CC BY
145
УДК 621.822.6
АНАЛИЗ ВИБРАЦИОННОГО СОСТОЯНИЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
В ПРОЦЕССЕ ИХ ИЗНОСА
© 2006 А.Е. Сундуков, Е.В. Сундуков Самарская государственная академия путей сообщения
Исследовано влияние эквивалентной статической нагрузки на уровень вибрации. Показаны практически полное его отсутствие в начале испытаний и весьма значительное в конце.
Подшипниковые узлы являются типовым элементом конструкции роторных машин и часто определяют их ресурс. Наиболее распространенным методом контроля этих узлов являются оценка их вибрационного состояния. Поэтому совершенствование методов вибрационной диагностики подшипниковых узлов является актуальной задачей.
Испытания подшипников на износ проводилось на специальной установке, включающей общий корпус, вал, который с одного конца опирается на технологическую опору качения, выполненную с возможностью самоустановки при перекосах, с другого конца - на испытываемый подшипник, размещенный в герметизированной камере. В средней части расположены механизмы осевого и радиального нагружения, обеспечивающих следующие максимальные значения нагрузок на испытуемый подшипник:
- радиальная Бг=7 848 Н;
- осевая Ба=7 848 Н.
Машина вращается от осевой одноступенчатой воздушной турбины, управление работой осуществляется со специального пульта. Для контроля вибрационного состояния на корпус установки в непосредственной близости от испытуемого подшипника размещались два пьезоакселерометра типа КД-29 (в осевом и радиальном направлениях). Регистрация вибрационных процессов производилась в диапазоне частот 20 - 20 000 Гц. Дополнительно контролировались следующие параметры:
- температура наружного кольца подшипника;
- температура смазочно-охлаждающей жидкости на входе в подшипник и выходе из него;
- температура воздуха на входе в турбину;
- давление смазочно-охлаждающей жид -кости на входе и выходе подшипника;
- давление воздуха на входе в турбину;
- расход смазочно-охлаждающей жидкости;
- частота вращения вала.
Испытанию подвергались подшипники типа 8А207Ю7 с массивным бронзовым сепаратором в количестве 12 шт. Один подшипник 8А207Ю13 с фторопластовым сепаратором. Для ускорения процессов износа в качестве циркуляционной смазки использовалась вода. Регистрация вибрации производилась периодически, примерно через каждые 5 мин. Останов испытаний осуществляется после резкого увеличения общего уровня вибрации (который предшествовал разрушению подшипника). Оценка степени износа подшипника производилась путем измерения зазоров и веса подшипника. В таблице 1 сведены данные по испытаниям подшипников. Испытания проведены для четырех комбинаций нагрузок. Для подшипника №873 изменение зазоров оценивалось в процессе наработки. После испытаний была проведена дефектация подшипников. Анализ результатов дефектации показал, что по степени развития дефектов подшипники можно разделить на три группы.
Первая группа (рис.1,а) - подшипники с отсутствием видимых дефектов - подшипник №146 с фторопластовым сепаратором и №775 с минимальной наработкой (увеличение радиального зазора в среднем составило
- 6,9%, осевого - 2%, потеря веса 0,3г).
Вторая группа (рис1,б) - подшипники №430, 500, 640, 873, 891 с отсутствием выкрашивания на беговых дорожках внутренней и наружной обойм, но с наличием износа боковых стенок гнезд сепаратора (увеличение радиального зазора в среднем 8,7%, осевого 15,5%, потеря веса 0,65г).
Третья группа (рис.1,в) - подшипники №383, 492, 516, 762, 826,840 с высокой степенью выкрашивания материала на беговых
№ № под-ка Нагрузка Нар-ка, Радиальный зазор мкм Осевой зазор, мкм Изм-ие
п/п Рг/Ра, Н мин. До испыт. После испыт Изменение До испыт. После испыт Изменение веса, г
1 873 1500/1690 - 46,5 - - 250 - - -
40 - 47,7 1,2 - 275 25 -
90 - 49 2,5 - 285 35 -
150 - 52 5,5 - 293 43 0,89
2 430 3020/3380 44 44 48,5 4,5 240 273 33 0,33
3 762 3020/3380 38 Подшипник рарушился
4 383 4900/5620 46 Подшипник рарушился
5 500 4900/5620 21 43 48 5 260 290 30 -
6 516 4900/5620 20 43 45 2 236 242 6 0,84
7 775 4900/5620 11 43 46 3 255 260 3 0,32
8 640 4900/5620 26 48 51 3 253 296 43 0,77
9 146 4900/5620 120 49,5 53,5 4 265 286 19 -
10 826 4900/5620 37 42,5 75 32,5 230 380 150 1,79
11 840 4900/5620 23 44 50 6 245 290 45 1,16
12 891 4900/5620 51 42,5 44 15 220 260 40 0,61
13 492 6400/7330 13,5 50 52 2 270 285 15 0,51
дорожках тел качения, коррозионномеханическим износом поверхностей трения тел качения, с износом боковых стенок гнезд сепараторов (увеличение радиального зазора в среднем 24,7%, осевого 22,9%, потеря веса 1,08г).
Расчет частот первых гармоник основных источников вибрации подшипника по известным соотношениям [1-3] показывает, что они сосредоточены в частотном диапазоне до 2 000 Гц. В таблице 2 приведены ос-редненные величины среднеквадратических значений относительных вибронагрузок (для диапазона 60...2000Гц) для трех групп под-
шипников в начале (сн) и конце (ок) испытаний, а так же изменение этих значений. Представленные данные показывают, что увеличение уровня в 2.4 раза не приводит к заметному изменению в состоянии подшипника. При увеличении уровня в ~10 раз проявляется износ гнезд сепаратора, при изменении уровня в 18.20 раз добавляется износ и выкрашивание беговых дорожек.
На рис.2 приведены образцы амплитудных спектров виброперегрузки одного из подшипников вначале и конце испытаний. Анализ спектров показывает:
Г руппа Датчик осевой Датчик радиальный
Он Ок Ок/Он Он Ок Ок/Он.
1 1,21 4,36 3,6 2,16 4,36 2,02
2 0,91 9,92 10,9 1,08 10,65 9,9
3 0,91 17,6 19,3 0,93 17,1 18,4
а б
Рис. 2. Амплитудный спектр виброперегрузок (осевой вибродатчик) в начале (а) и конце (б) испытаний подшипника №383.
- значительное увеличение уровней дискретных составляющих, а так же уровня шумах к концу испытаний;
- наличие резонансной зоны по частоте ~ 8 000 Гц (частота собственных колебаний первого тона внутреннего кольца подшипника, определенная экспериментально, составила ~ 8 300Гц);
- появление дискретных составляющих спектра в конце испытаний с шагом частоты вращения ротора и сепаратора.
На рис. 3 представлены временные реализации одного из подшипников в начале и конце испытаний. На последней реализации видны ударные импульсы, следующие с частотой вращения ротора. Частота в ударе
~ 8 000 Гц. Представляет интерес сопоставление степени стабильности вибрационного состояния отдельного подшипника и целой серии. Подшипник №873 испытывался при минимальной нагрузке и выстоял максимальное время (150 мин). Результат расчета статистических характеристик изменения уровня среднеквадратического значения относительных вибронагрузок в диапазоне частот 60...2000 Гц для подшипника №873 (до момента повышения уровня) и начальных уровней серии из 7 подшипников, испытанных при одинаковых условиях представлены в таблице 3.
а б
Рис. 3. Временная реализация вибрации подшипника №826 в начале (а) и конце (б) испытаний
Характеристика среднее значение Средне- квадратическое значение коэфф-т вариации Ошах/Ошіп
№№ подшипников О Оскз Оскз/О
873 0,711/0,561 0,158/0,157 0,223/0,280 1,71/2,15
383,500,775,640,826,840,891 0,942/1,144 0,510/0,400 0,543/0,350 5,19/2,354
Примечание: В числителе - для осевого датчика, в знаменателе - для радиального.
Данные показывают значительно больший уровень разброса в серии, что можно объяснить влиянием индивидуальных особенностей подшипников и качества их монтажа. На рис. 4,а представлено изменение относительного среднеквадратического значения вибронагрузки (отнесенного к первому замеру) в полосе 60.2000 Гц от и эквивалентной статической нагрузки ( Ро = Ег X 0,6 + Еа X 0,5) [2] на испытуемый подшипник, полученные по массиву из 12 подшипников с бронзовым сепаратором. Представленные данные показывают незначительное влияние нагрузки в начале испытаний и существенное в конце. Интересным является тот факт, что аналогичным образом
ведет себя шумовая составляющая спектра (рис. 4,б).
На рис. 5 представлено относительное изменение зазоров подшипника №873 (с максимальной наработкой) от относительной наработки. Из данных видно, что осевой зазор увеличивается в большей степени и в начале наработки скорость его изменения существенно выше. Резкое увеличение общего уровня вибрации (которое предшествует разрушению) для данных условий соответствует изменению зазора на 17% (осевой) и ~ 12% (радиальный).
я 30
а
ю
25
20
15
10
5
0
•
• ■
■
■ □ □ 0 В
га
2
>
3
5
н
о
о
X
н
о
ц
с
>5
О
1,2
& х &
3 л ю 04
го и а
0,2
П!
и
т <и
£ * Ч а)
2 с о. о о
0 2000 4000 6000 8000
эквивалентная стаическая нагрузка, Н
■ Й
■
• О- о о- 0 О-
0 2000 4000 6000 8000
эквивалентная статическая нагрузка, Н
а б
Рис. 4. Зависимость относительной величины среднеквадратического значения виброперегрузки (а) и спектральной плотности относительной виброперегрузки шумовой составляющей в диапазоне до 500 Гц (б) от эквивалентной статической нагрузки: • - осевой датчик в конце испытаний, о - осевой датчик в начале испытаний, ■ - радиальный датчик в конце испытаний, □ - радиальный датчик в
начале испытаний
1
£ 0,8
йр 0,6
0
относительная наработка
Рис. 5. Зависимость изменения зазора от наработки: о - осевой зазор, • - радиальный зазор
На рис. 6 представлена зависимость наработки подшипников от эквивалентной нагрузки. Представленные данные показывают, что экспериментальные точки хорошо аппроксимируются степенной зависимостью видаУ=5091861Х
1.41
Список литературы
1. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти т./Ред. Совет: В.Н. Челомей (пред.). -М.: Машиностроение, 1981 - Т. 5. Измере-
эквивалентная статическая нагрузка, Н
Рис. 6. Зависимость наработки подшипника от эквивалентной нагрузки
ния и испытания. - Под ред. М.Д. Генкина. 1981. 496 с., ил.
2. Подшипники качения: Справочник. Изд. 6-е/Р.Д. Бейзельман, Б.В. Цыпкин, Л.Я. Перель. М.: Машиностроение, 1975. 572 с.
3. Приборные шариковые подшипники: Справочник/Под ред. К.Н. Явленского, В.Н. Нарышкина, Е.Е. Чаадаевой. М.: Машиностроение, 1981. 352с.
ANALYSIS OF VIBRATIONAL STATE OF ROLLING CONTACT BEARINGS DURING
THEIR RUNOUT
© 2006 A.E. Sundukov, E.V Sundukov
The Samara State Academy of Communication Means
The results of abrasion testing of rolling contact bearings on a special plant with a simultaneous registration of their vibration state are described here. Variation of rolling contact bearings vibration state and their respective abrasion evaluated according to the radial and axial clearance increase and the bearing’s weight loss is evaluated here.
