磁悬浮轴承

磁悬浮轴承（精选六篇）

磁悬浮轴承 篇1

关键词：磁悬浮轴承,铜损,铁损,功耗

0 引言

磁悬浮轴承由于其无机械摩擦、无需润滑、高转速、转子刚度可控可调等优点在高速机床中得到了广泛的应用。相比于滚动轴承, 磁悬浮轴承系统的执行元件会有铜损, 另外由于磁场的改变也会产生铁损 (磁滞损耗和涡流损耗) 。由于磁悬浮轴承的结构所限, 这些损耗所产生的热量无法及时被带走, 就会对系统的可靠性和动态性能产生影响, 因此对其功耗的研究显得十分必要。

1 磁悬浮轴承中铜损的计算

磁悬浮轴承中的铜损是由于电磁铁绕组线圈上有电流通过而产生的。当线圈中的电流为I时, 根据欧姆定律, 单极线圈的铜损P为:

其中:R为线圈等效电阻。

通过线圈的最大电流Imax由电流密度J决定:

其中:d为导线直径。

线圈电阻的经验公式为:

其中:ρN为热态电阻系数;N为线圈匝数;L1、L2为线圈的平均边长。

将式 (2) 、式 (3) 代入式 (1) 中, 可得单极线圈中最大电流通过时产生的铜损为:

其中:λ为线圈槽占空系数;Acu为定子线圈槽横截面积。

若控制系统采用差动控制, 则磁悬浮轴承总的铜损为:

其中:NP为磁极对数。

2 磁悬浮轴承中铁损的计算

磁悬浮轴承中的铁损包括恒定的磁滞损耗以及与转子旋转速度成正比增长的涡流损耗两部分。

2.1 磁滞损耗

磁滞现象是由于铁磁材料在磁化过程中各磁畴的转向或者磁壁的移动都存在着摩擦, 磁通密度B值的改变落后于磁场强度H值的改变而产生的。与此同时, 各磁畴因为相互摩擦而发热, 要消耗一定的能量, 从而产生磁滞损耗。磁滞损耗直接计算比较困难, 一般用实验测定磁滞回线的面积来确定。

2.2 涡流损耗的计算

交变的磁通在绕组中感应电动势, 同时也在铁芯中感应电动势, 这种感应电动势会在铁芯内部形成自成回路的电流, 即涡流。涡流在铁芯中流过产生热效应, 造成了能量的无效损失, 这就是涡流损耗。图1为硅钢片的简易模型, 厚度为a, 宽度为b, 高度为h, 硅钢电阻率为ρ, 设单位宽度为dk的某个回路上 (图中阴影部分) 的涡流损耗的瞬时值为dPw。假设磁场密度B的方向与Z轴同向, 分布均匀, 并随时间作正弦规律变化, 磁场频率为f, 其瞬时值为:

其中:Bm为磁场密度的幅值。

由电磁感应定律和欧姆定律得:

其中:Ew为感应电动势;r为回路电阻。

由于硅钢片通常很薄, 即ha, 可以忽略回路两端的影响, 因此回路中的感应电动势和电阻为:

将式 (8) 、式 (9) 代入式 (7) 中, 整理得:

则整个硅钢片涡流损耗的瞬时值Pw为:

在式 (11) 中, 除了cos (2πft) 外都是常量, 故只需求出cos2 (2πft) 在一个周期T内的平均值即可求出涡流损耗的平均值, 所以:

其中:V为硅钢片的体积。

3 设计实例

根据上述方法计算某车床磁悬浮主轴径向轴承的功率损耗。具体参数如下:主轴最大切削力F=1 000N, 两径向轴承之间的距离l=0.35m, 主轴悬伸量 (距离轴承1的距离) l0=0.2m, 磁悬浮轴承的磁极对数NP=8, 轴承1的定子外径D10=0.16 m, 轴承2的定子外径D20=0.12m, 轴承宽度均为b=0.03m, 气隙均为x=1×10-3 m, 磁通密度的幅值Bm=1.2T, 占空系数λ=0.7, 热态电阻系数ρN=1.85×10-4, 电流密度J=2.5×106 A/m2, 磁化频率f=200Hz, 硅钢片的厚度a=0.5×10-3 m, 硅钢的电阻率ρ=5×10-7Ω·m。

由力矩平衡可以求出在轴承1和轴承2处的最大承载力分别为F1=1 570N和F2=570N。然后由磁悬浮轴承承载力的计算公式再结合定子参数的确定方法可以分别计算出轴承1和轴承2的磁极高度h1=0.016 m和h2=0.012 m, 线圈槽面积Acu1=3.2×10-4 m2和Acu2=2.8×10-4 m2。

将以上参数 (线圈的平均边长即为磁极高度) 代入式 (5) 中, 可以计算出轴承1和轴承2处的铜损分别是Pcu1=66.3 W和Pcu2=49.7 W。

对于径向磁悬浮轴承中的涡流损耗, 式 (12) 的参数除体积V以外其他均已知。对于体积V, 可先计算单片硅钢片的体积, 然后乘以硅钢片的数量求出整个体积。经计算, 轴承1的体积为V1=3.10×10-4 m3, 轴承2的体积V2=1.69×10-4 m3, 代入式 (12) 中, 即可求得轴承1和轴承2的涡流损耗分别为Pw1=7.5 W和Pw2=4W。所以整个径向磁悬浮轴承的功率损耗为:

4 结论

磁悬浮轴承工作中不可避免会有功率损耗, 因此温度升高是必然的, 所以在满足要求的情况下应使温升对系统的不利影响降低到最小。在满足最大承载力的前提下, 可以对定子线圈槽的横截面积和定子铁芯的横截面积进行优化, 以有效降低铜损;对于涡流损耗, 本例中的计算是硅钢片之间完全绝缘的理想状态, 在实际应用中, 硅钢片之间不可能完全绝缘, 但是可以通过在硅钢片之间涂绝缘层和选用更薄的硅钢片以降低涡流损耗;另外在满足要求的情况下降低最大磁通密度以及合理选择磁化频率都能有效地减少涡流损耗。

参考文献

[1]胡业发, 周祖德, 江征风.磁力轴承的基础理论与应用[M].北京:机械工业出版社, 2006.

[2]文湘龙, 胡业发, 成龙.径向磁力轴承定子结构参数的确定[J].机械制造, 2006, 44 (3) :25-27.

[3]Schweitzer G, Traxler A, Bleuler H.主动磁力轴承基础、性能及应用[M].虞烈, 袁崇军, 译.北京:新时代出版社, 1997.

高温超导磁悬浮轴承的研究进展 篇2

轴承在旋转机械中应用广泛。工业生产中使用较多的有机械轴承 (MB) 、电磁轴承 (AMB) 和永磁轴承 (PMB) 。机械轴承的结构简单, 但是易磨损, 需要维护。由于摩擦力大, 限制了旋转机械的转速。电磁轴承是一种悬浮轴承, 它的摩擦力比机械轴承小, 但是需要外部电源和控制系统, 增加了使用的复杂度。永磁轴承结构简单, 但是缺乏自稳定性, 无法单独使用。

近年来, 随着高温超导材料的出现, 超导技术得到了快速发展。由于高温超导磁悬浮具有独特的无源自稳定性[1,2], 应用也越来越多。其重要的应用之一为高温超导轴承, 已成为超导领域的研究热点之一。目前, 国际上已经研制出能够悬浮吨量级的大型高温超导轴承, 并已应用到飞轮储能系统 (FESS) 中[3]。

2 高温超导轴承工作原理及类型

2.1 高温超导轴承的工作原理

高温超导轴承的定转子一般为超导定子和永磁转子, 当超导定子进入超导态, 永磁转子的磁通被超导定子俘获, 并被钉扎在钉扎中心处。由于钉扎力的作用, 转子在轴向和径向上保持稳定, 形成稳定悬浮。当永磁转子上安装了驱动设备 (通常为电机) , 处于磁悬浮状态的永磁转子就可以实现高速旋转。

高温超导轴承的定转子之间发生相对运动后, 超导体内感应出电流, 电流在磁场的作用下产生了洛伦兹力, 所以高温超导轴承的悬浮力为:

其中, J为超导体内的感应电流密度;B为永磁体产生的磁通密度;F的方向垂直于J与B所在的平面。从微观的角度看, 超导块可以被分成有限数量的基本环路, 每个环路具有相同的电流密度和面积。在永磁转子移动的过程中, 环路中感应出电流并与磁场相互作用产生悬浮力[4]。总的悬浮力为:

其中, φ为磁通链;S为基本环路面积;x为移动距离。式 (1) 和式 (2) 为高温超导轴承悬浮力的基本计算方法。

2.2 高温超导轴承的结构与类型

高温超导轴承的主要结构包括定子和转子两部分, 为了减少设计的复杂度, 一般情况下, 设计成超导定子和永磁转子。超导定子主要由超导体 (一般为超导块材) 、低温杜瓦和热沉等部分组成。超导块材是超导定子的重要部分, 其他两部分都是为其服务的。一般情况下, 超导块材用添加了高热导率的氧化铝或氮化铝的环氧树脂粘在热沉上。热沉由导热性好的铜板或不锈钢板制成, 低温通过热沉传导到超导块上。低温杜瓦是低温容器, 起到保温和绝热的作用。永磁转子主要由不导磁轴、永磁体和软铁组成。永磁体一般为Nd Fe B等稀土永磁材料制成, 经充磁后可产生较强磁场。软铁的作用为聚集磁通, 提高定转子之间气隙磁密梯度。

按照定转子之间气隙磁场方向与悬浮力方向是否平行的原则, 高温超导轴承可分为轴向型和径向型两类, 如图1所示。

轴向型高温超导轴承的结构特征是定转子均做成碟形或盘型平行相对, 两者几何轴线重合。超导定子放置在低温杜瓦中, 永磁转子与轴相连。其结构简单, 结构图如图1 (a) 所示。轴向型高温超导轴承的工作原理为:永磁转子在面向超导定子移动的过程中, 由于超导体的抗磁性, 受到向上的斥力的作用, 使其在垂直自由度上达到平衡;当永磁转子由于振动等其他原因在横向发生偏移时, 导向力使其回到原来的平衡位置, 则轴向型高温超导轴承达到平稳运行。

径向型高温超导轴承的结构特征为:定转子都采用环绕主轴的环形结构。永磁环与软铁环交叠层堆排列, 永磁环沿轴向充磁, 充磁方向相反的永磁环相邻, 磁力线被聚集在软铁中并沿径向挤出。高温超导块粘在圆柱形铜壁上, 铜壁起支撑和传导冷却的作用, 超导块表面贴有绝热材料层, 其结构图如图1 (b) 所示。其工作原理为:转子在轴向上受到超导块上导向力的作用悬浮自身及负载;当径向振动或发生偏心时, 受到超导块斥力的作用, 保证永磁转子的稳定悬浮。以上两种轴承结构见表1。

3 国内外研究进展

国外研究高温超导轴承的时间可追溯到20世纪90年代。从研究的进程可以看出, 高温超导轴承的研制过程往往伴随着超导飞轮储能系统的研制过程, 两者相辅相成。下面介绍典型公司或研究机构的研制情况。

3.1 美国波音公司轴向型高温超导轴承

波音公司研制的高温超导轴承是轴向型高温超导轴承的典型代表, 如图2所示。高温超导轴承的永磁转子由3个径向充磁的同心永磁环组成。为了减少离心负荷, 永磁环由多弧段拼接而成, 相邻两个磁环之间放置铁磁钢片, 用来增强磁场梯度, 使磁通导向轴向。由于高速旋转, 磁体受到很大的离心力, 要求转子必须有坚固的支撑结构。磁体支撑结构包括箍套在磁装置外径的增强纤维环, 以及传递中心轴与磁体之间负荷的玻璃纤维层压轮毂结构。在转子中央有一个着陆轴承, 它的作用有两方面, 一是当超导块回温时擎住转子, 二是旋转时限制转子位置的偏离。转子面向YBCO块材, 气隙为mm级。超导定子中的超导块材由六边形瓦片状的YBCO块材组成, 块材维度为36mm×4.5mm, 采用闭环液氮冷却。波音把这种高温超导轴承安装在飞轮储能系统中, 经测试, 每小时整个系统损耗低于总储能的0.1%, 最高转速为23675rpm。在目前同等级别的超导飞轮储能系统中, 仍保持着损耗最低、转速最高的记录。

在2009年研制的小型5k W·h/3k W超导飞轮储能系统中[5], 波音对超导定子的冷却方式做了重要改进:超导定子中的YBCO块材完全采用制冷机传导冷却方式, 冷却装置如图2 (c) 所示。采用制冷机冷却超导块材不仅能够使块材温度降到更低, 大幅提高了悬浮特性, 而且节约了能量, 提高了系统效率。波音还致力于超导轴承的损耗和高速转子的研究, 其设计的双超导轴承转子最高转速达114000rpm[5,6], 处于国际领先水平。

3.2 德国ATZ公司径向型高温超导轴承

2001年, ATZ公司研制出采用径向型高温超导轴承的激光偏转多边形检测仪, 最高转速达174000rpm[7]。公司从2005年开始研制5k W·h/250k W等级的超导飞轮储能系统, 2008~2009年完成了装配和测试[3], 在此期间对径向型高温超导轴承进行了深入的实验和研究, 其结构和样机如图3所示。超导轴承的设计尺寸为205mm×120mm, 超导定子采用55块YBCO超导块材粘接在铜环上, 每块YBCO的维度为65mm×35mm×13mm。ATZ把超导轴承的热沉设计成双壁环形容器结构, 既可在外壁安装冷头传导冷却YBCO, 也可以在环形容器中通入液氮冷却, 使用时可根据实验条件或运行条件灵活选择。永磁转子中的每个永磁环的尺寸为200mm×150mm×8mm, 永磁转子总的外表面积为768cm2, 定转子间留有2.5mm的气隙, 转子径向有2mm的自由度。超导轴承的总重量为55kg。轴承座采用G10材料制成, 为了防止漏热, 其内壁上贴有超级绝热材料。

实验时采用液氮和亚冷液氮 (72K) 分别冷却YBCO, 冷却时间为3h。测量特性如下:在72K时, 3.2mm轴向位移处最大径向力为4.7k N, 3.3mm处轴向负载力达到10080N (1t重轴向力) ;在72K和79K时, 径向刚度分别为1.8k N/mm、1.4k N/mm;72K和78.5K时的轴向刚度分别为4.5k N/mm、3k N/mm;热量损耗小于20W, 旋转摩擦小于5×10-4N·m。通过上述数据可以看出, ATZ设计的径向型超导轴承具有占用空间小、轴向悬浮力和径向刚度大、损耗小等优点, 代表了当前径向型超导轴承的发展水平。

3.3 日本超导工学研究所 (ISTEC) 径向型高温超导轴承

2004年ISTEC制造出一套10k W·h/400k W超导飞轮储能系统并完成了测试。在该系统中, ISTEC采用第一阶段提出的外永磁转子内超导定子的径向型高温超导轴承方案, 如图4所示。同ATZ设计的外定子内转子的结构相比, 这种方案的特点是:减少了超导块材用量, 降低了旋转损耗, 增强转子机械特性;YBCO能够通过中心轴内的液氮循环冷却系统冷却, 简化了真空腔体内的结构。为保证旋转磁场的一致性, 降低YBCO上的涡流损耗, ISTEC选出了捕获能力和排斥力相似的40块YBCO组成5层定子单元。整个超导定子内径93.2mm、外径123.2mm、高60.0mm, 放置在外径125.2mm、厚度1.0mm的低温不锈钢容器中, 每两层单元之间留有4mm的间隙确保超导块充分冷却。在静态测试中[8], 最大悬浮力为8700N, 最小轴向移动距离时悬浮力为7000N;悬浮力密度达到11N/cm2 (77K) , 最高转速为11250rpm。实验证实了预载法和过冷法能够有效地抑制悬浮高度弛豫。

3.4 韩国电力研究院径向型高温超导轴承

2001年, 韩国电力研究院 (KEPRI) 在径向型高温超导轴承的技术上取得进展, 研制出采用2个径向型高温超导轴承的卧式超导飞轮储能系统, 最高转速达67000rpm[9]。

KEPRI研制的用于10k W·h超导飞轮储能系统的高温超导轴承[10], 其超导定子由8块单晶体YB-CO组成, 每块尺寸为38mm×38mm×12.5mm。永磁转子由一个Φ88.8mm×70mm的环形永磁体构成。为减少低温耗散, 在轴承上方增加了用绝热材料做成的支撑体, 结构图如图5 (a) 所示。经实验得到, 当转子在轴向±0.2~±1mm振动时, 由于超导磁滞效应, 轴向悬浮力呈滞回特性, 轴向悬浮刚度从267N/mm减少到215N/mm。此外, KEPRI还在优化高温超导轴承的气隙磁密分布、100k W级冷却轴承技术等方面做了深入研究[11]。

3.5 巴西里昂联邦大学电工系轴向型高温超导轴承

在轴向型高温超导轴承的研究中, 巴西里昂联邦大学电工系 (UFRJ) 对永磁转子结构提出了两种设计方案:磁通型 (FS) 和轴向磁化型 (AMR) , 结构如图6所示。在FS拓扑中, 永磁体采用径向磁化, 使用小段拼成圆环, 径向相邻永磁体极性相反, 磁通由中间的钢环导向轴向, 结构类似于波音的设计。在AMR的拓扑结构中, 永磁环沿轴向磁化, 采用后磁轭降低磁阻[12]。比较两种结构的永磁转子在场冷和零场冷时悬浮力和导向力的情况, 在相同维度和悬浮特性时, FS具有明显优势:质量轻 (FS的质量为1.84kg, AMR的质量为2.43kg) 、磁通连续规则、损耗低。

3.6 国内研究进展

2000年中国科学院电工研究所提出基于高温超导混合轴承的飞轮储能系统方案[13], 即高温超导轴承为轴向型, 位于系统底部, 由内嵌式永磁环和7块YBCO组成, 液氮冷却。经测试, 径向静态刚度大于1MN/mm, 轴向静态刚度大于50N/mm。2001在国内实现了高温超导混合磁悬浮轴承高速运转, 最高运行转速为9600rpm, 具有大范围稳定性[14]。2008年, 西南交通大学研制出一套演示用的超导飞轮储能系统[15]。该系统采用双轴向型高温超导轴承的设计方案, 两个轴向型超导轴承上下分置, 每个超导定子均由7块圆柱形YBCO组成, 实验转速达到2000rpm。2011年, 西南交通大学研制出用于低温液体泵的径向型高温超导轴承[23], 超导定子由6块长方形YBCO组成, 工作转速达到3801rmp。2012年, 中国科学院电工研究所开始研究径向型高温超导飞轮储能系统, 并对径向型高温超导轴承的结构和悬浮特性进行了研究[24]。

4 当前的研究热点

通过对高温超导轴承的调研和分析, 当前研究热点主要集中在两个方面, 即提高高温超导轴承的性能和拓展高温超导轴承的应用, 具体可归纳如下:

(1) 优良性能高温超导材料的研制。高温超导轴承中使用的高温超导块材是超导定子的重要组成部分, 它的制备工艺直接影响到块材中钉扎中心的数量和密度, 从而影响块材的磁场俘获能力和临界电流密度等重要指标[16,17]。磁通钉扎力与超导材料中的空位、内应力、杂质、脱溶相、位错等缺陷有关[18]。超导块材的一致性 (或均匀性) 直接影响到超导轴承的动态稳定性, 所以块材的一致性是提高超导轴承性能重要因素之一[19,20]。研制优良性能的高温超导材料对提高高温超导轴承悬浮性能至关重要, 这一直是研究的热点之一。

(2) 大悬浮力/刚度的径向型高温超导轴承的研究。在大容量系统设计时, 要求系统不仅容量 (或功率) 大, 而且结构紧凑、体积小、安装便利。轴向型高温超导轴承占用体积较大, 当系统增加容量时需加大超导轴承的直径 (包括永磁转子和超导定子) ;而且因为直径大, 所以当转速较快时, 转子所受离心力大, 因而对转子结构的设计有较高要求。而径向型高温超导轴承通过增加沿轴向的永磁体和超导块材层数来提高系统承载力和稳定度, 不占用多余的横向空间, 非常适合大容量系统[3,8,10]。研制大悬浮力/刚度的径向型高温超导轴承是当前研究热点, 也是市场化的要求。

(3) 高温超导轴承结构的优化。在永磁体和超导块总体积不变的情况下, 通过改变永磁体和超导块的形状与排列方式, 提高气隙磁密分布, 最终达到提高轴向和径向刚度, 提高高温超导轴承悬浮力和稳定性的目的[11,21]。优化高温超导轴承结构还涉及冷却、减振等辅助设备的合理设计与布置。

(4) 旋转损耗的研究。高温超导轴承损耗包括超导定子的磁滞、涡流损耗以及永磁转子中软铁部分的涡流损耗, 由于这些损耗是在转子旋转时产生, 所以又称之为旋转损耗。减少旋转损耗, 提高高温超导轴承的效率具有非常重要的意义, 是当前的研究热点之一[5,6]。

5 高温超导轴承主要的应用领域

由于高温超导轴承具有的无源自稳定、非接触、无摩擦以及无污染等突出优点, 目前主要应用于以下领域:

(1) 飞轮储能系统。用高温超导轴承代替常规飞轮储能系统中的电磁轴承, 省去控制系统和励磁电源, 使系统损耗大幅降低, 提高了飞轮储能系统的效率[3,5]。其潜在应用领域有电力系统调峰、电动汽车以及UPS电源等领域。

(2) 高速转子和旋转机械。摩擦阻力、温升以及转子振动是限制旋转机械运行速度的重要因素。摩擦阻力可直接引起旋转机械温度升高, 这不仅限制转子速度, 还会影响机械性能, 缩短其寿命。高温超导轴承代替机械轴承应用到旋转机械中, 可使定转子达到真正意义上的无接触, 摩擦系数非常低, 是机械轴承的千分之一, 具有巨大的优势。目前高温超导轴承已经应用于离心机、涡轮机、偏转多边形激光束扫描器等旋转机械中[7]。潜在应用领域还有大型电机/发电机组、船舶推进器等大型旋转机械装备的升级改造。

(3) 卫星、太空领域。太空中自有的低温环境使高温超导轴承具有天然的优势。高温超导轴承的机械动量矩可以对航天器精密定位和姿态进行控制[22], 其高速而稳定的旋转不仅保证航天器所需足够的转扭而且使振动大幅减小。其潜在应用领域有宇宙飞船和宇宙空间站的能量储存系统、轨道卫星姿势控制等领域。

6 设计高温超导轴承需要考虑的问题

通过对国内外研究机构研制的轴承样机的分析, 我们认为设计高温超导轴承时需要考虑以下几个问题:

(1) 在选择轴承方式时, k W级以上大功率超导轴承选择径向型, 而小功率或微型超导轴承选择轴向型。

(2) 电机选择调控方便、调速范围宽、转子损耗低、散热少的直流无刷永磁电机, 套装在主轴上, 内置。

(3) 冷却方式采用传导冷却, 用制冷机冷却超导块材, 节能方便。

(4) 采用密闭的不锈钢杜瓦, 增加系统整体机械强度, 减少风损。

(5) 选择高性能、一致性相近的高温超导块材, 提高悬浮刚度, 减少由于不对称性引起的涡流损耗。

(6) 减震系统和监测装置布置合理, 减少密闭空间体积。

(7) 做好绝热设计, 减少热传导和热辐射等漏热, 降低能量损耗。

7 结论

磁悬浮轴承 篇3

数控机床正在朝着高速度、高精度、高效、高智能化的方向发展[1],制造业对加工设备的性能提出了越来越高的要求,这种需求促进了机床工业,尤其是数控机床的发展。但与数控机床配套的功能部件的产业化规模和产品水平,远远满足不了数控机床的发展要求[2]。主轴组件是机床中最重要的部件之一,其性能优劣,尤其是其径向旋转精度(指装配后,在无载荷、低速转动条件下,主轴前端安装工件或刀具部位的径向跳动[3])和运动精度(指主轴以工作速度转动时的旋转精度),将直接影响到被加工零件的形状和尺寸精度[4]。

电主轴单元将高速电机与精密主轴有机结合,取消了传统机床从动源(电机)到主轴之间的传动带、齿轮等诸多机械传动环节,实现了机床主传动系统的“零传动”,具有损耗低、寿命长、精度高、转速高、振动低等优点[5]。目前,电主轴单元已成为高速数控机床的核心功能部件之一。

电主轴单元中的支承轴承大多采用混合陶瓷球轴承等机械接触式轴承[6],这类轴承虽然具有温升小、刚度大、寿命长、极限转速高等优点,但应用在长时间高速加工场合时仍存在缺点,一方面由于接触疲劳产生轴承失效,需定期更换轴承,另一方面,由于高速摩擦产生的热量通过轴承内圈传递到主轴,引起主轴的不均匀热变形。磁悬浮支承技术利用磁场力将物体悬浮,实现了无接触式支承[7]。将磁悬浮支承技术与电主轴单元相结合制成磁悬浮电主轴单元,具有定位精度高、无需润滑、无接触摩擦、低功耗、刚度大、机床噪音低、切削精度高等优点[8,9],是未来数控机床主轴单元的发展趋势。

1 磁悬浮电主轴单元工作原理及磁力计算

磁悬浮电主轴单元剖面结构如图1所示。

其工作原理为:主轴单元未工作时,主轴由辅助支承轴承1、2、14、15支承,当主轴单元工作时,径向磁轴承4、12以及轴向磁轴承7、11中线圈通电,对主轴5产生Y方向与Z方向的电磁力,使得主轴稳定悬浮。由于承受主轴自重和外加载荷的作用,上下磁极磁吸力大小不一致,上磁极磁吸力为F1,下磁极磁吸力大小为F2,F1>F2,其磁吸力大小分别为[10]:

式中,µ0—真空磁导率;N—线圈匝数;I—偏置电流;i0—主轴克服自重的控制电流;A0—单个磁极面积;δ—单边气隙值;2α—两磁极夹角。

由(1)、(2)式可得主轴在自重下悬浮的吸力方程为:

主轴稳定悬浮后,由电机6带动主轴旋转,径向位移传感器3、13与轴向位移传感器16分别用于检测主轴稳定悬浮时在Y方向与Z方向上的位置。

当主轴在Y方向上或Z方向上受到外界扰动时,由径向位移传感器或轴向位移传感器检测出主轴偏移方向以及偏移量,并将检测信号反馈给控制器,控制器根据反馈信号调整线圈中的电流大小,使得主轴回到平衡位置。设计时上下磁极与左右磁极各采用一个控制器,采用差动控制原理。以上下磁极为例,其工作原理如图2所示,设某一时刻出现一垂直向上扰动,使主轴向上偏移平衡位置x,为使主轴回到原来的平衡位置,必须加一控制电流ic即:

此时主轴所受合力为:

由此可见,在控制电流ic的调整下,上磁极磁力减小,下磁极磁力增大,主轴又回到平衡位置进行工作。

2 单边气隙值对磁悬浮电主轴单元径向轴承电磁场的影响

2.1 单边气隙值的选择

由公式(3)可知,单边气隙值δ的大小对磁力轴承的性能有较大影响,一般δ=0.2~0.5mm,取较大值时可降低主轴单元加工装配的难度,但若δ值过大,又将导致磁场磁漏增加,控制系统的稳定性难以保证,因此,需对单边气隙值进行优化。根据设计的磁悬浮电主轴单元特征,采用ANSYS软件首先进行二维静态磁场的分析,磁轴承参数选择如下:I=1A,i0=0.478A(实际工作时,控制电流i0会随切削力的变化而进行调整,使得主轴始终处于稳定悬浮的位置),A0=441mm2,N=192,2α=45°,主轴径向支承轴颈公称尺寸60mm,主轴在自重下悬浮时Z方向单个径向磁轴承承载力为100N,得到单个主轴在径向磁轴承中稳定悬浮时单边气隙值为0.2~0.5mm时的磁力线分布如图3所示。

从磁力线分布图可以看出,在线圈匝数、电流、磁极面积一定时,磁路磁漏随单边气隙值的增大而增大。单边气隙值为0.2mm时,磁路磁漏很少,径向磁轴承内磁力线分布较集中;当单边气隙值为0.5mm时,磁路出现较多磁漏;当单边气隙值取0.3mm或0.4mm时,磁场磁漏相差不大,但单边气隙值取值较大时,在同样的承载力下,磁悬浮电主轴单元的结构尺寸会增大,因此,本例中单边气隙值选取0.3±0.04mm。

2.2 单边气隙不均匀性对径向磁轴承磁场的影响

上述分析均是基于单边气隙均匀情况下进行的,但径向磁轴承磁极内圈和主轴支承轴颈不可避免的存在圆度误差,引起单边气隙的不均匀。如图4(a)或4(b)所示,设磁轴承磁极内圈或主轴支承轴颈处的圆度误差为零,主轴支承轴颈处的圆度误差为δ1或磁轴承磁极内圈圆度误差为δ2,则磁极内圈或支承轴颈可看作一个假想的圆,当主轴旋转时,δ1或δ2将引发单边气隙值的不均匀,这种不均匀性打破了主轴径向力的平衡,致使其瞬间回转中心线(实际中心线)相对于理想中心线发生偏离,引起回转主轴在该瞬间的径向误差,即所谓的主轴径向旋转精度。因此,分析主轴支承轴颈圆度误差与径向磁轴承磁极内圈圆度误差,对研究磁悬浮电主轴单元的工作性能具有重要意义。

根据一般5.5kW电主轴单元主轴设计原则,取主轴轴颈圆度误差为0.003mm,分析磁极内圈不同圆度误差引起的气隙不均匀对径向磁轴承磁场的影响。当单边气隙值取0.3mm时,圆度误差一般不超过0.2mm,由图3可得,此时的磁场磁漏对径向磁轴承的影响较小,因此,应主要考虑两者圆度误差对径向磁轴承电磁力的影响。

图5列出了同时考虑径向磁轴承磁极内圈圆度误差和主轴支承轴颈圆度误差时,气隙变化的4个极限位置。当主轴位于这四个位置时,其所受实际电磁力大小与理论值误差具有极值。图中原点o为主轴的理想中心线位置,1、2分别为径向轴承磁极内圈以及主轴轴颈的圆度误差均为0时的理想廓线,3、4分别为主轴支承轴颈和径向磁轴承磁极内圈廓线,为便于分析,3、4均仅画出圆度误差最大峰值点δ1、δ2。

图6为径向磁轴承磁极内圈圆度为0.001~0.012mm,主轴与径向磁轴承位置关系分别如图5(a)~图5(d)所示时,主轴所受实际电磁力大小变化曲线图。其中,横坐标为径向磁轴承内圈圆度误差值,纵坐标为主轴所受电磁力大小,a、c、d分别为主轴在图5(a)、5(b)、5(c)所示位置时所受电磁力大小随径向磁轴承磁极内圈圆度变化曲线;b为主轴与径向磁轴承内圈圆度均为0时主轴所受电磁力大小。由图6可知,主轴位于不同位置时,其所受电磁力大小随径向磁轴承内圈圆度的增加均呈减小趋势。当主轴位于图5(a)位置时,随着径向磁轴承内圈圆度的增加,主轴所受实际电磁力大小先靠近再偏离理论值,这主要是由于主轴轴颈圆度的存在,使得主轴上端处与径向磁轴承磁极内圈之间的单边气隙值小于0.3mm,径向磁轴承上磁极产生电磁力增大;主轴下端与径向磁轴承磁极内圈单边气隙值未发生变化,径向磁轴承下磁极电磁力不变,主轴在竖直方向所受电磁力合力增大。随着径向磁轴承磁极内圈圆度的增加,主轴上端处单边气隙值慢慢接近0.3mm,主轴在竖直方向上所受电磁力合力减小,与理论值误差也减小。当径向磁轴承磁极内圈圆度达到0.003mm时,主轴上端单边气隙值最接近0.3mm,此时主轴竖直方向上所受电磁力合力最接近理论值。当径向磁轴承磁极内圈圆度继续增大时,主轴上端处单边气隙值大于0.3mm,径向磁轴承上磁极产生电磁力减小,主轴所受电磁力合力减小,此时,主轴所受实际电磁力合力大小与理论值误差随径向磁轴承磁极内圈圆度的增加而增大。

当主轴旋转到图5(b)位置时,主轴上端处的单边气隙值随着径向磁轴承磁极内圈圆度的增加而增大,而主轴下端处单边气隙值变化很小,使得径向磁轴承上磁极产生电磁力减小,下磁极产生的电磁力变化量很小,主轴在竖直方向上受到的电磁合力减小。径向磁轴承磁极内圈圆度越大,主轴竖直方向上电磁合力减小的越大,与理论值误差越大。

当主轴旋转到图5(c)位置时,由于主轴下端处与径向磁轴承磁极内圈之间的单边气隙值小于0.3mm,径向磁轴承下磁极产生电磁力增大;主轴上端与径向磁轴承磁极内圈单边气隙值仍为0.3mm,径向磁轴承上磁极电磁力不变,主轴在竖直方向所受电磁力合力减小。随着径向磁轴承磁极内圈圆度的增大,主轴上端处的单边气隙值增大,上磁极产生电磁力逐渐减小,主轴实际所受电磁力合力大小与理论值误差越来越大。当主轴旋转到图5(d)时,其情况与图5(b)一致,主轴所受电磁力大小随径向磁轴承内圈圆度变化曲线与曲线b一致。

由上述分析可得,当主轴径向磁轴承支承处轴颈圆度取0.003mm,径向磁轴承磁极内圈圆度取0.007mm时,主轴旋转一周时在任何位置时所受实际电磁力大小与理论值误差不超过5%,此时主轴所受合力5N,由传感器检测出主轴偏离平衡位置到控制器发出信号调整控制电流所需时间大约为8毫秒~10毫秒之间,通过计算可知,主轴径向偏移理想中心线的最大偏移量为0.0025mm,满足精密加工要求。因此,本例中,主轴支承轴颈圆度为0.0025mm时,径向磁轴承磁极内圈圆度取0.007mm。

3 结论

通过对磁悬浮电主轴单元径向轴承的电磁场分析,可得出如下结论:

1)采用ANSYS有限元分析程序对实例进行了仿真计算与分析,得出了不同单边气隙值下径向磁轴承的磁场磁漏情况。对于功率为5.5KW的电主轴,当单边气隙值取为0.3±0.04mm时,其磁场磁漏小、结构紧凑。

2)当主轴径向磁轴承支承处轴颈圆度为0.003mm,径向磁轴承磁极内圈圆度为0.007mm时,主轴径向偏离理想中心线的最大偏移量为0.0025mm,主轴具有较高的径向旋转精度,可满足精密机床工作要求。

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磁悬浮轴承 篇4

1 磁悬浮推力轴承的工作原理

当转子偏离平衡位置时,位移传感器检测出转子偏离平衡位置的位移X,传感器的检测信号X和给定的参考信号X0进行比较,得到位置误差信号,控制器根据控制理论或给定的控制算法计算出转子回复到原平衡位置所需要的控制信号i,经过功率放大器转换成电流或电压输出,对执行电磁铁产生相应的电磁力,使转子回复到平衡位置,从而实现转子的稳定悬浮[2]。

根据麦克斯韦方程,作用于推力盘上的单个电磁铁的电磁力为

式中,F1和F2分别为两块电磁铁对推力盘的吸力,δ为推力盘和电磁铁之间的间隙,u0为空气磁导率,S为电磁铁的磁路横截面积,N为电磁铁的线圈匝数,I0为通入2个电磁铁的初始电流。

当转子偏离中心位置向左移动x时,此时右侧线圈中电流增加i,左侧线圈的电流减小i,气隙分别为δ+x和δ-x,由式(1)得到转子受到的总电磁力为

2 硬件电路

磁悬浮推力轴承控制系统是一个实时测控系统,对转子的响应频率要求很高[3]。该实验选用TI公司的TMS320LF2407A数字信号处理器,主要包括DSP、位移传感器、功率放大器等。功率器件选用IGBT,具有输入阻抗高、速度快、热稳定性好、通态电压低、耐压高、电流大的优点。主电路选用半桥式拓扑结构,其主要特点是只有2个可控开关器件,减少了驱动电路。驱动电路选用IR2110,具有体积小、集成度高、响应快、偏置电压高、驱动能力强、内设欠压封锁等优点,而且成本低、易于调试并设有外部保护封锁端口。上管驱动采用外部自举电容上电,使得驱动电源路数目较其他的大大减小。光耦隔离选用高速光耦HCPL4504。

电路完成后,对其进行测试,测出负载两端对地的占空比为80%时的波形,可以看出,一个周期内,80%是对线圈的充电过程,20%是对线圈的放电过程。

3 控制算法及仿真结果

由式(2)可以得到,电磁力与控制电流I及间隙δ都存在着非线性关系,为了应用成熟的线性理论分析和设计其控制系统,将式(2)线性化[4],然后进行拉普拉斯变换,得到系统传递函数

由传递函数可以看出,这不是一个稳定的系统,需要控制算法对其控制。此外,磁悬浮推力轴承系统对象的动态特性还不能完全被掌握,得不到其精确的数学模型,难以满足用控制理论进行分析和综合的要求,而PID控制方案并不要求精确的受控对象的数学模型,因而具有灵活性和适用性,而且它在自动调节的基础上还保留人工参与管理和便于参数调整的特点[5],所以采用位置式PID控制算法。

在进行单个PID实验的基础上,设计了双环两次PID控制算法。具体做法:首先在内环中加一个PD调节,使其和传递函数一起组成一个稳定的系统,然后外环PID将PD和传递函数整体看作一个对象,对其调节。

对整个系统用simulink进行仿真实验。仿真的各个参数选定为推力磁轴承实验台的参数,其中,转子重量m=1.5 kg,稳态时的气隙δ=0.3 mm,气隙截面积S=1×10-3 m2,线圈匝数N=940,线圈偏置电流I0=0.4 A,Kx=8 795 857 N/m,Kz=3 298 N/A。预定载荷500 N,仿真结果见图1。

图1中,曲线1为单个PID位移仿真曲线,曲线2为双PID位移仿真曲线,单PID的最大超调量为0.1 mm,双PID的最大超调量为0.03 mm;由此可以看出,双PID控制比单PID控制更理想,表现为超调量更小、波动更小、稳定更快。

4 实验结果

依据仿真结果和得出的PID参数进行磁悬浮推力轴承的悬浮实验,经过调试,得到图2所示的位移曲线,其中纵坐标对应间隙为0.1 mm,横坐标对应时间为1 s,其稳定时间为0.1 s,超调量为0.04 mm,振动误差约为0.01 mm。

5 结论

通过实验完成了推力磁轴承在空载状态下的稳定悬浮,为以后磁浮轴承的实验研究奠定了基础。同时提出了内外双环PID控制策略,并在试验中验证了其具有比单PID更稳定的控制效果。

参考文献

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磁悬浮轴承 篇5

主动磁悬浮轴承是一种利用可控电磁力作用将转子悬浮于空间、使转子和轴承分开、实现无机械接触的新型高性能轴承,与传统的滚动和滑动轴承相比,磁悬浮轴承具有无机械接触、无磨损、无须润滑等一系列优良品质,使它广泛应用于能源、交通、超高速、航空航天等领域。

国外曾经有文献[1~2]提出过几种类似薄圆盘形转子磁悬浮轴承系统的观点,国内也有文献[3]提出过,此类轴承轴向可以做的很短,更大地缩减了轴向体积。与轴类磁悬浮轴承相比薄圆盘形转子磁悬浮轴承同样也为5个自由度,不同的是其轴向为3个自由度,采用3个轴向磁悬浮轴承做支撑,径向为2个自由度,采用一个径向磁悬浮轴承做支撑。本文对该系统进行了数学建模分析,并得到了5自由度之间的耦合情况,其5个自由度之间是存在耦合的,这种耦合主要表现为惯性耦合和陀螺效应耦合,为今后对该系统采用分散控制和集中控制奠定了基础。

1 薄圆盘形转子5自由度磁悬浮轴承系统的结构和工作原理

薄圆盘形转子5自由度磁悬浮轴承系统的基本结构如图1所示,由轴向磁悬浮轴承、径向磁悬浮轴承、薄圆盘形转子、盘式电机、轴向和径向传感器等组成。轴向磁悬浮轴承和径向磁悬浮轴承都为差动结构。采用PID分散控制策略,5个自由度单独控制。

此系统轴向3个自由度(沿z轴的移动和绕x、y轴的转动)用3个轴向磁悬浮轴承控制,采用3点确定一个平面的原理使圆盘能够工作在一个平面上;用一个径向磁悬浮轴承控制圆盘在径向2个自由度(沿x、y轴)的移动,只有绕z轴转动的自由度不施加控制,这样5个自由度的磁悬浮轴承同时工作使薄圆盘形转子悬浮起来。转子稳定悬浮后盘式电机开始工作,使转子转动起来。

2 系统数学模型的建立

在以下分析中均按如下设定:转子结构简图如图2所示,是刚性的,不发生几何变形。c为转子的质心,以质心为原点建立三维坐标系,3个坐标轴的方向均满足右手螺旋定则。m为转子质量,ω是转子绕z轴转动的角速度,Jx、Jy、Jz分别为转子绕x、y、z轴转动的转动惯量,由于其对称性故有,Jx=Jy=J,θx、θy分别为转子处于平衡位置时受到扰动后绕x、y轴转动了的角度值,a1、a2、a3分别为3个轴向轴承的支撑点,3个支撑点在一个圆周上均匀分布,r为轴向3个支撑点到薄圆盘形转子质心的距离。磁悬浮磁轴承产生的电磁力分别沿x、y、z轴平行的方向,且规定沿坐标轴的正方向为正方向,根据牛顿运动定理和动量矩定理,可以得到以下的转子运动方程:

x''c、y''c、z''c、θ''x、θ''y分别为各变量对时间的二阶导数,θ'x、θ'y分别为各变量对时间的一阶导数,Fx、Fy、Fz1、Fz2、Fz3分别为轴向和径向磁悬浮轴承所产生的电磁力,可表示为:

(2)式中,x、y、z1、z2、z3适分别为转子受到扰动后在磁悬浮轴承的支撑处相对于其在平衡位置时的位移值,ix、iy、i1、i2、i3分别为轴向磁悬浮轴承和径向磁悬浮轴承线圈中的控制电流,kx、ky、kz1、kz2、kz3为位移刚度系数,kix、kiy、ki1、ki2、ki3为电流刚度系数。

把圆盘的工作面看成一平面,那么图2中圆盘平面的方程为:

经过计算可求得圆盘平面与x轴和y轴的夹角分别为:

由于磁悬浮轴承的工作间隙很小,有z1、z2、z3<

这样就可以得出,[xc yc zcθxθy]T与[x y z1 z2z3]T的关系为:

经过计算可得到转子最终的运动微分方程为:

mz为转子轴向3个自由度上的等效质量,也可称之为当量质量,m0为耦合质量,a称为系统的陀螺效应系数。从(8)式中可以看出,轴向3个自由度之间存在惯性耦合和陀螺效应耦合;轴向3个自由度与径向2个自由度之间则不存在这两种耦合。惯性耦合的解耦可以通过机构解耦,即设计合理的转子结构,使得耦合质量m0尽可能最小,使其耦合程度大大减小;当转速ω较低时,则可以忽略陀螺效应耦合。

3 系统数学模型的状态方程

为了简便起见,下面我们还是以磁悬浮轴承支撑处转子的位移来进行理论分析。同样假设磁悬浮轴承转子处于小范围运动情况下,我们选取系统的状态向量、控制向量、输出向量分别为:

那么,薄圆盘形转子5自由度磁悬浮轴承的力学模型可用以下状态方程来表示:

X(t)是10×1矩阵向量A阵是10×10的常数阵

Y(t)是5×1的向量C阵是5×10的常数阵

U(t)是5×1的向量B阵是10×5的常数阵

这就是考虑了惯性耦合和陀螺效应耦合的薄圆盘形转子5自由度磁悬轴承的状态方程,由此可见此系统是可以控制和可以观察的。

4 实验分析

图3是薄圆盘形转子5自由度磁悬浮轴承系统的实物图,系统的具体参数:转子质量为6kg,轴向磁悬浮轴承工作气隙δ1(单边)为0.35mm,线圈匝数N1为200匝,单个磁极的面积A1为314mm2,偏置电流I01为1.2A;径向磁悬浮轴承工作气隙δ2(单边)为0.25mm,线圈匝数N2为160匝,单个磁极的面积A2为110mm2,偏置电流I02为2A,传感器的灵敏度为8V/mm。

控制策略采用经典PID分散控制,由于此系统模型为耦合模型,需对其进行解耦,在本次统中可以求得当量质量mz=1.78 kg,耦合质量m0=0.11kg,可以看出当量质量比耦合质量大很多,这里把耦合质量强制忽略掉,令(7)中第一个矩阵为D,那么

转速较低时可以忽略陀螺效应耦合,整个耦合系统就可解耦为5个独立的自由度了。

在进行试验调试过程中观察通过传感器输出的电压信号来判断系统是否悬浮,传感器的检测电压为0~5V,当传感器输出的电压信号为2.5V时表明转子已经悬浮。实验调试时先对每个自由度单独进行调试,各个自由度稳定悬浮后再进行5个自由度一起调试。由于此系统5自由度之间轴向3个自由度(第1、2、3自由度)相互耦合,径向两个自由度(第4、5自由度)之间以及与其它3个自由之间相互独立,故这里只截取了轴向3个自由度(第1、2、3自由度)和径向一个自由度(第4自由度)的实验波形,实验波形图如图4所示:

从实验波形图可以看出采用分散控制能够使5个自由度同时悬浮,从波形的平滑程度看,本系统的悬浮效果还是不错的。转子稳定悬浮后盘式电机开始工作,使转子转动起来。关于转子的转动将另文讨论。

5 结论

本文针对一种新型的薄圆盘形转子5自由度磁悬浮轴承结构和整个系统模型进行了具体的研究,这种结构的磁悬浮轴承和以往的轴类磁悬浮轴承相比有很大的不同,这种结构的磁悬浮轴承轴向可以做得很短,适合一些轴向空间小的场合使用。

通过对整个系统数学建模分析得出了整个系统5个自由度之间的耦合情况:与轴类磁悬浮轴承一样同样存在惯性耦合和陀螺效应耦合,并对其进行解耦。最后通过试验调试,采用经典PID分散控制系统对整个系统实施控制,使转子稳定悬浮。结果证明经过强制解耦后此系统可以稳定悬浮。

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磁悬浮轴承 篇6

磁悬浮轴承 (亦称电磁轴承, Active Magnetic Bearing或AMB) 是高度机电一体化产品，是一种新型无接触的支撑形式，利用电磁力使转轴稳定悬浮，与传统轴承相比，具有较高的速度，摩擦功耗较小，维护成本低，寿命长且无需润滑，其动态特性可控制，优化[3]。但其必须外加控制装置，因而使其结构复杂，成本较高。它由电磁铁，转子构成控制对象，并与位置传感器，控制器，功率放大器一起组成闭环控制系统，执行器包括电磁铁和功率放大器，它是集力学，控制学，计算机科学，电子学，机械学等于一体的。因而其控制系统设计至关重要，本文首先介绍其工作原理并设计出其数学模型，然后介绍了其各硬件设计部分[1]。并给出其软件流程图，进行了实验仿真，最后又介绍了其当今的应用现状及今后应发展的方向。

2、磁悬浮轴承工作原理及数学模型

对于磁悬浮轴承这样一个复杂的机电磁综合系统，要精确地描述其数学模型是相当困难的，通常的做法是在转子的平衡点附近线性化，其工作原理如图1所示:

在偏置电流I0的作用下，转子处于平衡位置x0, 设某一时刻出现一扰动力Fx, 使其偏离平衡位置并向下偏移距离为x, 为使转子回到平衡位置，必须加一控制电流Ic使电磁铁1的磁力F1增加，电磁铁2的磁力F2减小，此时转子所受的力为：

其中：μ0为真空导磁率；A为磁极面积；N为电磁铁线圈的匝数。将式（1）在平衡点处线性化，根据牛顿第二定律，在不考虑其他作用于物体上的力时，在x方向上的力学方程为：

式中, 分别为位移刚度系数和电流刚度系数，对式（2）两边作拉氏变化得：ms2X (s) =C1X (s) -C2.Ic (s) +Fx (s) ，可得输入的传递函数模型即：

3、硬件设计

要使磁悬浮轴承系统高效率，稳定地工作，其控制系统的硬件设计必须满足以下要求：采样要有足够的精度;控制器要有足够快的运算速度满足复杂运算的要求;功率电源的动态特性要适应高速运转的要求;位置传感器要在静态及动态情况下准确测量转子的位移变化;数模转换部件的建立时间要尽可能短。为此本文采用的处理器是TI公司最近推出的TMS320F2812芯片。其硬件结构框图如图2所示：

3.1 TMS320F2812的特点

它结合了传统单片机的控制和DSP的计算能力，可用于各种数字伺服控制和嵌入式控制系统，是到目前为止用于数字控制领域性能最好的32位定点DSP系列芯片，其芯片最高频率为150MHz, 指令周期缩短为6.67ns, 18K的RAM, 128K的Flash, 事件管理EVA和EVB包括通用时钟，PWM信号发生器，CAP和QEP, 看门狗定时器，16路12位的A/D转换，3个32位的CPU时钟，14个CPU内核中断，3个外部中断，96个外设中断，静态CMOS特性，内核电压为1.8v, I/O为3.3v, 串口外设包括eCAN, McBSP, SPI, SCIA, SCIB, 支持ANCI C/C++[1]。

3.2 A/D转换电路

由于TMS32.0F2812内部集成了16通道的12bitADC, 故无须再外扩ADC。A/D采样通道是将传感器信号数字化的关键，其设计首先要选择采样频率，对于数字控制而言，采样频率越高越好，这样更接近真实情况，但是采样频率太高会带来更大的干扰，在磁轴承控制中，采样频率的取值为磁轴承转子转速基频的10倍。2812上自带一个采样/保持 (S/H) 的12位模数转换 (ADC) 内核，其前端为2个8选1多路切换器和2路同时采样/保持器，构成16个模拟输入通道，模拟通道的切换由硬件自动控制，并将模拟通道的转换结果顺序存入16个结果寄存器中。

3.3 位移传感器

位移信号检测是磁轴承控制系统的重要部分，其性能关系到系统对转子位置的控制精度，本文采用电涡流位移传感器，主要有探头，电缆前置器等组成，利用这种电涡流效应可以把位移x的变化变换为电量的变化，实现非接触测量。本磁轴承所用传感器基本参数如下：线性范围0.16～1.16mm, 供电电源±15v, 线性中点为0.66mm, 标准灵敏度5.00v/mm, 非线性度为0.8%，中点输出值:2.454v, 灵敏度偏差为-1.0%；最小二乘法拟合直线方程：U=4949D-0.813.

在整个控制系统中传感器部分可等效为一惯性环节，其通频带远高于转子的振动频率，因此在设计磁轴承控制系统时，主要考虑消去采样值中高频噪声的影响。

4、软件设计

软件设计包括系统初始化，控制算法以及特殊状况（如溢出，掉电）等处理，控制算法通过中断程序来实现。控制算法的好坏在很大程度上决定了系统的基本性能[4]。为此本文采用汇编，c混合编写的方式，程序核心需要调用的程序运用了汇编语言编写，以提高整个系统的实时性，对执行的效率要求不高的部分采用c语言编写，从而提高整个系统的通用性和可靠性，改进型。

本系统的控制算法采用积分分离的PID算法，PID数字控制器中引入积分环节的目的主要是消除静差，提高精度。但在过程启动，结束和大幅度增减设定值时，短时间内系统输出有很大的偏差，会造成PID运算的积分积累，致使运算的控制量超过执行机构可能最大动作范围对应的极限控制量，最终引起较大的超调，甚至引起系统的动荡，这是某些生产过程中绝不允许的，引入积分分离的PID控制算法，既保持了积分作用，系统超调又小，使得控制性能有了较大的改善。其算法软件实现流程图如下图4, 5所示。

5、系统仿真及结论

本文采用积分分离的数字PID控制算法，应用matlab7.0进行系统的仿真，仿真曲线如图6所示。从该曲线及系统的实现当中，可得出如下结论： (1) 转子具有快速响应性，实时性好，超调量小，稳定性高等特点。 (2) 运用TMS320F2812来设计磁悬浮数字控制器，整个硬件系统结构简单，可靠性高。整个测试曲线表明磁轴承的结构设计合理，控制系统数学模型及算法正确。 (3) 控制精度与传感器，D/A转换器，功率放大器以及控制算法有关。选择更优的传感器和D/A转换器，增强功放跟随效果，以及优化控制算法均可进一步提高系统的控制精度。 (4) 因其支持c和汇编的混合编程，便于实现较复杂的控制算法，在改进控制算法时无须改动硬件结构，缩短了开发周期，有利于磁轴承的产业化发展。

6、当今研究现状及今后发展方向

磁悬浮轴承是现代高科技发展的产物，是一个国家科技实力和工业水平的重要标志，近年来，其研究工作取得了长足的进步，并且已经成功地应用到生产实践中，磁悬浮列车的发明，国内最大功率的磁悬浮轴承电机的诞生，清华大学飞轮储能实验室设计并运行第二代飞轮，线速度达到650m/s, 储能500W.h，上海大学轴承研究室已建立了采用电磁轴承的航空发动机试验台。但与国外相比还有很大的差距。日本Toshiyuki Kurosu等人用不同的变压器原理讨论了基于自轴承电机的自传感器控制技术，试验得出了不同的输出特性且实现了无传感器悬浮。美国弗吉尼亚大学设计了一种鲁棒线形参数可变控制器，这种控制器能够在整个速度范围内保持稳定和具有鲁棒性。使磁轴承控制系统的设计上了一个新台阶。

因而中国在今后磁轴承的研究中，应该朝以下方向努力： (1) 改进控制方法，采用模糊控制和神经网络控制，进行各种先进控制器和功率放大器的研究 (2) 应有大规模的产品系列，并使其商品化，规模化，以大幅度降低磁轴承控制系统成本。 (3) 从有轴承电机的磁悬浮轴承转变为无轴承电机的动力磁悬浮轴承，从有传感器的控制系统转变为无传感器的控制系统 (4) 研究对控制电路的不常见形式的故障诊断和测试方法，以保证磁悬浮轴承控制系统的稳定性和可靠性，使轴承正常工作而不受到以外损坏。

摘要：磁悬浮轴承是一种可以由控制系统控制的新型轴承, 因而控制系统的好坏决定了其性能的好坏, 本文采用积分分离的数字PID控制算法对以DSP2812为核心的磁悬浮轴承控制系统进行了设计, 并用C和汇编语言编制了相应的控制软件。在matlab7.0下进行了实验仿真, 实验证明该系统具有良好的的控制效果, 最后介绍了磁悬浮轴承的应用现状及其今后的发展方向。

关键词：磁悬浮轴承,DSP2812,MATLAB7.0,数字PID

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