电磁轴承阻尼上限的动态特性分析

为了研究电磁轴承系统的高频稳定性问题,需要研究电磁轴承阻尼的动态特性.以单自由度系统中力和刚度、阻尼的基本力学方程为基础,忽略电气系统的影响,推导了在一定的振动幅值下,电磁轴承最大阻尼随转子振动频率增加而变化的关系,结果表明,电磁轴承能够提供的阻尼随着转子转速或振动频率的增加而迅速减小.这在研究高速转子稳定性问题时应给予足够的重视.     

采用电磁轴承控制柔性转子临界转速分布的建模和仿真分析

提出了采用电磁轴承支承柔性转子,通过支承特性的调节,改变柔性转子的各阶临界转速的分布位置,使柔性转子顺利实现超临界运行.将电磁轴承支承特性建模融入到经典转子动力学的柔性转子有限元建模理论中去,构建了电磁轴承支承的柔性转子系统模型进行仿真.仿真结果表明:通过调节电磁轴承的等效刚度,可以明显改变柔性转子平动和锥动两个刚体临界转速,而对一阶弯曲和二阶弯曲两个弯曲临界转速影响不大.调节等效阻尼可明显减小转子过临界时的振动.     

采用电磁轴承控制柔性转子临界转速分布的建模和仿真分析

提出了采用电磁轴承支承柔性转子,通过支承特性的调节,改变柔性转子的各阶临界转速的分布位置,使柔性转子顺利实现超临界运行。将电磁轴承支承特性建模融入到经典转子动力学的柔性转子有限元建模理论中去,构建了电磁轴承支承的柔性转子系统模型进行仿真。仿真结果表明:通过调节电磁轴承的等效刚度,可以明显改变柔性转子平动和锥动两个刚体临界转速,而对一阶弯曲和二阶弯曲两个弯曲临界转速影响不大。调节等效阻尼可明显减小转子过临界时的振动。     

立式重载储能飞轮转子动力学特性分析

飞轮转子-轴承系统的动力学建模及动特性分析是立式重载储能飞轮系统的关键问题。针对重载储能飞轮转子具有重量大、转速高等特点，考虑了电机转子的质量和刚度，建立了飞轮转子-电机转子-轴承系统的集中质量动力学数学模型，计算得到飞轮转子-电机转子-轴承系统的固有频率、临界转速等动力学特性。通过对飞轮转子进行升速瞬态响应分析发现飞轮转子在升降速过程中存在两阶临界转速，容易发生共振，损害轴承。因此为了避免共振或者降低共振峰值，研究了轴承支撑刚度、阻尼以及升速速率对飞轮转子临界转速和共振峰值的影响，计算结果表明，飞轮转子的前两阶临界转速受支撑刚度的影响，随着支撑刚度的增大，飞轮转子的临界转速增大，当支撑刚度增加至一定程度，转子临界转速不再改变。转子临界转速受阻尼影响较小，随阻尼变化而小幅度改变。此外，研究了升速速率对转子振动特性的影响，发现通过提升转子升速速率亦可以有效降低转子振动幅值。为了验证飞轮转子轴承系统动力学模型的合理性，对飞轮转子系统进行升速试验，发现仿真计算结果与试验结果一致，证明了该模型的合理性。     

磁流变液阻尼器在磁悬浮轴承中的应用

设计了一种磁流变液阻尼器并应用于磁悬浮轴承系统中,由于临界转速分析是转子支承系统设计中最重要的内容之一,针对基于磁流变液阻尼器的高速磁悬浮柔性转子,利用有限元法分析了不同刚度和不同阻尼分别对磁悬浮转子临界转速的影响程度,从理论上得出了磁流变液阻尼器支承刚度在104～105 N/m之间、阻尼在700 N·s/m附近时对转子临界转速影响较大的结论,分析结果有助于指导磁流变液阻尼器的设计.     

基于轴承运行刚度分析的超高速磨削电主轴动态特性

高速电主轴正朝着高速重载与超高速轻载的方向发展,其动态特性研究是电主轴开发的关键技术之一.主轴超高速运行时轴承刚度的确定是整个研究过程的难点所在.基于滚动轴承的拟静力学模型,计算轴承的动态刚度,并考虑转速、初始预紧力、热预紧力及油膜厚度对轴承刚度的影响,确定出轴承的运行刚度.再以轴承运行刚度作为主轴支撑刚度,建立面向高速电主轴动态性能分析的参数化有限元模型,对主轴动态特性进行分析.分析结果表明,初始预紧力、砂轮悬伸长度、前后轴承跨距、前轴承对间距及电机转子内径等参数是影响磨削电主轴动态特性的关键因素.     

转子系统磁控挤压油膜阻尼器

为了使传统挤压油膜阻尼器的动力特性可控，基于电涡流效应提出了一种新型磁控挤压油膜阻尼器.在一个悬臂柔性转子系统上详细地测量了在不同磁场强度条件下新型磁控挤压油膜阻尼器支撑的转子系统在非旋转状态下的频响函数、在恒定转速下的运动轨道以及在慢加速运行过程中的不平衡响应曲线，并研究了磁控挤压油膜阻尼器对转子系统的振动进行主动控制的可能性.结果表明，通过调整阻尼器间隙中的磁场强度就能够对阻尼器的动力特性进行控制.在设计合理的条件下磁控挤压油膜阻尼器能够显著地抑制转子系统的振动.随着磁场强度的增大，转子系统在各阶共振转速区的振动减小，共振转速向低转速方向移动.在磁场强度工作范围内，磁场强度越大，阻尼器的减振效果越好.     

多盘柔性转子系统的磁轴承刚度和阻尼设计

转子振动主动控制的本质就是通过主动控制力给系统引入附加的刚度及阻尼，以达到减少系统的不平衡响应，使系统稳定的目的。而磁悬浮轴承则是施加这种主动力的理想设备。文章讨论了磁力轴承的附加刚度和阻尼的设计。     

船舶艉轴承间隙对轴系回旋振动特性影响分析

为了探究船舶艉轴承的支承刚度对推进轴系回旋振动特性的影响,本文利用流体动力润滑理论,通过求解适用于径向轴承的Reynolds方程,分析了轴承液膜刚度的动态特性,进而利用有限元方法分析其对轴系回旋振动的影响。研究发现液膜刚度随轴颈转速增大呈非线性变化,在特定转速下会发生波动。轴承设计间隙增大会导致水平方向的刚度增大,而竖直方向的刚度会先减后增。通过ANSYS有限元软件建立了船舶推进轴系模型,分析艉轴承不同设计间隙对轴系回旋振动的影响。当临界转速处于刚度出现波动的转速范围内时,发生耦合作用使固有频率产生影响,为船舶轴承设计间隙选取提供理论依据。     

基于非线性动态特性的轴承–转子系统振动分析

随着空气静压主轴在超精密加工过程中的广泛应用,对主轴的运动精度的要求不断提高,如何准确预测和提高主轴运动精度是十分必要的。基于空气静压轴承的非线性动态特性,研究空气静压主轴的振动特性和预测模型,探索非线性动态特性分析对主轴回转精度的影响。首先,对空气静压径向轴承的动态特性进行分析,建立气膜动态流动模型,采用扰动法求解模型得到轴承的非线性动刚度与动阻尼系数。将空气静压轴承内的气膜作为弹簧阻尼系统建立轴承–转子系统,并通过动力学分析建立了轴承–转子的动态振动模型。将轴承的非线性动态特性参数引入振动模型,结合MATLAB对模型进行求解,得出了空气静压主轴径向跳动误差曲线、偏转误差曲线和径向总振动误差曲线,并通过FFT数据处理对振动进行频域分析。通过对比分析得到非线性分析对空气静压主轴径向振动误差的影响。最后,搭建了空气静压主轴径向回转误差测量试验台,得到主轴实时回转误差信号,实现轴承–转子系统的振动动力学模型分析的实验验证。从空气静压径向轴承的动态分析可以看出,轴承的动刚度和动阻尼均呈非线性变化,随着偏心率的增加动刚度不断增加,而动阻尼不断减小。从轴承–转子系统的振动分析可以看出：1）非线性分析对主轴偏角振动误差有明显影响,而对径向跳动误差的影响不明显,说明非线性分析主要通过影响主轴的偏角误差从而影响径向总误差。2）定值分析时偏角误差的最大振幅基本稳定,而非线性分析时偏角误差的最大振幅存在一个增加过程并最终趋于稳定,并且非线性分析时最大振幅明显大于定值分析时的振幅。3）在供气开始一段时间内,非线性分析与定值分析下的径向总误差基本一致,但随着时间的增加,非线性分析下的最大振幅大于定值分析下的最大振幅,说明开始供气时非线性分析对径向跳动误差和偏角误差没有造成明显影响,当供气稳定时非线性的动刚度与动阻尼会对主轴转子振动幅度产生明显影响。4）从频域上看,非线性分析最大振幅处的共振频率为964 Hz,定值分析最大振幅处共振频率为986 Hz,非线性分析使最大振幅处的共振频率有所下降。5） 非线性分析和定值分析在频率高于1 500 Hz时,转子的振幅变化都很小,说明频率大于1 500 Hz之后,转子振动比较稳定,此时气膜的振动频率与固有频率不容易发生共振。空气静压主轴回转误差实验的结果表明,基于非线性分析所得的主轴径向回转误差的误差率比定值分析所得主轴径向回转误差的误差率降低了1.43%～6.54%。因此,将空气静压径向轴承内气膜作为弹簧阻尼系统施加于转子之上可以实现轴承–转子系统的耦合振动分析,轴承非线性动态特征参数的引入实现了轴承动态性能对主轴动态振动的影响,通过基于非线性动态特性的轴承–转子系统的振动分析可以更加准确地研究和预测空气静压主轴的径向振动误差。     

滚动轴承动态性能的测试与分析

本文对滚动轴承采用柔性悬挂的方式测试其机械阻抗。根据轴承的支承形式提出了相应的动力学模型,由此动力学模型和测试得到的阻抗曲线识别出滚动轴承的刚度和阻尼值。用本文提出的方法识别得到的滚动轴承动态参数剔除了支承状况的影响,从而使得识别值更符合实际情况。     

转子轴承系统涡动的稳定性分析

转子系统的运动稳定性是力学中的重要研究课题,它直接关系到汽轮机组运行的安全性与可靠性。基于Muszynska转子动力学模型,采用短轴承理论,对转子非线性振动的稳定性进行了分析研究。采用局部线性化方法,分析判断了转子涡动方程零解和自激振动极限环的稳定性,确定了转子运动的稳定性条件。在极坐标系下首次给出了用3个状态方程表示的转子系统运动的简捷方程。主要分析了转速、流体润滑粘度和轴承的结构参数对转子运动稳定性的影响。     

挠性转子系统的不平衡量在线识别方法

基于模态理论,针对滑动轴承支撑的挠性转子系统,提出了一种新的不平衡量在线识别方法.电磁激振器安装在转子的伸出端,产生脉冲激励力或不同频率的简谐激励力.通过测量转子的原始不平衡量响应和激励响应,计算出滑动轴承的刚度和阻尼系数及转子的不平衡量.在由滑动轴承支撑的多圆盘挠性转子试验台上进行了试验研究,结果表明该方法无需改变转子的工作转速,且能在支承系统没有转速变化的条件下满足全速动平衡的要求,同时具有良好的识别精度.     

转子分布不平衡和轴承特性参数同时辨识方法

针对转子模态动平衡的关键参数转子不平衡量和轴承特性参数难以确定的问题,提出一种基于轴承处振动响应的轴承特性参数和转子分布不平衡参数的同时辨识方法。以多项式函数描述转子质量偏心曲线,表征转子连续分布的不平衡质量;以有限元法建立转子/轴承子结构运动微分方程;采用虚功原理将连续分布的广义不平衡力转化为节点处的集中不平衡力并建立其与偏心曲线系数的关系,从而推导出轴承特性参数及质量偏心曲线系数的同时辨识方程,进而实现基于不同转速下轴承处的振动响应辨识出轴承特性参数和分布不平衡参数。以一个转子轴承系统为例进行了偏心曲线阶次对参数辨识的敏感度仿真,结果表明：偏心曲线阶次对参数辨识结果影响较小。以实测轴承处响应辨识得到的参数进行一阶模态动平衡实验,平衡后轴承处振动明显降低,验证了提出的辨识方法及其在模态动平衡中的有效性。     

柔性基础内燃机被动隔振系统的建模与仿真

以多体动力学为基础,结合有限元技术和实体建模技术,建立柔性基础内燃机被动隔振系统刚/柔混合仿真模型。并对支承在柔性平板结构上的某四缸柴油机隔振系统进行动力学仿真计算,静平衡及激振力仿真结果均与理论计算十分吻合。通过改变柔性平板支承刚度来改变柔性基础的边界条件,进一步获得不同刚度条件柔性基础上内燃机隔振系统的隔振特性。通过比较柔性基础上隔振器支承力和刚性基础上隔振器支承力的变化,结果表明：柔性基础对隔振器支承力有重要影响,受柔性基础弹性影响的系统自振有可能成为影响支承力变化的主要因素。     

基于独立分量分析的滚动轴承故障诊断

本文应用独立分量分析(ICA)将滚动轴承系统产生的声信号从传声器获取的声信号中分离出来,然后再采用基于morlet小波变换的包络分析进行再次降噪并获取特征信号,将此特征信号的特征频率与转子频率之比作为已经训练好的线性神经网络的输入向量,以对滚动轴承的运行状态做出判断.实验表明,此方法可靠、有效地诊断出了轴承的状态.     

支承磁悬浮轴承的径向磁流变阻尼器设计

转子振动时其频响函数是其刚度和阻尼的函数,调节合适的刚度和阻尼,可以抑制转子振动.针对磁悬浮轴承对转子振动抑制能力差的缺点,设计了一种径向磁流变阻尼器.用这种阻尼器支承的磁悬浮轴承转子系统,通过控制磁流变阻尼器线圈中的电流来改变整个转子系统的支承刚度和阻尼,抑制转子高速时的振动.采用ANSYS对整个支承系统的电磁场进行仿真,验证及改进所设计的磁流变阻尼器.     

混合预紧下高速电主轴涡动频率的理论研究

为了有效预测并控制高速电主轴的支撑刚度和临界转速,建立了角接触球轴承在混合预紧机理下的数值计算模型,对主轴系统进行有限元建模,耦合轴承组模型与转轴模型构成转轴-轴承模型.通过对整体模型计算获得主轴系统的动态特性参数,将结果反代入整体模型,进而进行循环迭代,从而研究主轴涡动频率.制定转轴-轴承模型动力学计算流程,研究了电主轴在不同工况下轴承支撑刚度和涡动频率等动态特性.理论计算结果表明:与传统计算方法相比,所建模型计算电主轴在高速运转时的动态特性具有更高精度.采用合理的预紧方式和预紧力有利于提高主轴系统在高速运转时的临界频率.     

非叠片转子—电磁轴承系统磁场计算

分析了非叠片转子－电磁轴承系统的磁场力,给出了磁场分布模型及磁浮力和切向力的计算公式,并以实际电磁轴承为例,进行了相应计算,结果表明,实例计算结果与理论分析一致。     

转子-轴承-电机-隔振器系统不平衡响应分析

建立了转子－轴承－电机－隔振器系统的3维有限元模型,系统分别采用电磁轴承和机械轴承作为转子的支承,利用专业转子动力学软件sAMcEF／ROTOR对相同的不平衡量,分析了系统的不平衡响应。通过改变隔振器的刚度,计算了不同隔振器下系统的不平衡响应。分析结果表明,对于所分析的电机,采用电磁轴承作支承时,机脚处的不平衡响应小于采用机械轴承作支承时的不平衡响应。