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七、试验机设计

7.1流体膜球轴承试验台（FFBTR）综述

流体膜球轴承试验台（FFBTR）已经设计应用于倾斜轴瓦和几何固定滑动轴承的系统识别实验，其也具有测试静压轴承诸如静态偏心率、工作环境的温度、压力以及功率损耗等特性的能力。静压轴承的这些特性对于确认和细化TEHD(热弹性流体动力混合润滑)模型在理论上的预测具有十分重要的意义，诸如由Minhui He提出的模型[1]和上面2.2节中的总结等都属于TEHD理论。最初的设计灵感来源于Knopf 和Nordmann之前的实验工作[2]。类似于3.9节中的概述，自从转子动力学的系统识别试验中验证了非接触式激励的方法在减少系统总体不确定性方面的效果之后，这种模块化的设计理念就一直在应用。

本节中提出了一种流体膜球轴承试验台设计规范的概述。流体膜球轴承试验台的主要工作特征如表7.1所示。本试验台设计的最大可持续工作转速为，即当联接件的测试面直径为时，滑动面的最大允许速度为。试验台在这个速度范围内的设计速度将达到轴承润滑液的湍流标准，非常接近工业应用的速度。设计中预定的轴承最大单位载荷为。和转速结合的最大特殊载荷保证了台身设计可以模拟广泛的工业应用，从而使对轴承潜在性能的广泛研究得以实施。为了给试验机定型，考虑将轴承用特性为ISO VG 46的润滑油完全浸没，然后应用于最大操作转速和静载的条件下。设计这个较大的静载是为了使润滑油产生显著的剪切热，来降低粘度并增加湍流的峰值水平。研究结果显示，其最多可将雷诺数减少15.9，但是大多数使用润滑油的轴承测试都希望雷诺数在的范围内。

表7-1 流体膜球轴承试验台特性

试验台在设计上有三个主要的子系统。变频转子通过增速齿轮箱来驱动装置的主要测试部件。试验台的布置如图7.1所示，电机和齿轮箱都是标准件可以直接在本装置上应用。底座和试验区是专门为轴承试验设计的。

图7.1 流体膜轴承试验台（FFBTR）

测试部分的剖面图如图7.2所示，图中可以看到主动磁悬浮轴承和主测试轴承。磁悬浮轴承布置在试验轴承的两侧，在图7.2中以倾斜瓦轴承的示意图作为测试轴承。在设计上，主动磁悬浮轴承既作为加载装置也作为测量装置，所以主动磁悬浮轴承也用来对测试轴施加静载荷，这种方法可以模拟实际中诸如压缩机、涡轮机和一些应用齿轮箱的部件等很多机器的加载状况。这个主动磁悬浮轴承也设计用来对测试轴进行异步扰动，再结合第六章中提到的技术就可以应用于系统识别实验。关于磁悬浮轴承的详细设计将在7.2节中描述。

图7.2 FFBTR主轴截面

由于这台试验机尺寸体积较大，需要弗吉尼亚大学的航空航天研究实验室在配套基础设施上做出较大改进。其最终所需电源为，这足够驱动这台试验机使用了，这个电源也会配置来驱动测试程序。另外，还需要冷水来散发润滑剂多余的热量，也需要用额外的通风设备来冷却包括电机和主动磁悬浮轴承在内的风冷部件。考虑到稳固试验机和底座，其地基也需要调整。为流体膜球轴承试验台和提到的旋转密封试验台（ROSTR）而设计的实验室空间布局如图7.3所示。

图7.3 航空航天试验设备配置

7.3转子动力学

为了使流体膜球轴承试验台有更好的操作体验，整个实验装置的转子动力学校核担当着避免运转时的临界转速或者系统共振的角色。校核包括转子的横向和扭转响应两方面，横向响应分析的主要目的是保证所有的临界转速都超出了试验台工作时的范围。通过准确测定临界转速，在整个动态识别过程中转子可以被视为刚体，这有助于减少结果的不确定性。主转子设计如图7.4所示。

图7.4 流体膜球轴承试验台主转子设计图

用两幅标准的转子动力特性图来评估转子的临界转速和振型。首先，图7.5中的坎贝尔图用速度函数表示了转子的固有频率，这是为自由模型的振型而建立。基于运行速度的一阶弯曲模型转速为，这个值肯定远远高于运行速度。其运行速度线的确会穿过圆锥和圆柱的旋转模型线，所以用临界转速图来对转子响应进行更加深入的研究。

图7.5 FFBTR主转子坎贝尔图

两幅临界转速运行图的绘制分别基于和两个运转速度。的转速是基于倾斜瓦轴承测试的初始设计要求，而的速度是基于修改后的规格并且用于检验对旋转的敏感度。

第一幅基于运行速度的临界速度图如图7.6所示，为了获得这个临界速度图，我们在磁悬浮轴承架上用了一个刚度为的闭环主动磁轴承。开环磁轴承的典型特点是闭环刚度和开环刚度是同等量级的 [2]。然后，利用测试得到的各种轴承刚度就得到了临界速度图。基于这种方法，在测试轴承的刚度值范围为。

基于工作转速为的第二幅临界速度图如图7.7所示。和的转速实例相比，它的闭环刚度设定为，并且测试轴承的硬度不断变化从而获得临界转速图。该图临界转速图刚度值范围略有变化，但仍是相似的。通过检查相关振型来进一步研究这个区域。

在激振频率范围内的受影响模态如图7.8所示。由于典型流体膜轴承在计算上要比主动磁悬浮轴承的有效闭环刚度大许多，所以相对于有流体膜轴承在两端支承的典型转子来说，模型的挠度是不同的。在这种情况下，模型挠度最小的地方在转子中间，而模型挠度最大的地方在转子两端，它本质上是一个圆柱旋转模型。模型中会出现一些偏差，但这是在刚度为的情况下。大多数测试轴承都期望设计的刚度值比较低，所以这一般不会出现问题。另外，由于它是一个圆柱形模型，故其频率是随着磁悬浮轴承控制器的改变而改变的。第六章中的系统识别方法是通过假定一个刚性转子实现的。如果有精确的转子模型，转子—轴承系统模型可能包含一定程度的转子柔性，但这会降低测量质量。

图7.6 FFBTR主转子临界转速图，转速为

图7.7 FFBTR主转子临界转速图，转速为

图7.8 FFBTR振型，测试轴承刚度

7.4流体膜轴承试验台底座

为了减少测量的不确定性，流体膜轴承试验台底座在设计上要避免其固有频率在主动磁悬浮轴承激振器工作频率范围内。最初的想法是用钢筋混凝土的底座，但是它的硬度不足以应用。最终设计由Lufkin-RMT提出，如图7.9所示。

图7.9 流体膜球轴承试验台底座

在设计中考虑了典型旋转设备的基座要求，包括安装面的平整度和平行度以及在轴对齐方面的要求。其他的考虑主要是消除运转速度范围内的固有频率，一般来说，针对一阶固有频率进行设计计算得到的结果就足够应用于实际的负载和压力。

对底座约束最大的是7.6节中将要介绍的增速器。Lufkin的设计理念是升高齿轮箱轴在齿轮箱中的相对位置，从而可以设计较大的油槽。这样设计的缺陷是测试平台在设计上必须达到最长的支撑部，并因此成为三个平台中柔性最高的平台。其他的约束来自结构管的材料有效性，需要用几次增强硬化能力的迭代设计才能消除固有频率，成为合适的设计，这个固有频率受限于流体膜轴承试验台激励频率的设计范围。

为了获得底座的固有频率，需要应用商业的有限元软件对其进行细致地建模，连接处的焊接点都要包含在内。有限元分析中的各安装部件是用简化模型安装到正确的位置。通过形状的近似可以对每个部件的惯性质量和惯性矩精确建模，并通过调节密度和轴向长度来获得每个真实组件的惯量估计值，这种有限元分析的主要结果如图7.10所示。它的有效的一阶固有频率是并且是一种横向—扭转组合模式。低阶固有频率约为也发生在底座测试台上，但是这种模型仅在测试轴轴向运动时敏感，故我们认为它并不是关键所在。为了使这个模型和测试激振的最小分离裕度达到，主动磁悬浮驱动器激振频率的峰值设计为。对齿轮箱和电机平台需要进行同样的设计过程，从而保证在流体膜轴承试验台的运行范围内没有有效固有频率存在。

7.10 流体膜球轴承试验台底座有限元分析，，横向—扭转组合模式

如果底座的初始设计完成，考虑到运输的原因还得进行额外地强化，因为底座是在异地建造的然后运输到最终的安装位置。在提升过程中还需要将一些工字钢和槽钢加到底座盘上以提高静态挠度，也利用商业有限元软件对挠度和压力进行分析。这一分析的结果如图7.11所示，在图中沿着底座周边的六个圆柱体顶部保证了零位移。这些圆柱代表了有眼螺栓的安装位置，它们是龙门起重机吊运时使用的。将重力载荷应用于这个模型然后计算出静态挠度。底座上的挠度峰值是密尔，与之对应的应力峰值为磅。基于这种分析，在底座的运输和安装过程中出现屈服或者较大机械公差改变的可能性很小。

7.11 FFBTR底座有限元分析及提升时静态挠度 7.12 FFBTR电机及变频器/

7.5流体膜球轴承试验台的电机与驱动

基于变速运转来进行电机的选用，设计上需要参考最大的预期损失，它们来源于测试轴承、主动磁轴承的游隙损失、涡流和磁滞损失以及齿轮箱带来的相关损失，根据这些要求我们选用美国艾默生电气的电动机，来源于美国电动机的泰坦线，型号为DI-9542,其最大转速为。若假设电机的最低持续工作转速为，其搭配7.6节中介绍的增速器后输出转速为。与电动机匹配的伺服及交流驱动器购买于艾默生电气，型号为Unidrive SPM,零件编号为0471-0053-02，变频驱动通过脉宽调制来控制速度。电动机和驱动如图7.12/7.13所示。

7.13 FFBTR变频驱动器 7.14 FFBTR齿轮箱及增速装置

合适的电机有利于克服运转和剪切的损失，并应留有一定的裕量来进行精确地速度控制。利用文献[3]中记录的方法对一些可倾瓦滑动轴承进行参数分析，可以得到寄生轴承损失的最坏情况预测为。它的假定情况为轴承完全浸润，特定应用压力为，运转速度为并且应用特性为ISO VG 46的润滑油作为润滑剂，其进口温度为。寄生损失伴着特定负载的增长而增长，较高的转速就会有较高的润滑剂粘度。这种设计的电机变频器限定在，它可以提供额外的容量来克服其他系统的损失。另外，大多数测试都期望使用贫油轴承，因为它们可以显著减少计算功率损失，大概在左右。

7.6流体膜球轴承试验台增速器

为了使测试部分获得必要的旋转速度，相对于直接驱动系统，给变频电机匹配一个增速器是成本效益最大的一种方式。增速器是由Lufkin Gear公司提供的，其齿数比为。其标称的额定功率为，这个值和电机的电源额定功率是匹配的。然而，齿轮箱的最大功率为，所以齿轮箱在本次选用中是比较大的，其外观如图7.14所示。

7.7数据的采集与仪器选择

就像在第四第五章中讨论的轴承动力分析优势那样，校验诸如Minhui He提出的模型等各种TEHD轴承模型的关键最终都归结为数据采集系统（DAS）。它的主要目的是进行足够的数据测量来识别轴承的动力学性能，并且提供数据来确认或者修正假定的湍流模型[1]。

本节的重点是系统识别，尤其是第六章概述的过程中所需要的测量值。其他的测量值在设计上也要适当，这里列举的测量值仅是一个不太详尽的清单。

7.7.1压力估计

机械模拟和系统识别的第一部分是充分把握输入特征。主动磁悬浮轴承的一个缺点就是直接受力的测量一般是不可能的，力必须通过其它的测量进行估算。通过输入电流值来估计执行元件电流的磁路模型精度有限[4]。近期在提高受力估计方面的研究已经包括应用霍尔传感器做磁通量的测量[2,5,6]，并且可以应用光纤应变计测量磁悬浮轴承的定子应变[7],这些测量值中每一个都将用来校核轴承的合力。在前人的努力下，霍尔传感器的错误率已经控制在，而光线应变计已经宣称错误率为，和这些相比较的磁路模型典型错误率为。

根据D. T. Hall近期完成的项目[4]，霍尔传感器是流体膜球轴承试验台中测量磁通量最有效的方法。磁通量测量数据将会与磁悬浮轴承受力相比较，D. T. Hall发现磁通量测量数据的测量误差约比磁路模型低。由于应变计的脆弱性用光线应

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