CC BY
99
УДК 621.431
Технологии машиностроения
ВИБРАЦИОННАЯ ДИАГНОСТИКА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ Ф.Н. Шалаев, В.Г. Стогней
В статье показан эффективный способ диагностики подшипников качения узлов тепловых машин, основанный на оценке изменения прохождения вибрационного сигнала (возбуждающих сил узла) при повреждениях подшипника от узла на корпус
Ключевые слова: возбуждающие силы, подшипник качения, спектр вибрации опоры подшипника
В [1, 2] показан алгоритм вибрационной диагностики узла механизма вибрации его корпуса по изменению диагностического параметра Аср.к для функции возбуждающих сил узла у =Б( 1 ), где 1 частота (частоты) возбуждающих сил узла. Диагностируемый узел механизма например, вал на
подшипниках, может иметь несколько конструктивных элементов (диски с лопатками , крыльчатки, диски с зубчатым зацеплением и другие), влияющих на функцию у =Б( £ ) по возбуждающим силам часты £ . При этом диагностика ведётся по амплитудам ускорений всех гармоник представления Фурье А1 (1 =1,2, . .п) вибрации корпуса узла из которых выбираются "информативные гармоники" АJ ( = 2,5,. . .к) с числом- к <п по условию АJ > Асрп и их математическому ожиданию (параметру диагностики):.
шд . = А,
1
cp.k(t) = -• X 4l(t) к 7=1
значения
для достаточно большого гармоник AJ с числом к > 5 по значениям границ эталона Аэ [3].
Границы эталона параметра тА . имеют
значения: Аэ = (Аср.к ± г Одср.к ), где ОдСр.к -среднее квадратичное отклонение значения
Аср.к.
На рис. 1 приведены изменения спектра вибрации опоры консоли ведущей шестерни (диагностируемый узел) механизма рис.2 в точке №1 при развитии дефекта такого сложного для диагностики элемента узла ( из-за быстрого развития дефекта повреждаемости), как подшипники качения.
Изменение спектра вибрации механизма рис.2 показано для характерного случая устранения резонансных явлений при доводке
Шалаев Фридрих Николаевич - ВГТУ, канд. техн. наук, доцент, e-mail: [email protected]
Стогней Владимир Григорьевич - ВГТУ, канд. техн. наук, профессор, тел. (473) 252-53-54
узлов механизма, а именно резонанса узла консоли ведущей шестерни на подшипниках качения на частоте 1 =1380Гц.
При испытаниях механизма рис.2 специально для получения изменений спектра вибрации опоры подшипника при
повреждениях подшипника (увеличении радиального зазора и выкрашивания мест контакта тел качения) вместо подшипника А205БТ1 был поставлен более слабый №105 с частотой проката тел качения по наружной дорожке 1 -1840 Гц.
Динамика изменения возбуждающего сигнала по вибрации в точке № 1 рис.2 показана на рис.1: (а) -начало испытаний ; б) начало изменения спектра ; с)-конец испытаний.
Рис. 1. Спектр вибрации опоры подшипника в точке №1 рис. 2
Как видно по рис.1 спектр вибрации опоры подшипника состоит в основном из гармоник возбуждающей частоты Г; ведущей шестерни (460Гц - обороты шестерни) и
содержит частоту проката тел качения 1840Г ц.
Начало повреждений подшипника рис.1 б) характеризуется увеличением плотности и амплитуд спектра в области низких частот по сравнению со спектром начала испытаний рис.1 а) и их уменьшении в области высоких частот.
Физика явления заключается в том, что при увеличении радиального зазора в подшипнике происходит увеличение демпфирования возбуждающего сигнала от вала при его прохождении на корпус опоры (вал всплывает, как для подшипников скольжения от гидро - динамических сил ) с появлением прецессии вала в увеличенном зазоре на частоте Г = -0,5-Г =200Гц, что также видно по рис.1 и по значениям Асрк в точке №.3 на корпусе рис.2 по уменьшению Асрк от Аср.к =3^ (начало испытаний) до Аср.к =1,8§ рис.Зб) (развитие дефекта
подшипника) равному нижней границе эталона. Такой вывод подтверждает состояние подшипника рис.4 после разборки. При этом прекращение испытаний последовало также по визуальным оценкам спектра рис.2 в) по возрастанию амплитуды частоты прецессии ^ =200Гц., в то время, как на внешнем корпусе по спектру вибрации в точке №3 рис.3. частота Г = 200Гц не проявляется из-за большого демпфирования конструкцией низких частот.
По рис. 4. видно практически чистое ( в одном направлении) воздействие на дорожки и тела качения радиальных сил колебаний консоли ведущей шестерни при её резонансных поперечных колебаниях.
Спектры рис1 и рис 3 указывают также на значительное отличие информативности вибраций, которое лучше для низких частот по вибрации опоры подшипника и лучше для высоких частотах по вибрации корпуса.
Таким образом показано, что состояние подшипника характеризует изменение значений диагностического параметра Асрк для данных рис. 3а) по изменению Асрк от Аср.к= 3,7§ до Аср.к =1,8ё для рис. 3б) и данных визуального изменения спектра рис. 1 а), б), в).
Рис. 2. Препарированный узел - консоль ведущей шестерни на подшипниках качения
пшппиш о) МИЛИ 1 МММИПП III 1 то ¥ 1 2300 1 5, , 1 !1111111111111111111 1 11111111 1111111 1 1 1111111111 1111 4 -6900 . Т II, 1 , и ■ 1( 11|||||111ш!ши1| (И и 1 1 1 ы.1.. 11 1
ХОЛС С/ПО О хор
0 г 2 3 4 5 6 7 <5
|||| 1IIII || 1111III111| 111II11111II1II1111 шпинЬитшЬшшпЬштпЬпп щ
Г
} /г - 6900
1 ,1,iIlllJillJlli.nl 1II 1п1 т 1.т 1 ш 1и11 II
Рис. 3. Спектр вибрации внешнего корпуса подшипников в точке №3 рис. 2
Рис. 4. Характер повреждения беговой дорожки подшипника от радиальных сил зацепления при поперечных колебаний консоли ведущей шестерни
На рис.5. показан характер разрушения подшипника входной косозубой ведущей шестерни двухступенчатого редуктора от радиальных и осевых сил зацепления шестерни вызванных интенсивными
крутильными колебаниями её вала.
Повреждение подшипника проявилось в этом случае нагружения также увеличением радиального зазора в подшипнике от износа и выкрашивании на дорожках и телах качения рис.5. Характер повреждений в этом случае проявляет действие разрушающих сил в двух координатах -х,у ( осевые и радиальные) и значительно отличается вследствие этого от повреждений нанесённых дорожкам и телам качения рис 4 при воздействии практически чистой радиальной силы направлении- у от резонанса консоли корпуса ведущей шестерни при поперечных колебаниях.
На рис. 6. приведён спектр вибрации корпуса подшипников этого редуктора и значения параметра Аср.к в процессе испытаний при значительном повреждении упорного подшипника вала входной косозубой шестерни.
Рис. 5. Характер разрушения упорного подшипника вала входной косозубой шестерни редуктора от действия радиальных и осевых сил вызываемых крутильными колебаниями вала
Характер разрушения подшипника показывает, что сила, действующая на тела качения и на дорожку содержит как
радиальные так и осевые составляющие обусловленные большим уровнем крутильных колебаний, создаваемых зацеплением редуктора.
При показанном на рис.5 разрушении подшипника спектры вибрации корпус редуктора рис 6 характеризуются также уменьшением уровня гармоник оборотов вала ведущей шестерни на котором установлен подшипник от АСр.к =7,3 g до Аср.к = 1,9§.
При этом значения диагностического параметра Асрк вышли за нижнюю границу интервала эталона Аэ (Т) < (Аср к - 1оА ср.).
Таким образом изменение сил
возбуждаемых узлом диагностируемого подшипника от крутильных колебаний при увеличении его радиального зазора (от действия осевых и радиальных сил пропорциональных силам крутильных колебаний вала ) , также как при нагружении от сил изгибных колебаний рис 4 характеризуется уменьшением вибрации корпуса и опор подшипника.
Эталон в обоих случаях определяется по значениям Аэ = Асрк ± 1оА срк для хорошего состояния подшипника по статистическим данным или в начале испытаний конкретного механизма.
Оба случая разрушений подшипника от предельных нагружающих сил (изгиб и кручение) рис 4 и рис 5 характеризуются выходом Аср.к за нижнюю границы эталона Аэ = Асрк ± 1оА срк , составленного по величинам гармоник А! вибрации для частоты вращения вала подшипников и подтверждают
легитимность алгоритма диагностики по параметру Аср.к и выбор границ его эталона Аэ [1,2] .
Оба рассмотренные случая показывают, что тела качения подшипников не должны иметь знакопеременной нагрузки в любой зоне (точке) контакта тел качения, что имело место в обоих случаях (резонанс по изгибным колебаниям) и воздействию крутильных колебаний при отношении момента
М о
переменной нагрузки к постоянной ------ > 1 ,
М
что приводит к ударной нагрузке и быстрому повреждению дорожек и тел качения [3,4].
Рис. 6. Спектр вибрации корпуса косозубого двухступенчатого редуктора по гармоникам вращения вала входной шестерни
АСр.к = А =7>38
а) начало испытаний;
б) перед прекращением испытаний по признаку уменьшения значений Аср.к
Вывод.
Показана эффективность вибрационной диагностики подшипников качения узлов
механизма по алгоритму тА . = Аср к( Т ) по оценке изменения возбуждающего сигнала
узла подшипников при его прохождении
через увеличивающийся радиальный зазор.
Литература
1. Шалаев Ф.Н. Способ диагностики возмущающих
сил узла механизма. Патент на изобретение №2430347. Заявка №2010101746. Приоритет 01.2010.
Зарегистрировано в Государственном реестре
изобретений Российской Федерации 27.09.2011.
2. Шалаев Ф.Н., Стогней В.Г. Состав функции вибрации и алгоритм диагностики по её параметрам узлов летательных аппаратов. Вестник Воронежского государственного технического университета,Том 8 № 2 2012г.
3. Клюев В.В., Соснин Ф.Р., Ковалёв А.В. и др. Неразрушающий контроль и диагностика: Справочник; -2 -е изд., испр. и доп./ Под ред. В.В.Клюева . - М. : Машиностроение, 2003.-656с.
4. В.А.Карасёв, В.П.Максимов, Г.М. Назаренко, Н.В. Цыкунов . Исследование сигналов пъезоэлектрических преобразователей применительно к волновой виброакустической диагностике ударов в ГТД. Международная научно- техническая конференция «Авиадвигатели XXI века: материалы конф. ФГУП «Центральный институт авиационного моторостроения им.П.И. Баранова»,2010.
Воронежский государственный технический университет
VIBRATION DIAGNOSTICS OF ROLLING BEARINGS F.N. Shalaev, V.G. Stogney
The article shows an effective way to diagnose rolling bearing units of heat engines, based on an assessment of changes in the passage of vibration signal (excitation forces unit) in damages from the host to the bearing housing
Key words: exciting force bearing, range of vibration bearing support
