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1、磁力轴承电机的抗冲击仿真计算摘要：可控磁悬浮轴承的刚度对系统的稳定性和可用性十分关键，在必须考虑水下爆炸冲击作用的船舰系统中更为 重要。本文使用有限元软件ABAQUS建立了磁力轴承电机组的三维有限元模型，着重分析系统在不同方向的冲击作 用下，采用不同刚度的磁悬浮轴承的电机结构的响应，以及轴承-轴之间作用力的变化。分析结果表明在船舰水下爆 炸冲击下，磁悬浮轴承受力与轴承刚度相关。所得结论对磁悬浮轴承的设计和在船舰上的应用提供了一定参考。 关键词：磁力轴承；冲击；有限元；A Preliminary Finite Element Analysis of the Shock Resistance of
2、 a Motor withMagnetic BearingsAbstract：The applications of magnetic bearings on warship equipments and submarine have gained more attentions recently. However, only limited researches have been carried out on the shock resistance of the equipments with magnetic bearings when exposed to underwater sh
3、ock. The paper presents a finite element analysis of a motor with magnetic bearings subjected to impact loadings. The non-linear finite element package ABAQUS was employed to create the 3D model of the motor and analyze its shock response. Different stiffnesses of the bearings were considered in the
4、 FE analysis. The results show that the interactive forces between rotor and bearing vary significantly using magnetic bearings with different stiffness. Further research should be carried out by considering the impact between the rotor and bearings.Key words：finite element method；shock resistance；m
5、agnetic bearing0 前言在舰艇轴系中，轴承是其至关重要的组成， 确保轴系在各种工况下正常运行，并且应具有隔 音、减振、减噪等功能。目前舰艇上使用较多的 为水润滑橡胶轴承，但是这种轴承存在鸣音问 题，并不适用于隐蔽性较高的舰艇，需要进一步 研究水润滑的新型轴承材料和轴承结构1。磁悬 浮轴承具有无接触，无需润滑，高精度，高转速， 功耗小等优点 2，在舰艇上的应用已经得到重 视。对于磁力轴承电机而言，轴承的刚度是影响 电机系统可控性和稳定性的重要因素，是最基本 的轴承参数之一，在磁轴承系统设计开始就应当 加以确定，过低或者过高的刚度均不可取。较低 的刚度常常需要进行非常准确而困难的系统
6、参 数识别。过高刚度将导致即使在转子小偏移时也 会产生很大的力，这种情况下，在没有冲击干扰 下，系统能够保持稳定，然而在受到冲击干扰， 转子将发生间歇性的剧烈颤动，直到电源断开为 止。2船舰上所有主要设备均需要较高的抗冲击 能力，磁悬浮轴承如要应用到舰艇上，在设计上 必须考虑在水下爆炸冲击下，轴系是否能够正常 工作。当前关于转子系统在冲击作用下响应的研 究工作有限，关于磁力轴承的抗冲击性能研究更 是缺乏。何芝仙等通过有限元软件ADAMS与 Matlab 联合仿真，研究了在冲击激励作用下计 入轴受载变形倾斜时弹性轴-轴承的动力学和摩 擦学行为，计算结果显示轴的受载变形倾斜对轴 承的动力润滑性能影
7、响很大，提出在分析轴-轴 承系统的动力学和摩擦学特性时应计入轴受载 变形倾斜的因素。关岱杉等4采用有限差分法求 解动载滑动轴承雷诺方程，得到了油膜压力分 布，并使用接触力学分析球的轴承应力。在国外， 关于各种轴-轴承系统在地震载荷或者冲击激励 作用下的响应和稳定性的研究已经开展了很长 时间5-10，其中大部分均基于有限元方法8-10。 最近，An Sung Lee等10采用有限元方法，理 论推导了一转子系统在冲击作用下的时程分析， 并进行了相关的试验研究。试验结果表明，转子的瞬时响应与冲击载荷的作用时间关系密切，特 别是当冲击频率为1/ (2x冲击时间)时，转子 的响应最明显，采用有限元方法的
8、理论计算和试 验结果吻合的也相当好。在以上已经开展的轴承-轴系统的抗冲击分 析研究，大都采用专门开发的程序进行计算，缺 乏工程实用性，并且大都针对的是滑动和滚动轴 承，目前并没有发现任何关于磁力轴承的抗冲击 性能的研究。另外，这些研究中采用的冲击载荷 多是自定义的冲击时程，和船舰环境下规范要求 使用的冲击反应谱有较大区别。因此，针对磁力 轴承在船舰环境中的抗冲击计算，仅依靠上述研 究的方法或成果是不足的，必须根据船舰的特殊 环境和要求进行更深入全面的研究。本文通过大型商用有限元软件ABAQUS,对 某采用磁力轴承的电机在相关规范规定的水下 爆炸冲击作用下的瞬态响应分析，计算中考虑了 不同轴承刚
9、度对冲击结果的影响。1 计算模型本文中的工作目的为研究不同轴承刚度下 电机轴在受到冲击后的响应，由此为磁悬浮轴承 在舰艇上的应用提供一定参考。由于不属于工程 计算，因此对电机结构系统进行了一定的简化。 一般而言，在船舰中的电机系统应设置隔振系统，在本文的计算中不考虑，这样简化的结果将 使得电机轴的响应比实际情况大，即结果更加保 守；另外在轴承-轴系统中，当受到冲击后轴与 轴承之间的的碰撞以及轴与保护轴承之间的碰 撞也简化不考虑。电机抗冲击分析的模型考虑了机座筒、端 盖、支座、轴、定子、和转子，如图1 (a)所 示。实际结构中，机座筒、端盖等均使用预紧螺 栓连接。如果考虑连接螺栓，需要考虑电机各
10、部 件之间的接触，螺栓预紧力的施加等多方面的非 线性问题，将大大增加计算时间和成本。因此在 本文的计算中，没有考虑连接预紧螺栓的作用， 仅将相邻体面连为一体，这样建模使得结构的整 体刚度变大，但是由于轴承-轴之间的连接刚度 更小，因此这样的简化不会导致电机系统前几阶 自振频率发生明显的变化，对结构在冲击载荷作 用下的响应影响不大，可以接受。电机轴材料为合金钢，电机风罩筒、风罩窗 及定子等材料取为Q235A，端盖、轴承外盖和 内盖及机座等材料取为球墨铸铁QT450-10，电 机和支座处螺栓材料取为8.8 级。相关材料属性 如表 1 所示。轴向轴承表 1 材料属性值材料牌号常温弹性模量E (xl0
11、5 MPa)泊松比抗拉强度b , S (MPa)bu屈服极限b ,b ,S (MPa) s 0.2 y密度(x10-5kg /mm3)8.82.030.38006407.8Q235A2.030.34302357.8合金钢2.10.36503607.8QT450-101.570.34503107.81. (b)图1 (a)电机三维模型简图和(b)有限元网格划分根据部件的几何特点，采用实体单元建模，机座筒、端盖、支座、轴、定子、转子等均 采用四面体单元描述。电机轴与轴承对应点通过弹簧单元相连，通过设置不同弹簧单元的刚 度，来可模拟不同轴承刚度下电机受到冲击作用后的响应。电机支座通过4 个地脚螺栓固
12、定 在底板上。整个模型共分为81812个四面体单元，22599个节点。有限元网格模型如图1 (b) 所示。电机中共有三个轴承，其中两个为径向轴承，一个为轴向轴承，计算中考虑了不同的轴 承刚度，包括 106N/m, 107N/m, 108N/m，和 109N/m。电机通过四个连接螺栓与底座相连，由于本文的计算不考虑底座和隔振器，因此计算中 将四个连接螺栓所在的螺栓孔约束，并在此施加冲击载荷。这样施加边界条件忽略了电机与 底座之间的接触，计算结果更为保守。冲击载荷采用设计冲击输入谱的等效加速度时程。谱分析按照某规范所规定的冲击谱输 入为：小于10Hz,按等位移谱20mm； 10160Hz，按等速度
13、谱，受横向和垂向冲击时为 1.22m/s，纵向为0.61m/s；在本计算中保守取各方向均为1.22m/s；大于160Hz，按等加速度 谱125g,该设计冲击谱可用于冲击谱响应分析。但是对于本文中的冲击计算，由于要考虑 在冲击过程中不同轴承刚度对结构响应的影响，谱响应分析并不适用，因此需要将这个冲击 谱转换为合适的加速度时程谱。根据德国BV0430-85,可以将上述三折线冲击谱简化为三角形变化历程或正弦变化历程 对设备进行冲击加载输入11-12。本报告中采用三角形变化历程简化。图 2是根据设计冲击谱 得到的等效加速度时程曲线，可用于时程响应分析。该冲击加速度谱由正负两个面积相等的 三角形组成，其
14、中第一个三角形的峰值加速度a2为75g，第二个负三角形的峰值加速度a4 为-39.13g。各个峰值所对应的时间t2-t5分别为0.0024s, 0.006s, 0.0129s和0.0175s。图2中 各个参数的计算过程见文献11。图 2 设计等效加速度时程2 计算结果2.1 系统振动模态在进行冲击作用下的时程分析之前，首先对各个轴承刚度下电机系统的自振频率进行了 计算，以此确定振动的主要模式。不同轴承刚度下的电机系统模态如表2所示。表 2 电机固有频率(单位： Hz)轴承刚度1阶频率2阶频率3阶频率4阶频率5阶频率106N/m23.327.527.638.738.8107N/m71.086.0
15、86.2118.5120.9108N/m164.8212.2233.6251.9330.1109N/m189.2277.7313.4422.5432.6由于篇幅所限，本报告中不给出各模型的振型图。当轴承刚度较低时（106N/m 和107N/m）,前5阶均为电机轴在电机内的摆动，电机壳体本身的振动频率为226.21Hz。当轴 承刚度较大时，电机轴的摆动并不明显，即电机轴与电机壳体、底座共同振动。2.2 冲击作用下有限元计算结果在受到沿电机轴向（Y向）冲击时，电机与轴之间的作用主要由轴向磁力轴承承担。当 轴承刚度为106N/m时，电机最大应力如图3（a）所示。电机上的最大Tresca应力为521MPa, 该应力包含集中应力。轴承刚度增加到109N/m时，电机最大应力如图3 （b）所示。电机上 的最大Tresca应力为788MPa，该应力包含集中应力。比较这两个结果，当轴承刚度增大， 电机上的最大应力也有较为明显的增加，应力最大位置均位于电机端座处的结构不连续处， 这一部分的应力主要是集中应力，而工程中较为关注的一次应力很小。当轴承刚度为 109N/m，轴向轴承上的应力较大，在设计中应考虑到此处的强度校核。轴承刚度为107N/m 和 108N/m 的结果介于上述两种情况之间。S, Tresca (Avg: 7
