李崢 盧文秀 褚福磊

摘? 要：旋轉(zhuǎn)機械系統(tǒng)存在于各個領域，如航空發(fā)動機、燃氣輪機、水輪機、風力發(fā)電機等，這些旋轉(zhuǎn)機械都可以抽象為轉(zhuǎn)子系統(tǒng)。轉(zhuǎn)子系統(tǒng)主要由旋轉(zhuǎn)部件和支承部件組成，就支承部件而言，包括滾動軸承、滑動軸承、磁浮軸承和氣浮軸承等。由于滾動軸承具有摩擦阻力小、功率損耗少、啟動力矩小、旋轉(zhuǎn)精度高、潤滑和拆裝簡便等特點[1-2]，其在旋轉(zhuǎn)機械中獲得了大量的應用。如在礦山機械設備中，就應用了大量滾動軸承。雖然滾動軸承在各種機械系統(tǒng)中獲得了廣泛的應用，但是由于其復雜的摩擦、潤滑、接觸、碰撞等非線性特性，使得軸承成為機械故障多發(fā)的部件。統(tǒng)計研究表明，滾動軸承引起的故障大概占旋轉(zhuǎn)機械故障的30%左右[3]。因此由于滾動軸承的損壞而發(fā)生的事故很多。例如，風力發(fā)電機的旋轉(zhuǎn)部件由大量軸承組成，軸承的運行狀態(tài)直接關系到風力發(fā)電機的平穩(wěn)運行，尤其是行星架軸承，由于風速時變，因此行星架軸承承受了大量的變載荷的沖擊，因此對于行星架軸承的動態(tài)加載信號的分析和檢測非常必要。

關鍵詞：旋轉(zhuǎn)機械;軸承;動態(tài)加載

中圖分類號：TH133.33 文獻標志碼：A 文章編號：2095-2945（2020）12-0024-06

Abstract： Rotating machinery systems exist in various fields， such as aviation engines， gas turbines， water turbines， wind turbines， etc. These rotating machinery can be abstracted as rotor systems. The rotor system is mainly composed of rotating components and supporting components. As far as the supporting components are concerned， including rolling bearings， sliding bearings， magnetic bearings and air bearings. Because rolling bearings have the characteristics of small friction resistance， low power loss， small starting torque， high rotation accuracy， easy lubrication and disassembly， etc.[1-2]， They have been widely used in rotating machinery. For example， in the equipment of mining machinery， a large number of rolling bearings have been applied. Although rolling bearings have been widely used in various mechanical systems， due to their complex non-linear characteristics such as friction， lubrication， contact， and collision， bearings have become parts with frequent mechanical failures. Statistical research shows that the failure caused by rolling bearings accounts for about 30% of the failure of rotating machinery[3]. Therefore， many accidents occur due to the damage of rolling bearings. For example， the rotating parts of a wind turbine are composed of a large number of bearings. The running state of the bearing is directly related to the smooth operation of the wind turbine， especially the planet carrier bearings. Since the wind speed is time-varying， the planet carrier bearings bear a lot of variable load impact， so it is necessary to analyze and detect the dynamic loading signal of the planet carrier bearing.

Keywords： rotating machinery; bearing; dynamic loading

引言

滾動軸承的狀態(tài)監(jiān)測和故障診斷對于旋轉(zhuǎn)機械設備的安全運行意義重大。過去對于軸承信號的實驗，大多是以靜態(tài)加載的方式獲取信號[4-7]，這對于平穩(wěn)運行下的設備還是符合要求的，但是軸承設備的損壞都是由于不規(guī)則的運動，尤其是在變載荷下的運行，極容易產(chǎn)生破壞，因此研制一種能模擬動態(tài)載荷的軸承加載裝置十分必要，我們根據(jù)實驗室目前已有的設備加以改造，研制出了動態(tài)加載裝置，該裝置不僅操作簡單，更主要的是能很好地模擬實際工況下的軸承運行情況，彌補了過去沒有動態(tài)加載實驗數(shù)據(jù)的空白，根據(jù)該成果，發(fā)表了多篇文章，已經(jīng)申請了多個項目，設備為實驗室的建設發(fā)揮了重要的作用[8-9]。

1 設備介紹

設備主要是根據(jù)實驗室已有條件結(jié)合課題對于動態(tài)加載軸承信號的需要而研制的設備，此設備最主要的特點是在變轉(zhuǎn)速下，對實驗軸承進行徑向X方向變載荷，以及徑向Y方向靜載荷下的不同故障軸承進行試驗。軸承試驗臺電機采用三相異步電機，型號：Y112M-6，功率為2.2kW，最高轉(zhuǎn)速為920r/min。實驗用軸承及故障形式：6220、N220;內(nèi)圈、外圈、滾動體、保持架等。轉(zhuǎn)速方式：利用變頻器調(diào)節(jié)電機轉(zhuǎn)速，測試不同轉(zhuǎn)速下對各種故障信號的影響。

1.1 設計任務

設計減速器動載荷加載裝置，利用JZK-100激振器對軸承外圈進行動載荷徑向加載，動載荷峰值達到10kN以上。

1.2 設計方案擬定

激振器JZK-100的激振力峰值為1kN，若使軸承外圈的動載荷峰值達到10kN以上，則至少需要將激振器輸出的力放大十倍。該動載荷加載裝置采用杠桿原理對激振力進行放大，其結(jié)構簡圖如圖1。由于激振器工作時杠桿反復運動，多數(shù)零部件都會隨之不停地在兩個方向的載荷下工作。這就要求裝置中的軸孔配合要緊密些，避免產(chǎn)生松動造成空行程而不能充分模擬動載荷。

2 動載荷加載裝置零件設計

經(jīng)測量，激振器端部距離軸承中端為800mm。擬放大19倍，故杠桿上端與中端孔距為40mm，中端與下端孔距為760mm。因激振器激振峰值為1kN，易知上端孔處受力19kN，中端孔處受力為20kN。材料均選用45#鋼。

2.1 銷軸

（1）按剪切強度設計

查手冊的到銷軸的切應力[τ]=60MPa。

取杠桿及安裝件厚度均為b=15mm，杠桿左右留有間隙為1mm，F(xiàn)1=20kN，F(xiàn)2=F3=10kN，如圖2。由于施加載荷為動載荷且力的頻率較高，故取安全系數(shù)為2。

（2）校核銷軸在杠桿中部的擠壓應力

由于杠桿頂端受力狀況與中端相似，且為了設計加工方便，其使用銷軸直徑也為18mm。

（3）軸孔配合

因為銷軸與杠桿在工作過程中，軸、孔反復受到不同方向載荷的作用，為了避免震蕩以及降低噪聲，保證加載裝置穩(wěn)定工作，選用軸孔過盈配合，且為基孔制。

（4）銷軸工藝性設計

為了定位杠桿，保證杠桿在工作過程中不與上、下端連接及支架內(nèi)側(cè)兩個面接觸產(chǎn)生摩擦損耗以及噪聲，將銷軸加工為階梯軸，大端尺寸均比銷軸設計尺寸大1mm，如圖3，階梯端面與杠桿一側(cè)面接觸，杠桿左右各留有1mm空隙。

階梯軸大端配合尺寸同樣選用H7/p6過盈配合，經(jīng)計算粗銷軸大端為19p6+0.035+0.022，細銷軸大端為11p6+0.029+0.018;對應的上端連接大孔及支架大孔為19H7+0.021? ?0，下端連接大孔為11H7+0.017? ?0。銷軸左端開寬度為k=1mm的槽用于安裝卡簧，固定銷軸。

2.2 杠桿

根據(jù)試驗臺的空間限制，杠桿寬度取b=15mm，需對杠桿的高度進行尺寸設計。杠桿在工作過程中始終受到激振峰值為F=1×103N的力作用于下端部，為了使計算簡便，將動載荷簡化為F=1×103N的靜載荷進行設計，同時取安全系數(shù)為2。簡化示意圖如圖4所示。圖5為剪力、彎矩圖。

2.3 螺紋桿

同理，計算杠桿下端與激振器連接螺桿小徑d1≥2.59mm，故實驗室所提供的公稱直徑為8mm的螺桿滿足強度要求。

2.4 支架及底座螺栓

（1）結(jié)構設計

采用如圖6所示支架結(jié)構，單個支架上由于空間限制，只能安裝兩個螺栓。

（2）螺栓受力分析

圖6為支架的受力簡圖，支架孔處受銷軸水平作用力為F∑v=10kN，軸向力為0，傾覆力矩M=F∑v×0.08m=800N·m。

（3）確定螺栓直徑

（4）校核螺栓接合面工作能力及預緊力

直徑確定后需校核螺栓組連接接合面的工作能力。首先右端連接接合面的擠壓應力不得超過許用值。因為

此外，螺栓所受預緊力也應滿足要求。對于碳素鋼螺栓來說，要求F0≤（0.6～0.7）σsA1，取預緊力下限即0.6σs A1=34364.7N>18750N，故滿足要求。

（5）支架的工藝性設計

由于支架與固定鋼塊之間僅通過普通螺栓連接，支架位置的精確度難以保證，故需設計一形狀配合來保證支架位置。如圖7、圖8，在支架下端面加工一寬50mm的凹槽，在固定鋼塊頂端加工寬50mm的凸臺，該形狀配合不僅滿足了定位的需要，還可以抵消相當一部分支架承受的橫向力，降低螺栓的負載。

2.5 繪制工程圖

關鍵尺寸設計完成后，共繪制8張零件工程圖。此外，用三維建模軟件Solidworks對改進后的軸承試驗臺總體建模，如圖9。

3 重要零件的有限元分析

動載荷加載裝置中杠桿在傳遞力與位移的過程中都起著決定性的作用，因此需要對其做動態(tài)環(huán)境中的有限元分析，保證杠桿在工作過程中不失效。

杠桿在工作過程中上端孔與中端孔由于銷軸的固定連接作用其位移是很小的，幾乎不會變化，故將杠桿視作懸臂梁處理，下端部始終施加峰值為1kN，頻率為10～2kHz（由激振器工作頻率決定）的正弦載荷。

3.1 杠桿的模態(tài)分析

利用有限元分析軟件Ansys對杠桿進行模態(tài)分析，得知杠桿在10～2kHz中共存在1到7階的7個固有頻率，分別為31.29Hz、59.52Hz、128.26Hz、357.59Hz、367.45Hz、577.12Hz、697.06Hz，其中1、3、4、7階固有頻率處為沿厚度方向的振動，2、5階固有頻率處為沿高度方向的振動，第6階固有頻率處為扭轉(zhuǎn)振動。因為激振器激振方向為沿高度方向，故只在第2、5階固有頻率處會產(chǎn)生共振。振型分別如圖10、11。

3.2 杠桿諧響應分析

由于在模態(tài)分析中未體現(xiàn)力的特征，故仍需對杠桿進行諧響應分析，還確定杠桿的安全工作頻率。由于杠桿的共振區(qū)間在10～500Hz范圍內(nèi)，故在Ansys中對杠桿劃分網(wǎng)格、施加力與約束之后，在10～500Hz內(nèi)每隔5Hz對杠桿進行諧響應分析，共得到99個數(shù)據(jù)點。利用origin繪圖軟件將數(shù)據(jù)點擬合成線之后，與45號鋼的屈服強度380MPa求交點，得到杠桿的臨界工作頻率，如圖12。

從圖中可以看出在（40.34Hz～75.70Hz）與（353.20Hz～381.09Hz）兩個區(qū)間內(nèi)，杠桿的最大應力超過了鋼的屈服強度，會造成杠桿不可逆的損壞。故在實驗過程中要避免這兩個區(qū)間內(nèi)頻率的出現(xiàn)。杠桿在第2階、第5階共振頻率處應力云圖13、圖14。

4 實物展示

經(jīng)過零件加工與裝配后，滾動軸承故障試驗臺實物圖如圖15所示。實驗過程中，試驗臺噪聲水平較低并可以較好地模擬動態(tài)載荷。圖16為動載荷加載裝置局部放大圖。

5 結(jié)束語

旋轉(zhuǎn)機械中軸承是不可缺少的零件，其在設備運行中起到旋轉(zhuǎn)支撐作用，由于設備在實際運行狀態(tài)的情況下，大多都是變載荷的工況，因此在使用中極易產(chǎn)生各種故障，嚴重的會給人們生產(chǎn)生活帶來影響，為此根據(jù)實驗室現(xiàn)有的條件而設計的變載荷裝置成功地模擬了變載荷軸承的實際運行情況，設備運行良好，獲取的數(shù)據(jù)達到了預期效果，設備的改進為實驗室今后的發(fā)展提供了很好的支撐，以及為今后科研工作奠定了基礎。當然設備還有不足，由于動態(tài)加載系統(tǒng)是以原有設備為基礎改進的，因此限制了它的一些功能，希望能有機會根據(jù)目前設備的優(yōu)缺點，重新設計一臺新的軸承加載設備，不僅僅是X方向?qū)崿F(xiàn)動態(tài)加載，并且實現(xiàn)更換各種軸承，不局限與某一型號的軸承。

參考文獻：

[1]萬長森.滾動軸承的分析方法[M].北京：機械工業(yè)出版社，1987.

[2]濮良貴，紀名剛.機械設計[M].北京：高等教育出版社，2006.

[3]李興林.滾動軸承故障診斷技術現(xiàn)狀及發(fā)展[C]//2009年全國青年摩擦學學術會議論文集，2009：56-62.

[4]黃文虎，夏松波，劉瑞巖，等.設備故障診斷原理、技術及應用[M].北京：科學出版社，1997.

[5]何正嘉，訾艷陽，孟慶豐，等.機械設備非平穩(wěn)信號的故障診斷原理及應用[M].北京：高等教育出版社，2001.

[6]陳進.機械設備振動監(jiān)測與故障診斷[M].上海：上海交通大學出版社，1999.

[7]鐘秉林，黃仁.機械故障診斷學[M].北京：機械工業(yè)出版社，2007.

[8]郝如江，盧文秀，褚福磊.聲發(fā)射檢測技術用于滾動軸承故障診斷的研究綜述[M].振動與沖擊，2008，27（3）：75-79.

[9]郝如江，盧文秀，褚福磊.滾動軸承故障信號的數(shù)學形態(tài)學提取方法[M].中國電機工程學報，2008，28（26）：65-70.