电机减振综述

电机机械振动噪声研究现状综述1机械振动噪声分类机械振动及噪声是由电机运转部分的摩擦、撞击、不平衡以及结构共振形成。一般是由电刷与换向器、轴承、转子、通风系统等产生。本文主要从以下几个方面论述机械振动及辐射噪声：(一)转子-轴承系统的振动问题；(二)电机结构的模态响应；(三)电机结构振动传递路径；(四)风机和转子之间产生的空气噪声。2转子系统转子系统的振动包括转子不平衡引起的振动、轴承振动以及基础的振动。转子系统的振动问题主要涉及到转子动力学理论，转子动力学是研究所有与旋转机械转子及其部件和结构有关的动力学特性的学科。2.1转子系统的不平衡强迫响应与平衡技术对转子不平衡响应的研究主要是针对定转速时的稳态响应和变转速时的瞬态响应特性分析[1]。转子不平衡质量引起的振动属于强迫振动，它的角频率和转动角速度相等，对于高速转子，除了不平衡质量引起的振动外，还有频率和转动角速度不相等的振动，称为“涡动”。轴承油膜力、转轴的材料内阻、转子与轴承间的摩擦、转轴的初弯、非对称刚度转子、裂纹转子等都是引起涡动的因素。涡动不仅会产生交变应力，加速转子的疲劳，也可能引起转子的自激振动，造成失稳。近年来随着非线性振动理论的发展，人们发现在转子系统中存在大量的非线性振动现象。求解转子系统的不平衡强迫响应除了对简单的二自由度以下系统采用理论求解外，大都采用数值积分的方法。由于转子的不平衡是旋转机械重要的振动激励源，因此转子的平衡是关系到转子平稳运行的关键，其目标是减少转子挠曲、减少振动和轴承动反力[3][4]。目前常用的平衡方法有模态平衡法、影响系数法和混合法。这三种方法从理论上已发展得比较完善，但在实际现场平衡时如何通过最少的运转次数和配重数达到平衡的目的，还需要根据实际情况灵活应用不同的方法。以往对大型复杂转子系统的不平衡响应计算大多采用传递矩阵法并多局限于线性转子系统，对这类转子系统的平衡分析也基本是基于线性分析的方法和结论。近年来随着计算机容量和速度的迅速提高，一些学者已开始进行大型复杂非线性转子系统的动态特性分析，并将分析结果用于指导转子系统的非线性设计。邓旺群[25]对航空发动机中的高速转子建立了有限元模型并对其动力学特性如临界转速、振型和稳态不平衡响应等进行了分析，并在理论分析的基础上进行了实验研究。同时针对动力涡轮转子在进行高速动平衡试验时难以在传动轴上施加试配重和平衡配重的问题，提出通过精密平衡卡箍（平衡辅助工装）实现细长柔性转子高速动平衡的工艺方法。黄志伟[27]针对水轮发电机组中的振动问题，以非线性转子动力学理论和方法为基础，建立不同振动故障作用下机组轴系非线性动力学模型和运动微分方程，系统地研究了转定碰摩与轴承松动藕合故障下机组轴系的动态响应、联轴器综合不对中下机组的动力学行为、机组轴系的非线性电磁振动特性和水轮机密封系统对机组振动及稳定性的影响等。对转子系统不平衡响应的进一步研究应集中在两个方面：一是建立尽可能符合实际转子结构和运行状态的力学模型并计算这类大型复杂转子系统的响应特性，二是更深入地研究各类非线性激励引起的响应特性。2.2支承转子的各类轴承的动力学特性轴承的作用除了提供润滑、减少摩擦、使转子正常转动外，还提供了刚度和阻尼，因而会影响转子系统的临界转速、振幅和稳定性。轴承可分为滚动轴承、滑动轴承和阻尼轴承（振动控制轴承）三大类[5]。在转子动力学的研究中大都是将轴承的影响看作是两个互相垂直方向的油膜力，油膜力与轴颈位移和速度之间的关系是相当复杂的非线性关系。一般是由雷诺方程导出油膜压力分布，然后根据不同边界条件对压力进行积分得出油膜力。在进行稳定性和响应特性分析时，一般是用油膜力在轴颈的静平衡位置附近的线性化表达式，这一线性化表达式中有四个油膜刚度系数和四个油膜阻尼系数，统称为油膜动力特性系数。由于实际转子的运行大都不满足小振动条件，故线性化油膜力的局限性很大。近年来对非线性油膜力以及轴承非线性特性的研究日益得到重视，这时的油膜力是轴颈位移和速度的强非线性函数。随着转子转速的提高，油膜会由层流变为湍流，油膜惯性的影响越来越大；在高转速、大不平衡的情况下会发生油膜破裂和油膜空穴现象；实际使用中的轴承温度场是随转速和运行时间变化的，而轴承的特性受油膜温度的影响又很大，对这些情况下油膜压力的分布和油膜力特性的研究到目前为止还较为缺乏。轴承动力特性中最大的一个问题是可能造成油膜涡动等失稳现象，因此研制能有效地提供良好润滑并抑制油膜涡动的轴承一直是转子动力学的研究目标。动、静压混合轴承和金属箔轴承的出现明显地改善了轴承的动力特性，但还没有从根本上解决油膜涡动的问题。研制新的性能良好的轴承和建立尽可能符合实际的轴承动力学模型是今后轴承动力学研究的重点。2.3转子系统振动与稳定性的被动控制技术对高速转子系统的振动进行有效控制包括以下几个方面：（1）应尽量使转子的工作转速远离临界转速，并能平稳地通过低阶临界转速；（2）应使转子在整个工作转速范围内对不平衡的敏感度尽可能的小；（3）应使转子的受扰瞬态响应尽快衰减，更不能失稳。转子系统在通过临界转速时，其共振振幅正比于转子不平衡量、临界转速，反比于阻尼系数，并与通过临界转速时的升降速率有关。因此，应采取降低系统临界转速，减小转子不平衡量，增大支承阻尼等方法，减小转子的振动。降低系统的临界转速不能采用降低转子刚度或加大支点距离的方法，这样会使转子的弯曲变形增大，最好的方法是降低转子系统的支承刚度。转子系统振动的被动控制主要是通过改变支承的材料或结构，或者附加阻尼器，来改变支承刚度，增加阻尼，以减小转子的振动。目前，主要采用弹性支承和挤压油膜阻尼器来降低转子不平衡力所造成的振动。由弹性支承提供低的支承刚度，降低转子的临界转速；由挤压油膜阻尼器提供阻尼，减小转子振动的幅值和外传力。弹性支承主要有笼条式和钢环式两种结构。笼条式弹性支承为悬臂式结构，一端固定于轴承座上，另一端悬伸，内部装有轴承以支承转子。笼条式弹性支承利用笼条的低刚度，以降低转子系统的临界转速。钢环式弹性支承属于径向式（又称波形环、弹性环），具有较低的刚度，从而降低转子的临界转速。挤压油膜阻尼器轴承（SDF）由于减振效果显著、结构简单、占用空间小、制造容易，首先在航空发动机上得到应用，目前已成为减小发动机振动、延长寿命的典型设计，并已推广应用到了地面高速旋转机械。挤压油膜阻尼器如图1所示，一般由外环和内环组成，内外环之间具有很小的环形间隙，中间充满油液，内环只能平动，挤压内外环之间的油液，形成挤压油膜，产生阻尼作用。挤压油膜阻尼器轴承按照轴颈中心与轴承中心在转子未旋转时是否同心，分为带定心弹性支承的同心型和不带定心弹性支承的非同心型。孟光[26]对挤压油膜阻尼器系统的非线性特性进行了系统的论述。图1挤压油膜阻尼器简图Fig1SchematicdrawingofSFD挤压油膜阻尼器轴承尽管具有明显的减振效果，但如果设计制造不好或转子系统的不平衡恶化，油膜力的非线性会大大增加，导致许多有害的非线性响应，如双稳态跳跃响应等。为了克服上述不足，出现了几种改进的挤压油膜阻尼器，如多孔环挤压油膜阻尼器和可控挤压油膜阻尼器等，其中，可控挤压油膜阻尼器已经是一种主动控制系统，它通过调节阻尼器的结构参数（油膜间隙、油膜承载长度）产生非线性油膜力逼近线性转子系统所需的控制力，进而控制转子系统的不平衡响应[30]。一般对挤压油膜阻尼器动态响应的分析都是采用非线性挤压油膜力，其表达式非常复杂，具有强非线性。以往的研究都不考虑油膜惯性的影响，但近年来的研究表明在高转速时油膜惯性力的影响很大，并具有提高阻尼，减小刚度的作用。今后挤压油膜阻尼器轴承的研究重点应考虑超高转速（接近或大于转子系统三阶临界）时的动力特性、强非线性油膜力的影响、油膜空穴和油温变化及可压缩流体的影响等。2.4转子系统振动与稳定性的主动控制技术对转子振动和稳定性的控制的难度随着转子转速和功率的提高而不断增大，现代工业的自动化向转子系统提出了主动控制的要求。对转子系统振动主动控制的研究包括：控制的目标函数，控制器的设计和施加控制力的方法等，但最关键的还是实现对实际转子系统振动和稳定性的主动控制。一般有两种施加控制力的方法：一种是直接将力加在转子上，另一种是通过轴承座来施加。为了实现工业应用，一个成功的主动控制作动器应具有：紧凑的结构，大的作动力，大的调节距离（应大于转子可能的最大振幅），宽的频率范围（至少应包括要控制的最高振动频率）。目前最常见的几种转子系统的振动主动控制手段有：磁轴承，压电作动器，记忆合金作动器，液压作动器，主动可倾瓦轴承，主动油膜（挤压油膜）轴承以及电/磁流变阻尼器等。磁轴承特别适用于对转子的直接控制，其工作原理是磁悬浮技术，即利用可控电磁铁制造旋转磁场并实现稳定的磁悬浮。由于磁轴承具有无机械磨损、不需润滑和超高速等优点，磁轴承的研究和应用得到了迅速发展。压电作动器的控制力是通过压电材料产生的压电力，这种作动器适用于小振动或高精度结构。其特点是大刚度和高频率。记忆合金作动器是通过记忆合金的形状改变达到调节刚度，进而调节转子临界转速的目的来实现主动控制的，而液压作动器是通过压力控制改变控制力的。主动可倾瓦轴承可根据转速变化实现对轴承刚度和阻尼特性的最佳调节，它是通过调节油膜厚度等参数来改变油膜力，其特点是结构简单，需要的位移小。主动油膜（挤压油膜）轴承的作用原理是通过调节轴承间隙和承载长度来达到改变油膜力的目的，目前报道的有锥形可控挤压油膜阻尼器等。电/磁流变阻尼器是近几年出现的一种新型主动控制阻尼器，由于电/磁流变液在外电/磁场的作用下可发生从液态到类固态的瞬间可逆的变化，因而这类阻尼器的刚度和阻尼也可通过外加电/磁场实现瞬时连续可控，在转子系统的振动控制中取得了很好的效果。上述转子振动主动控制方法各有优缺点，如磁轴承的不足在于轴承参振质量大，承载力小，需附加保护轴承等；记忆合金和液压作动器的不足是反馈速度慢等。到目前为止，还只有磁轴承得到了较广泛的商业应用。阎晓军，聂景旭[24]等在主动变刚度理论的基础上，利用形状记忆合金作为驱动元件，设计了用于高速转子振动主动控制的智能变刚度支承系统。并利用该支承系统实现了对高速转子的振动主动控制。张涛[7]针对无轴承永磁同步电机中的转子振动，利用悬浮转子刚度和阻尼可调节这一特点，釆用控制策略产生一个与转子振动信号幅值大小相等、相位相反的信号，抵消振动信号，从而减小或消除了振动力，由于转子质量偏心一般较小，只要无轴承电机的气隙足够大，总可以使转子围绕其惯性中心轴旋转而无振动力传递到定子与机座上，彻底消除了转子振动，此时转子的旋转不一定围绕定子的几何中心，可能会存在一定的偏心距。冯锐[32]针对高速磁悬浮电动机对拖试验中两台电动机转子轴不对中导致的转子不平衡振动加剧问题，对电动机转子轴建立数学模型，采用简化广义陷波器对转子不平衡同频分量进行辨识作为位移补偿信号，使转子轴绕其惯性轴旋转，并使用广义根轨迹分析加入陷波补偿后磁轴承控制系统的稳定性和算法收敛性。转子系统振动与稳定性的主动控制技术具有广泛的应用前景，进一步的研究应考虑非线性控制问题、快速反馈控制问题。应研制频率宽、作动力大、动力学特性简单、尺寸小和控制方便的控制方法和控制器。3电机模态分析准确有效的计算电机的固有频率以及转子系统的临界转速对减振降噪具有重要的指导作用。对复杂转子系统分析多用传递矩阵法和有限元法。随着计算方法的改进和发展以及计算机速度的快速提高，通过有限元方法对电机系统的建模和分析方法已比较成熟，基于这种方法计算出的临界转速和电机的振型已比较接近实测结果，该方法得到了越来越广泛的应用。在孙剑波的论文《开关磁阻电机的减振降噪和低转矩脉动研究》[5]中，从声辐射和振动幅值角度探讨了SR电机主尺寸的确定，定性分析了影响振动振幅的各种因素；分析得出了最有利于降噪和散热的散热筋结构；通过频谱分析计算了电机振动的主要谐波分量，为电机设计阶段定子固有频率的确定提供参考；李睿[2]等以异步电机地脚作为主要研究对象，通过改变地脚的结构来探讨其对电机整体固有频率的影响。韩