作为磁悬浮轴承系统中必不可少的组件之一的保护轴承,是磁悬浮轴承失效或过载后保护转子与定子系统免受损坏的重要屏障。传统保护轴承在转子跌落后,转子会产生剧烈振动,甚至产生涡动,巨大的碰撞力以及涡动离心力使得滚动轴承很容易损坏。针对传统保护轴承的不足,本文提出了一种可以在转子跌落后自动消除磁悬浮轴承系统中间隙的保护轴承,介绍了自消除间隙保护轴承的结构及工作原理,并进行了一系列相关研究。首先,建立了转子有限元模型,计算了转子两端未安装滚动轴承、一端安装滚动轴承和两端安装滚动轴承时转子的一阶、二阶弯曲模态频率与振型,并进行了相关试验研究。研究结果表明:在有限元法计算转子模态频率的过程中可以将滚动轴承等效为刚性圆盘;滚动轴承直接安装到转子上会降低转子的固有频率。其次,对自消除间隙保护轴承的运动学进行研究,分析不同的结构参数对支座的摆动角度大小的影响,并进行了试验验证。研究结果表明:连杆位于转动副1外侧的机构相对于连杆位于转动副1内侧的机构,支座能获得更大的摆动角度;在符合结构尺寸要求以及其他影响因素的条件下,可通过减小转动副1到转动副2的距离和转动副1到机构中心的距离、适当增加转动副2中的间隙来达到支座消除间隙所需要的摆动角度大小。然后,对间隙消除后支座与滚动轴承系统进行静力学分析,分析结果表明:支座间隙消除后,支座与外圈接触点处的法向力臂大小满足一定的条件时,支座才能够稳定支承滚动轴承外圈;并且分析了支座不同的端面形状对消除间隙时的摆动角度与法向力臂大小的影响,根据研究结果提出合理的支座端面形状。最后,对转子跌落到自消除间隙保护轴承上的动力学响应进行了详细地研究,分别建立了磁悬浮轴承失效前、后转子的动力学模型、磁悬浮轴承支承模型、滚动轴承受力模型、外圈—支座碰撞模型、单个支座振动模型以及支座摆动模型;仿真计算了不同参数对磁悬浮轴承失效后各部分动力学响应的影响,并在一个五自由度磁悬浮轴承试验台上进行相关跌落试验研究。研究结果表明:当选取合适的结构参数时,在转子组件跌落后,自消除间隙保护轴承基本上都能够在0.03 s左右消除滚动轴承外圈与支座之间的间隙,并稳定支承转子继续旋转;在间隙完全消除之前,滚动轴承会受到几次较大的碰撞,一旦间隙消除后,滚动轴承则只受到转子的离心力和重力作用,但此时滚动轴承外圈与支座之间则存在较大的弹性变形力;由于自消除间隙保护轴承消除间隙后滚动轴承外圈受到支座较大的挤压力作用,所以实际情况下应采用中、重系列的滚动轴承,而支座则需要根据具体转速下的接触应力大小选取相应的调质钢或渗碳钢等进行表面强化处理的材料;为保证自消除间隙保护轴承能够成功工作,支座端面形状应使支座消除间隙时与滚动轴承外圈碰撞处的法向力臂尽量小;滚动轴承润滑情况、滚动轴承外圈与支座之间的摩擦系数、转动副的摩擦系数,也对自消除间隙保护轴承能否成功工作起到至关重要的作用;转子较大的不平衡量会使得转子组件跌落后滚动轴承受到的碰撞力显著增加;支座数量的减少对滚动轴承受到的最大碰撞力无明显影响,但会增加滚动轴承外圈与支座之间的弹性变形力,并且支座的数量太少可能会导致转子的运动轨迹达到转子与磁悬浮轴承之间的间隙;自消除间隙保护轴承的安装角度基本上不会对机构的性能产生影响;与传统保护轴承相比,自消除间隙保护轴承能够有效减小转子组件跌落时滚动轴承受到的最大碰撞力,相对减小比率最高可达70%,并且消除了转子跌落到传统保护轴承后发生涡动的可能,显著改善了滚动轴承的工况,从而一定程度上延长了磁悬浮轴承系统中保护轴承的寿命,提高了磁悬浮轴承的可靠性。