礎(chǔ)擺動對加速運行過程中AMBs?轉(zhuǎn)子系統(tǒng)響應(yīng)的影響，以及本文前饋補償算法對加速運行過程中轉(zhuǎn)子振動的抑制效果，分別進(jìn)行了基礎(chǔ)靜止、基礎(chǔ)擺動未補償和基礎(chǔ)擺動補償三種工況下的轉(zhuǎn)子加速運行試驗。

在補償前、后的2次轉(zhuǎn)子加速運行試驗中，基礎(chǔ)角加速度的時間歷程如圖18所示。可見，在基礎(chǔ)擺動補償前、后的2次試驗中，雖然基礎(chǔ)加速度略有差異，但其幅值在整體上基本相同，因此可近似認(rèn)為補償前、后的2次試驗是在同一基礎(chǔ)擺動條件下進(jìn)行的。

圖19為轉(zhuǎn)子AMBs位置沿平行于基礎(chǔ)擺動軸方向（X向）的加速響應(yīng)曲線。

可見，基礎(chǔ)擺動條件下，AMB?A及AMB?B處轉(zhuǎn)子振幅增加量隨轉(zhuǎn)速的升高而逐漸增大。這與圖9中的仿真結(jié)論相吻合，即基礎(chǔ)繞橫向擺動時，附加陀螺力矩造成轉(zhuǎn)子沿平行于擺動軸方向上的振動增加，轉(zhuǎn)速越高則附加陀螺力矩越大，振動增大就越明顯。施加前饋補償后，轉(zhuǎn)子X向振動減小至與基礎(chǔ)靜止時相近的狀態(tài)。

由于擺動速度引起的附加陀螺力矩較小，而擺動加速度引起的附加慣性載荷相對較大，因此試驗轉(zhuǎn)子的振動主要集中在垂直于擺動軸方向（Y向）。圖20為轉(zhuǎn)子豎直方向的加速響應(yīng)曲線。可見，在基礎(chǔ)擺動作用下，AMB?A、AMB?B、盤A和盤B位置處轉(zhuǎn)子的振動幅值在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)均明顯增大，分別增加了約0.052，0.127，0.064和0.091 mm。其中在最大振動幅值轉(zhuǎn)速處，各位置的幅值相對增加了64%，126%，78%和103%。施加前饋補償控制后，轉(zhuǎn)子各位置的振動均得到了有效控制，振幅與基礎(chǔ)靜止時接近，驗證了基礎(chǔ)加速度前饋補償算法的有效性。

5 結(jié)" 論

（1）基礎(chǔ)擺動產(chǎn)生的附加陀螺力矩使沿擺動方向的轉(zhuǎn)子振動有所增大，產(chǎn)生的附加慣性載荷使垂直于擺動方向的轉(zhuǎn)子振動劇烈增大。懸浮不旋轉(zhuǎn)時，基礎(chǔ)擺動使轉(zhuǎn)子軸心運動軌跡由點變?yōu)榫€；旋轉(zhuǎn)時，基礎(chǔ)擺動使轉(zhuǎn)子軸心由中心在原點的封閉軌跡變?yōu)橐幌盗兄行难卮怪庇跀[動方向移動的軌跡，轉(zhuǎn)子在該方向上的振動急劇增大。

（2）基于基礎(chǔ)加速度的前饋補償控制依賴于轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動力學(xué)模型，建模誤差會使算法的補償效果減弱。因此在實際使用中，為了保證補償算法的有效性，必須首先對補償電流進(jìn)行修正。

（3） 在基礎(chǔ)正弦擺動條件下，本文的前饋補償算法能在包括轉(zhuǎn)子一階彎曲臨界轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)大幅度抑制基礎(chǔ)擺動對AMBs?柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的影響，驗證了本文補償算法的有效性。

參考文獻(xiàn)：

［1］ 祝長生，陳擁軍．機動飛行時發(fā)動機轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)統(tǒng)一模型［J］．航空動力學(xué)報，2009，24（2）：371-377．

ZHU Changsheng， CHEN Yongjun. General dynamic model of aeroengine’s rotor system during maneuvering flight［J］．Journal of Aerospace Power，2009，24（2）：371-377．

［2］ Chen X， Gan X H， Ren G M. Effects of journal static eccentricity on dynamic responses of a rotor system under base motions using FDM inertia model［J］. Journal of Sound and Vibration， 2022， 519：116591.

［3］ Sousa M S， Del Claro V T S， Cavalini A A， et al. Numerical investigation on the dynamic behavior of an onboard rotor system by using the FEM approach［J］. Journal of the Brazilian Society of Mechanical Sciences and Engineering， 2017， 39（7）：2447-2458.

［4］ Yan W， He L D， Zhu G， et al. Experimental study on vibration suppression in a rotor system under base excitation using an integral squeeze film damper［J］. High Technology Letters，2020，26（4）：349-359.

［5］ Chen X， Ren G M， Gan X H. Dynamic behavior of a flexible rotor system with squeeze film damper considering oil-film inertia under base motions［J］. Nonlinear Dynamics， 2021， 106（4）：3117-3145.

［6］ Zheng S Q， Han B C， Wang Y G， et al. Optimization of damping compensation for a flexible rotor system with active magnetic bearing considering gyroscopic effect［J］. IEEE/ASME Transactions on Mechatronics， 2015， 20（3）： 1130-1137.

［7］ 鞏磊，楊智，祝長生，等.基于極性切換自適應(yīng)陷波器的磁懸浮高速電機剛性轉(zhuǎn)子自動平衡［J］.電工技術(shù)學(xué)報，2020，35（7）：1410-1421.

GONG Lei， YANG Zhi， ZHU Changsheng， et al. Automatic balancing for rigid rotor of magnetically levitated high-speed motors based on adaptive notch filter with polarity switching［J］. Transactions of China Electrotechnical Society， 2020， 35（7）： 1410-1421.

［8］ 李翁衡，祝長生．基于剛性轉(zhuǎn)子模型輔助線性自抗擾的電磁軸承?柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)過二階彎曲臨界轉(zhuǎn)速振動控制［J］．中國電機工程學(xué)報，2023， 43（6）： 2413-2425.

LI Wengheng，ZHU Changsheng．Vibration control of an active magnetic bearing-flexible rotor system passing the second bending critical speed based on linear active disturbance control assisted by rigid rotor model［J］．Proceedings of the CSEE， 2023， 43（6）： 2413-2425.

［9］ Chen J P， Zhang L， Luo Y Y， et al. Response analysis of random base excitation on a magnetic bearing rotor system［J］. MATEC Web of Conferences，2019，293：04004.

［10］ Zhu C， Robb D， Ewins J." Effect of sinusoidal base motion on the dynamics of a rotor supported on active magnetic bearings［C］// Proc. of 6th Inter. Symp. on Magnetic Suspension Technology， Turin， Italy， 2001.

［11］ Jarroux C， Mahfoud J， Defoy B， et al. Stability of rotating machinery supported on active magnetic bearings subjected to base excitation［J］. Journal of Vibration and Acoustics， 2020，142（3）：031004.

［12］ Suzuki Y. Acceleration feedforward control for active magnetic bearing systems excited by ground motion［J］. IEE Proceedings. Control Theory and Applications， 1998， 145（2）：113-118.

［13］ 蔣科堅，祝長生，喬曉利，等.移動載體上電磁軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的基礎(chǔ)激勵振動主動抑制［J］.機械工程學(xué)報，2014， 50（11）：108-118.

JIANG Kejian， ZHU Changsheng， QIAO Xiaoli， et al. Suppressing vibration due to base motion for active magnetic bearing-rotor system equipped on moving carrier［J］. Journal of Mechanical Engineering， 2014， 50 （11）： 108-118.

［14］ 陳潤田，祝長生.基礎(chǔ)平動激勵下的電磁軸承-柔性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動控制研究［J］.機電工程，2021，38（6）：673-680.

CHEN Runtian， ZHU Changsheng. Vibration control of active magnetic bearing flexible rotor system under base translational excitation［J］. Journal of Mechanical amp; Electrical Engineering， 2021， 38（6）：673-680.

［15］ Brienda Y， Dakela M， Chatelet E， et al. Effect of multi-frequency parametric excitations on the dynamics of on-board rotor-bearing systems［J］. Mechanism and Machine Theory， 2020， 145：103660.

［16］ Duchemin M， Berlioz A， Ferraris G. Dynamic behavior and stability of a rotor under base excitation［J］. Journal of Vibration and Acoustics， 2006， 128（5）：576-585.

［17］ Han Q K， Chu F L. Parametric instability of flexible rotor-bearing system under time-periodic base angular motions［J］. Applied Mathematical Modelling， 2015， 39 （15）： 4511-4522.

［18］ Maruyama Y， Mizuno T， Takasaki M， et al. Study on control system for active magnetic bearing considering motions of stator［J］. Journal of System Design and Dynamics， 2009，3（6）： 954-965.

Vibration suppression of active magnetic bearing?flexible rotor system based on acceleration feedforward under base swing

ZHANG Peng， ZHU Chang-sheng

（College of Electrical Engineering， Zhejiang University， Hangzhou 310027，China）

Abstract： Base swing will bring additional gyroscopic moment and inertia load to the rotating machinery， affecting the vibration and stability of the rotor system and even endangering the rotor operation. In order to effectively control the vibration of the active magnetic bearing （AMB）-flexible rotor system under the base swing， a base acceleration feedforward algorithm is proposed in this paper. With the dynamic model and the parameters of the base swing， the optimal compensation current to suppress the vibration can be directly obtained by the proposed algorithm. Because of no iteration and simple structure， the algorithm has strong rapidity and practicality. Furtherly， to eliminate the influence of modeling error on the compensation performance， a method to correct compensating current is suggested. After that， the influence of the proposed algorithm on the rotor vibration in the spin speed range including the first bending critical speed is simulated. Finally， on the test platform， the effectiveness of the algorithm was verified when rotor in suspension without spin， constant speed and acceleration under the base swing. The theoretical and experimental results agree that the vibration perpendicular to the swing axis increases obviously due to the inertia load. The additional gyroscopic moment increases the vibration along the swing axis， and the rising amplitude grows along with the increase of the rotor spin speed. The algorithm proposed can efficiently suppress the rotor vibration under the base swing in the spin speed range including the first bending critical speed.

Key words： vibration suppression； active magnetic bearing； base swing； feedforward compensation

作者簡介： 張" 鵬（1992―），男，博士研究生。E-mail： zhang_peng@zju.edu.cn。

通訊作者： 祝長生（1963―），男，博士，教授。E-mail： zhu_zhang@zju.edu.cn。