高速转子（共4篇）
高速转子 篇1
1 挠性转子高速动平衡技术
挠性转子不像刚性转子那样, 经过低速动平衡就能达到工作转速上的平稳运行, 而必须进行高速动平衡。挠性转子的平衡方法主要有模态平衡法和影响系数法。模态平衡法就是根据转子上随机分布的不平衡量能激起转子各阶振型及平衡重量组与主振型正交这一特点, 采用了振型分离的方法, 使转子逐阶得到平衡[1]。影响系数法就是利用线性系统中校正量和所测量之间的线性关系, 用影响系数求平衡转子的方法, 它操作简单, 具有较高的平衡精度, 并且适合利用计算机辅助计算, 是一种多转速多平面的平衡方法。平衡重量组与主振型正交是模态平衡法的基本原理, 而影响系数法则是利用平衡重量组与主振型并不正交, 对转子进行综合平衡, 以达到挠性转子平衡的目的, 其最小二乘影响系数法的平衡校正量计算公式可表示为:
式中, N为平衡 (校正) 面数;M为振动总测点数;{U}为需加的校正质量;{X}为初始振动响应向量;{A}为影响系数矩阵[2]。
影响系数实际上反映了振型、支承刚度及其它各种影响因素的影响[3]。
2 DH8高速动平衡机
高速动平衡机DH8是德国申克公司开发生产, 包含振动测量系数、真空系数、计算机辅助计算系统等。其中计算机辅助计算系统根据影响系数法原理, 对转子振动信号进行分析处理, 计算影响系数, 得出最佳配重质量及其相位, 实现转子全速动平衡。该机具有球面弹性对中功能, 转子高速动平衡试验在真空环境下进行。DH8高速动平衡机参数:最大转子重量:32000kg;最大转子直径:9000mm;最高运行转速8000rpm。
3 12000KW汽轮机转子高速动平衡试验
3.1 转子情况:
12000KW汽轮机转子是广州广重企业集团有限公司返修转子, 因机组运行中, 负载变化时, 转子发生轴向振动, 导致转子汽封片与气缸隔板摩擦, 汽封片部分损坏, 返厂更换所有汽封片进行高速动平衡试验。转子参数如下:机组型号:C12-8.83/0.98//535;机组功率:12000KW;机组工作转速:6000rpm;转子重量:4365.5kg;转子总长:4194mm。
3.2 转子有两个平衡面, 试验步骤:
①转子在无试加重的原始状态下运转至工作转速, 记录振动数据run1;②在第一个平衡面试加重24.1g、相位为100°运转于工作转速, 记录振动数据run2;③取下位于第一个平衡面的试加重量, 在第二个平衡面试加重24.1g、相位337°运转于工作转速, 记录振动数据run3;④利用前面三次运行振动数据, 由计算机辅助计算系统计算两个平衡面的影响系数, 并得出转子在两个平衡面上应配重质量及相位, 根据计算结果在两个平衡面上进行配重。⑤完成配重后将转子运行于工作转速, 记录振动数据run4。⑥若转子振动值符合要求, 则动平衡试验结束;反之, 则在run4基础上重新计算两个平衡面的影响系数, 继续进行配重工作, 直至转子振动符合要求为止。
3.3 试验振动评价标准
本次试验中, 转子振动评价标准依据《GB/T 6557-2009挠性转子机械平衡的方法和准则》及《GB/T9239-2006机械振动恒态 (刚性) 转子平衡品质要求》。
在平衡设备上的允许振动可用两种方式表示:①由现场允许的轴承振动计算得到的轴承支座振动;②由现场允许的轴振动计算得到的轴振动。本试验以第一种方式的振动评价转子振动水平是否符合标准, 参照GB/T 6557-2009及GB/T9239-2006得出, 该转子转速达到工作转速 (6000rms/min) 时两个轴承支座振动值均不能超过1.8mm/s[4]。
3.4 试验数据 (表1, 图1)
3.5 试验结果分析
经高速动平衡后, 转子转速达到工作转速 (6000rms/min) 时, 轴承支座1振动值0.371mm/s, 轴承支座2振动值1.702mm/s, 均小于振动限值1.8mm/s, 故经动平衡配重后该转子的动平衡效果已达到合格水平。
4 结论
利用影响系数法对12000KW汽轮机转子进行高速动平衡试验, 较好地减少了不平衡量, 大大地降低了转子振动, 使转子的振动达到了运行合格标准以内。这表明结合影响系数法进行的汽轮机转子高速动平衡试验, 是高效、精确且完全能满足生产运行需求的。
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高速转子 篇2
高速主轴类电动机通常运行在几万转以上,要求拥有很高的机械强度,输出额定转矩时转差率要小。从工作特性看,实心转子感应电动机启动品质因数高,启动时间短,单位电流启动转矩较大[1];从结构上看,实心转子感应电动机机械平衡性好,抗冲击和振动负荷能力强,不会出现普通鼠笼型感应电动机的转子导条断条或端环开环现象。实心转子感应电动机机械性能优于永磁电动机,电磁性能优于磁阻电动机,所以研究实心转子感应电动机具有实际意义[2]。但是,这种电动机的实心转子与轴加工成为一体,当作为高速电主轴电动机运行在几万转以上时,存在损耗大、功率因数低、效率低等缺点,影响着其推广应用。本文主要研究实心转子感应电动机的高速运转性能,用有限元法计算动态磁场,并选择样机进行测试和分析。
1 实心转子感应电动机磁路及M-S曲线
实心转子的基本形式为一个实心圆柱导电导磁体,其与鼠笼转子的区别是合电路与磁路为一体,其基本原理:定子绕组通入对称三相电产生旋转磁场,旋转磁场在转子中产生涡流,涡流与旋转磁场共同作用产生转矩,从而使电动机旋转。
实心转子感应电动机的铁芯兼作磁路和电路,所以对转子的研究至关重要[3]。由于实心转子感应电动机实质上是一种涡流电动机,而涡流的流向是不规则的,即不存在普通感应电动机转子上的确定回路,分析时,要从“场”等效到“路”,求出转子参数。
高速实心转子感应电动机在实际运行时,由于趋肤效应,转子电流集中的渗透层非常薄,电流和磁场的分布情况与普通感应电动机截然不同,转子部分的磁压降可以认为等于转子涡流产生的磁势。可以近似认为定子磁势和转子涡流漏磁通
实心转子感应电动机的转子磁通与转差率S相关,由于涡流现象仅发生于转子表面薄薄的渗透层内,透入深度Δ与S密切相关,转子阻抗也与Δ有关,所以转子参数是随S变化的函数。图1为实心转子感应电动机与鼠笼转子感应电动机M-S曲线的比较,其中M表示转矩。
从图1可看出,实心转子感应电动机的最大转矩发生在临界转差率Sm>1的电磁制动状态。另外,与普通感应电动机叠片铁芯相比,实心转子具有较高的电阻率和较低的磁导率。在普通感应电动机中,当采用工频供电时,铁芯中磁密度不太高,在叠片铁芯中的涡流磁滞损耗很小,而磁通
2 高速实心转子动态过程仿真
2.1 仿真流程
高速感应电动机工作在高频下,转子频率一般是工频的数十倍以上,因此,在较高磁化频率下工作的实心转子的参数特征是研究重点。现以一台转速为4.8×104 r/min的实心转子感应电动机(400 W,220 V,800 Hz)为例,采用Ansoft有限元软件对其变频启动(U/f=220 V/800 Hz)的动态过程进行仿真[4,5],得到空载启动不同时刻的磁场分布、绕组反电势、定转子电流、启动转矩等动态数据,为实心转子感应电动机的设计提供参考,图2为仿真流程图。图中B为磁密,H为磁场强度,Vi为电压,Ei为反电动势,T(n)为电磁转矩,T2为输出参量。
输入量包括电路方程参数、机械方程参数及时间控制量。电路方程参数包括三相电压函数、定转子端部参数等,定转子端部参数需要事先通过磁路的方法计算得到;机械方程参数包括转动惯量、阻尼系数等;时间控制量包括时步法时间步长及计算时间,通过选择时间步长可以控制计算精度。
电路的输入量直接接入二维有限元的定转子绕组。机械方程参数通过机械方程与电磁转矩方程的耦合进行计算[6,7]。二维有限元模型的建立过程包括建模、剖分动态模型、确定时步法步长等,图3为有限元自适应剖分网格图。
由于采用二维有限元计算,首先采用磁路的近似公式方法计算等值电路中端部的漏电抗。该例中定子端部电阻为0.098 134 8 Ω,定子端部电感为0.000 376 347 H;转子相邻导条端部电阻为1.727 04e-006 Ω,电感为3.385 97e-009 H,转动惯量为0.225 833 kg·m2;涡流场时步法计算步长为0.001 s。
2.2 仿真结果
变频启动(U/f=220 V/800 Hz)过程中,模拟变频器分段升频升压加载情况如图4所示,启动过程中不同时刻的磁场分布情况如图5所示。
从图5(b)可看出明显的转子涡流趋肤效应,由于此时定子磁场频率较高,滑差较大,造成表面磁密呈密集化现象。转子磁场的透入深度很小,存在强烈的趋肤效应,转子电流密度J沿径向由表及里逐渐减小。从图5(c)可看出,当启动结束时,趋肤效应消失,J在截面上的分布较为均匀。
在空载启动过程中,反电动势、定子电流、启动转矩、磁链的曲线如图6所示。
从图6可看出:① 启动过程较慢,经过近2 s的空载运行才升至高速。② 稳态时电流很大,损耗远超同功率普通感应电动机。③ 启动过程中反电动势从不对称变为对称,电流及磁链呈不对称分布。
3 高频高速状态下电动机性能测试
3.1 测试结果
采用电力变频器作为驱动电源,用冷却装置来冷却电动机,测试电动机在高频高速状态下的性能。对1号样机(普通鼠笼转子)和2号样机(含铜量为25%的实心转子)在800,600,400 Hz的电源频率下进行测试,输入线电压为220 V、电源频率为800 Hz的情况下,电动机M-S特性曲线、cosϕ -S特性曲线、η -S特性曲线如图7所示。
(a)M-S特性曲线(b)cos-S特性曲线(c)η-S特性曲线
转子电阻值的比例(r1/r2)随频率变化曲线如图8所示,其中r1为鼠笼转子电阻值,r2为实心转子电阻值。频率为800 Hz,转速为4.8×104 r/min的实心转子感应电动机的M-S曲线测试结果与理论分析结果的对比如图9所示。
3.2 结果分析
(1) 从图7(a)的M-S曲线可看出,当S<0.1时,处于同一滑差值的鼠笼转子样机的转矩几乎是实心转子样机的2倍。同样输出额定转矩时,鼠笼转子样机的滑差S为实心转子样机滑差的一半,即鼠笼转子样机的额定滑差为0.02时,实心转子样机的滑差为0.04～0.05,在这样的滑差下,实心转子感应电动机转速下降,损耗增加,输出功率、效率均随之下降。
(2) 随着供电频率的升高,M-S特性曲线、cos ϕ -S特性曲线、η -S特性曲线的特性也随之改变,实心转子感应电动机的cos ϕ,η的值均较鼠笼转子感应电动机偏低。
(3) 图8表明,电源频率在1 kHz以上时,r1/r2仍呈上升趋势,当f=1.6 kHz时,鼠笼转子电阻已达到实心转子电阻的70%左右,这说明:当供电电源频率升高时,实心转子感应电动机的性能更加接近于鼠笼转子电动机的性能,尤其是转矩特性变化较为明显。
(4) 图9表明,当S<0.1时,理论分析曲线与测试曲线比较吻合,而当S>0.1时,2条曲线开始有偏差,出现偏差的原因是未考虑转子阻抗随电源频率的变化而变化。
4 结语
通过仿真及测试分析了实心转子感应电动机运行于转速为4.8×104 r/min时的性能,论证了实心转子感应电动机高速运行的可行性。对于高速实心转子感应电动机,如何尽量减少损耗,提高功率因数和效率,改善实心转子感应电动机性能是需要进一步解决的问题。可以从改进定、转子结构及材料入手,定子尽量采用多槽数、较大的气隙;转子增加端环、轴向开槽;采用低损耗的新型铁芯材料,添加非导磁金属屏蔽环,可采用磁悬浮轴承,由于不存在机械接触,减小了高速旋转时产生的轴承损耗,从而使得电动机能够长时间运行在高频高速系统中。
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高速转子 篇3
高速电机的研究是当前国际电工领域的研究热点。由于转速高,电机的功率密度大,其几何尺寸远小于输出功率相同的中低速电机,因此可以有效地节约材料。同时也正是由于转速高,为了减少转子动不平衡对整个电机振动带来的影响,转轴上的扭矩基本上都是通过过盈配合来传递[1]。
传统的过盈配合的计算公式通常只能考虑单个过盈配合关系和静止状态下厚壁圆筒的配合关系,对于动态下、多个过盈配合的计算根本不能解决。本文基于接触非线性理论的基础,采用有限元的计算方法,模拟计算出在高速离心力的作用下多个接触对之间的关系,得出了更加接近真实的结果,反映了电机转子从静止到高速旋转的变化过程,对以后的设计和优化起到很好的指导作用。
2 接触非线性的数学模型
对于两个弹性接触体A和B,如图1所示,物体B上有固定的边界,外力F作用在物体A上。物体A的接触力是Pj,物体B上的接触力是Pj',对于二维情况,它们可以表示成:
物体A和B在接触点上的柔度方程分别为:
其中:j=1,2…m,表示接触点的数目;是A和B的接触点i的位移;[CAij]和[CBij]分别是物体A和B在节点i由节点j作用引起的柔度矩阵;fk是第k个载荷点的外力向量;e是外载荷点数。
假定接触区域上的接触点对是连续的,接触面上的兼容方程为:
其中:是第i个接触点对的初始间隙向量。
由于在接触点上,作用两个物体的接触力必须是大小相等方向相反,即:
将式(1)和式(3)代入到(2),可得连续状态点的相容方程:
对于滑动状态,假设满足Columb摩擦定律,则:
这里μ是滑动摩擦系数,对于自由状态的点,在式(4)中
由于在式(4)中,[CAij]和[CBij]以及[CAik]都是不变的,因此,每次迭代求解只需根据接触点的接触状态,用式(5)或式(6)替代式(4)即可[2]。
3 过盈配合分析计算
3.1 几何模型和工况描述
高速异步电机的转速为6000r/min,转子几何模型如图2所示,其中转子铁芯套在薄壁套筒上,薄壁套筒再套在有锥度的转轴上。为了有效传递扭矩及运行安全,转轴与薄壁套筒、薄壁套筒与转子铁芯及环之间必须有足够的过盈量,面和面之间有合适的压力。同时由于工艺要求是加热热套,因此转子的加热温度又不能太高,否则会破坏叠片之间的绝缘。按照工艺顺序,转子铁芯和薄壁套筒采用过渡配合先成为一个整体,再将薄壁套筒和转子铁芯、环同时加热使其内径加大0.2mm,然后热套进转轴内。
3.2 计算模型[3~5]
基于非线性接触理论,本文采用大型有限元软件ANSYS建立物理模型来模拟这一过程并校核设计的合理性。显然,这是一个轴对称问题,采用高精度平面2次单元来进行建模,有限元模型如图3所示,同时按照实际工况建立图4所示的以下五个接触对:
接触对1为转轴与薄壁套筒间径向接触,初始接触过盈量为0.1mm,接触面的锥度为1:50;
接触对2为转轴与薄壁套筒间轴向接触,初始接触过盈量为0;
接触对3为转子铁芯与薄壁套筒间轴向接触,初始接触过盈量为0;
接触对4为转子铁芯与薄壁套筒间径向接触,初始接触过盈量为0;
接触对5为转子铁芯与环间轴向接触,初始接触过盈量为0。
3.3 计算结果及分析
高速电机的转速达到最高转速时,主要两个传递扭矩的接触对1和4之间的正压力分布如图5所示。转轴与薄壁套筒径向之间的接触压力平均为16MPa,转子铁芯与薄壁套筒径向之间的接触压力平均为6MPa,由于转轴的轴向长度大于薄壁套筒的原因,两个接触对的两侧边界上的接触压力有较大的升高变化。电机在转速为零的情况下,接触对1和4之间的正压力分布如图6所示。显然正压力明显高于动态时,接触对1和4的接触压力平均值增加到41MPa和45MPa,而且两者相差不大。
图7和图8分别显示了电机转子在高速转动和静止时各个构件环向拉应力的分布情况。其中薄壁套筒的拉应力变化较大,高速旋转比静止时大55MPa,这表明高速旋转时的离心力的作用影响还是相当大的。
图9和图10是转子铁芯分别在静止和高速转动时外表面从A点到B点(参见图2)的径向位移变化曲线。图9显示,静止状态下从A点到B点转子铁芯直径的变化量是不同的,二者相差1.78倍,而在电机进入最高转速时,这种变化量达到了5.35倍之多,这加大了气隙的不均匀度。比较图9和图10可以看到,从静止到旋转,A点处的直径减小了,B点处的直径加大了,这主要是由于接触对1是一个锥面的原因。
4 总结
(1)本文基于接触非线性理论,采用有限元软件AN-SYS对高速电机转轴几个构件间的过盈配合关系进行了模拟,计算结果与实际吻合。
(2)要想准确地计算出高速电机多个过盈接触面之间的压力分布及静止到动态时的变化情况,应用接触非线性理论结合有限元进行分析是很必要的,它突破了传统计算方法的局限。
(3)本文的模拟计算结果为以后高速电机转子结构设计及过盈量的选取提供了理论依据,可较好地指导设计,有效缩短产品试制周期,提高产品设计质量。
参考文献
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高速转子 篇4
关键词：轴向预紧力,轴承-转子系统,动力学
0 引言
机械切削效率和加工精度的提高对高速电主轴的运行性能提出更高要求,其轴承的动态特性将影响整个电主轴的性能。随着转速增加,轴承钢球的离心力增加,且由于轴承内圈的离心作用,轴承的刚度也随着下降,出现“软化”现象,造成整个转子系统临界转速下降,从而导致电主轴发生颤振,相关文献[1-5]已经对此现象做了一定的研究。本文基于轴的Timoshenko梁理论,考虑离心力和陀螺力矩的效应,在MATLAB中建立高速轴承-转子有限元模型,分析不同轴向预紧力下,轴承“软化”效应和转子的陀螺力矩对轴承系统的影响,以及前、后轴承在恒力预紧方式下轴承的间距对轴承-转子系统的影响。
1 轴承-转子动力学模型
角接触轴承的几何受力模型如图1所示。在没有受力的静止情况下,轴承接触角为初始接触角,内、外圈沟道的曲率中心在同一直线上,其距离可以表示为:
其中:Db为轴承钢球的直径;fi和fe分别为轴承内圈、外圈沟道的曲率半径ri、re与轴承钢球直径的比值,fe=re/Db,fi=ri/Db。
当轴承受轴向推力且轴承滚动时,其内圈受载前、后曲率中心的变化如图2所示。
图2中,Vjk、Ujk分别为轴承在受力后第j个钢球处内、外圈曲率中心的轴向和径向的距离,Vk、Uk分别为钢球球心在受力后与轴承外圈曲率中心的距离,αo、αij、αej分别为轴承的初始接触角和受力后钢球与内、外圈的接触角,lij、lej分别为受力后轴承钢球中心与内、外圈曲率中心的距离[6],lij=(fi-0.5)Db+δij,lej=(fe-0.5)Db+δej,δij、δej分别为钢球与内圈和外圈的接触变形量。
轴承在受力后,轴承内圈的轴向位移为δa,径向位移为δr。内、外圈曲率中心的轴向距离和径向距离分别为:
其中:Ψj为轴承第j个钢球的接触方位角;uc为与轴承型号相关的参数。
轴承钢球受力模型如图3所示。其中,Qij、Qej分别为轴承的内圈和外圈作用在钢球上的力,作用力的大小与变形的关系可以表示为[7]:
其中:Kij、Kej为与轴承几何参数相关的参数。
角接触轴承刚度矩阵的计算公式为:
其中:Fcj为轴承钢球的离心力;n为钢球的数量;R为传递矩阵;Qj为第j个轴承钢球对轴承内圈的作用力;uj为第j个轴承钢球产生的位移。
为进行转子动力学分析,采用文献[8]的转子模型,如图4所示。转子由4个轴承支撑,分别对左、右两边的轴承进行预紧。采用Newton-Raphson算法分析不同的轴承预紧力对轴承-转子系统模态的影响,以及考虑轴承的软化效应、转子的陀螺力矩对轴承-转子系统的影响。
2 轴承-转子系统分析
轴承的参数为[9]:钢球直径Db=11 mm,轴承节圆直径Dp=72.5 mm,钢球数量n=17,初始接触角αo=15°,fe=fi=0.52,轴承弹性模量E=200GPa、泊松比v=0.3。
只考虑转子的陀螺效应时,不同转速下轴承-转子系统的前4阶模态如图5所示。当转子不转时,轴承-转子系统前4阶频率大小分别为945 Hz、1 348Hz、1 790Hz和2 424 Hz;当转子转速达到15 000r/min的时候,轴承-转子系统前4阶频率分别与原来转子不动时相差±2Hz、±4Hz、±6Hz、±16Hz。
考虑轴承的软化效应和转子的陀螺力矩效应时,不同转速下轴承-转子系统的前4阶模态如图6所示。当转子不转时,轴承-转子系统前4阶频率大小分别为901Hz、1 216Hz、1 729Hz和2 367Hz;当转子转速达到15 000r/min的时候,轴承-转子系统前4阶频率分别为897Hz、1 208Hz、1 716 Hz和2 334Hz。这是由于轴承刚度的下降,造成轴承-转子系统的涡动频率下降。
不同转速下分析轴承轴向预紧力对轴承-转子系统的影响。在轴向预紧力为300N和600N情况下,不同转速下轴承-转子系统前2阶模态如图7所示。当轴承轴向预紧力为300N时,轴承-转子系统的1阶涡动频率在6 000r/min时开始下降,2阶涡动频率在5 000r/min时开始下降,且下降幅度很大;而当轴承轴向力为600N时,轴承-转子系统1阶涡动频率在10 000r/min时开始下降,且下降不明显,2阶涡动频率在6 000r/min时开始下降,相比较300N预紧力情况下,下降幅度较小。因此,提高轴承轴向预紧力可以减小轴承-转子系统涡动频率下降的速度。
轴承在轴段上的布局会影响整个系统的频率,将图4中左侧两个轴承简称为左轴承,右侧两个轴承简称为右轴承;左轴承中左边的轴承到转子左端面的距离简称为左轴承距离,右轴承中右边的轴承到转子右端面的距离简称为右轴承距离,左轴承距离为27.18mm,右轴承距离为24.76mm。不同轴承距离下轴承-转子系统频率如图8所示。从图8中可以看出,转子系统的频率随着左、右轴承距离的增大而提高。
3 结论
(1)建立轴承-转子模型,分析轴承刚度软化和转子陀螺力矩对轴承-转子系统涡动频率的影响,得到轴承刚度软化是造成轴承-转子系统涡动频率下降的主要原因。
(2)分析不同的轴承预紧力对轴承-转子系统的影响,发现提高轴承的预紧力可以提高轴承-转子系统的涡动频率,且可以减小轴承-转子系统涡动频率下降的速度。
(3)通过增大轴承组在轴段上的分布间距,可以提高轴承-转子系统的涡动频率。
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