采用DyRoBeS轉子動力學分析軟件對長輸管線壓縮機 20MW 級高速變頻防爆電動機項目軸系進行臨界轉速計算和不平衡響應分析，使其避免軸系在正常運行過程中發生共振，從而為超高速大功率電動機進行軸系的穩定性分析和優化設計提供了依據。

旋轉機械在運行過程中，由于各種干擾力作用而產生振動，振動是旋轉機械轉子發生故障的主要問題之一。對于轉子系統本身，因為質量偏心而引起的橫向彎曲振動是最普遍的，特別是在某個或某幾個特定轉速運轉時，振幅會顯著增大，甚至會導致轉軸和軸承的破壞，這種現象通常是由共振引起的。為了避免軸系在正常運行過程中發生共振，軸系的設計都要求其臨界轉速要避開機組正常運行的轉頻和外界激勵頻率一定的范圍。

本文主要依托長輸管線壓縮機20MW 級高速變頻防爆電動機項目，采用 DyRoBeS 轉子動力學分析軟件對電機的整個軸系(主機和勵磁機)進行臨界轉速計算和不平衡響應分析。此機組是三軸承結構，轉速為 3120 ～ 5040rpm，為了保證機組的穩定運行，勵磁機端軸瓦需下端承載 300kg，安裝時需將軸承座抬高一定量，需要通過理論計算得出。

1.1 轉子建模

此計算采用的是DyRoBeS 軟件，將電機轉軸簡化成48個單元( 49個節點) ，將風扇、護環、轉子繞組、整流盤等以附加質量的形式加載在相應位置的節點上并輸入轉動慣量; 此電機為2級電機，在主機本體的軸段上開了24 個下線槽，這對軸水平和垂直方向的彎曲慣性矩有很大影響，易產生振動，為了保證軸水平和垂直方向的彎曲慣性矩一致，需要在大齒上開月牙槽，以降低軸此方向的彎曲剛度。轉子有限元模型如圖 1 所示。

1.2 軸承參數

1#軸承( 可傾瓦，直徑200mm) 安裝在節點 5上，2#軸承( 可傾瓦，直徑 200mm) 安裝在節點 22上，3#軸承( 普通滑動軸承，直徑 100mm) 安裝在節點 47 上，根據軸承載荷和基本參數計算出 1#、2#、3#軸承的油膜剛度和油膜阻尼，計算結果見表 1和表2。

軸系的臨界轉速計算是轉子動力學分析的一項基本的內容，合理設計轉子系統的臨界轉速是機組安全可靠運行的重要前提。

2.1 臨界轉速計算結果

根據軸系的簡化模型和軸承的油膜支撐剛度和阻尼，可計算出軸系的前三階臨界轉速，計算結果見表 3。由計算結果可知，前三階臨界轉速均避開了電機的運行轉速3120 ～ 5040rpm，并有一定的安全余量。

2.2 軸承安裝位置計算

此機組為三軸承結構，為了保證勵磁機端 3#軸承能夠穩定運行，需要下軸瓦承載 300kg 的支撐載荷，因此3#軸承在安裝時需要抬高，根據軸系的靜撓度和承載載荷可計算出 3#軸承的抬高量為 1.9mm。

由于制造安裝轉軸的質量偏心總是存在的，所以設計階段軸系不平衡響應計算也是非常重要的，通過預估不平衡響應，調整轉子結構參數以保證機組運行時振動達到規定標準。

3.1 轉子-軸承系統不平衡響應計算模型

轉子-軸承系統動力學方程為:

式中，ω—旋轉頻率; M1，K1，G1—整體質量矩陣、剛度矩陣和回轉矩陣; cij，kij( i，j = 1，2) —整體油膜等效阻尼和剛度矩陣; U1，2—系統位移向量，即

文中其余繁復的公式就不寫了。我們主要看貼近工程應用的部分。

3.2 不平衡量計算

加不平衡質量時，根據國際標準《旋轉剛體的平衡質量》，取平衡等級G3.2。

e × ω = 3.2

式中，e—旋轉部件的偏心距; ω—旋轉部件的角速度。在主機本體和勵磁機鐵心位置加載相應的不平衡量，計算了三個軸承位置的最大振動響應，計算結果見表4。

本文采用DyRoBeS轉子動力學分析軟件對長輸管線壓縮機20MW 級高速變頻防爆電動機項目軸系進行臨界轉速計算和不平衡響應分析，得到以下結論:

(1) 為保證計算結果的準確性，需對電機軸系進行合理的簡化，簡化過程中需考慮軸本體月牙槽和3#軸承抬高量的影響。

(2) 采用DyRoBeS轉子動力學分析軟件對軸系的臨界轉速進行計算，計算的結果分別為: 一階臨界轉速1756rpm，二階臨界轉速2232rpm和三階臨界轉速5952rpm，有效的避開了電機的運行轉速3120~5040rpm，因此軸系的結構設計是合理的。

(3) 根據軸系的平衡等級計算了軸系在過臨界轉速時軸承位置的最大響應值為 0.048mm，位于3#軸承位置，此結果滿足旋轉機械振動的要求。