唐紅利，牛榮軍，代彥賓，崔永存，鄧四二

（1.河南科技大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，河南 洛陽 471003；2.中車株洲電機(jī)有限公司，湖南 株洲 412000）

機(jī)械和電磁是電動機(jī)振動的2 個主要來源。機(jī)械振動主要來自風(fēng)扇、軸承旋轉(zhuǎn)等機(jī)械運(yùn)動的激勵源。盡管滾動軸承產(chǎn)生的振動和噪聲與其他零件相比較小，但隨著旋轉(zhuǎn)機(jī)械越來越高的穩(wěn)定性需求，對滾動軸承低振動、低噪聲的性能要求也越來越高，結(jié)構(gòu)參數(shù)、軸向預(yù)載荷、轉(zhuǎn)速、潤滑參數(shù)等是滾動軸承運(yùn)行中需要重點(diǎn)考慮的關(guān)鍵參數(shù)。支承軸承對電動機(jī)運(yùn)行的平穩(wěn)性起著重要作用，針對軸承振動問題開展系統(tǒng)研究，對電動機(jī)的減振降噪具有重要的工程意義。

軸承對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動影響得到國內(nèi)外學(xué)者的關(guān)注。在理論研究方面：文獻(xiàn)［1?2］研究了載荷對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中軸承振動問題的影響；文獻(xiàn)［3］認(rèn)為軸承的時變剛度是轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學(xué)特性的重要因素；文獻(xiàn)［4］分析了轉(zhuǎn)速和軸承游隙對動態(tài)響應(yīng)的影響；文獻(xiàn)［5］研究了電磁剛度和軸承彈性支承對轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速和偏心力作用下的橫振幅值的影響；文獻(xiàn)［6］以某型異步電動機(jī)的深溝球軸承?轉(zhuǎn)子系統(tǒng)為研究對象，從電動機(jī)轉(zhuǎn)速、系統(tǒng)阻尼、軸承徑向游隙、軸承鋼球數(shù)4個方面分析了系統(tǒng)的非線性振動特性；文獻(xiàn)［7］建立含軸承零件工作表面波紋度的深溝球軸承動力學(xué)模型，以低噪聲深溝球軸承為例，對不同工況參數(shù)下軸承的振動特性進(jìn)行理論分析，結(jié)果表明存在可有效降低振動的合理的轉(zhuǎn)速范圍。

試驗(yàn)方面：文獻(xiàn)［8］搭建了單盤兩支點(diǎn)轉(zhuǎn)子?軸承系統(tǒng)試驗(yàn)臺，用電渦流與加速度傳感器對圓柱滾子軸承支承端的位移及加速度進(jìn)行測量分析，研究了軸承在熱平衡過程中以及不同潤滑油溫度下的振動響應(yīng)；文獻(xiàn)［9］針對一臺3.5 MW雙饋電動機(jī)中軸承振動過大的問題進(jìn)行分析，基于電動機(jī)振動模態(tài)的基本原理，采用敲擊法進(jìn)行試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析并找出振動超標(biāo)的根本原因，將振動降低到標(biāo)準(zhǔn)范圍。

綜上所述，針對電機(jī)軸承?轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的振動研究大多建立電磁模型進(jìn)行整體振動分析或建立不考慮磁拉力作用的軸承?轉(zhuǎn)子系統(tǒng)模型，試驗(yàn)方面主要搭建軸承?轉(zhuǎn)子系統(tǒng)模型但未考慮驅(qū)動電動機(jī)本身的振動問題，關(guān)于電動機(jī)中支承軸承的振動分析更是鮮有研究。因此，本文以某型變壓器鼓風(fēng)機(jī)中電動機(jī)非傳動端支承軸承為研究對象，搭建電動機(jī)振動測試系統(tǒng)，通過改變轉(zhuǎn)速、升速率、保持架類型、預(yù)載荷和配置游隙等因素對軸承振動特性進(jìn)行系統(tǒng)研究。

1 電動機(jī)結(jié)構(gòu)和軸承配置方式

某型變壓器鼓風(fēng)機(jī)用電動機(jī)結(jié)構(gòu)如圖1所示，電動機(jī)軸系一般采用雙支承結(jié)構(gòu)，內(nèi)部軸承作為軸系的支承點(diǎn)，承受外界的軸向、徑向載荷并將其通過軸承、電動機(jī)端蓋傳遞到機(jī)座上［10］。對于鼓風(fēng)機(jī)上使用的小型電動機(jī)，適用配置為轉(zhuǎn)速能力卓越但承載能力不高的2 套深溝球軸承，右（N）端軸承為非傳動（定位）端，左（D）端為浮動端，2 套軸承共同承受電動機(jī)的徑向載荷，N 端軸承還需承受電動機(jī)的軸向載荷。

圖1 電動機(jī)結(jié)構(gòu)及軸承配置Fig.1 Structure of motor and configuration of bearings

為減小電機(jī)軸承的振動、噪聲，在D 端的左側(cè)添加波形彈簧增加預(yù)緊，預(yù)載荷為

式中：k為剛度系數(shù)，一般取5 ～ 10 N/mm；d為軸承內(nèi)徑，mm。

N 端軸承為6206?2RS 型深溝球軸承，其結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。

表1 6206深溝球軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Structural parameters of deep groove ball bearing 6206

2 轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速及軸承振動頻率

2.1 轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速

為避免轉(zhuǎn)子運(yùn)轉(zhuǎn)時產(chǎn)生較大的振動，需計(jì)算其臨界轉(zhuǎn)速，影響轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速的主要因素有支承剛度、材料性質(zhì)、轉(zhuǎn)子剛度及質(zhì)量等。已知轉(zhuǎn)子材料彈性模量為206 GPa，泊松比為0.3，密度為7.85 g/cm3，建立如圖2所示的有限元模型，對模型劃分網(wǎng)格、施加轉(zhuǎn)子質(zhì)量（10.045 kg）以及兩端軸承的約束，分析計(jì)算模型前5階模態(tài)并繪制坎貝爾圖（圖3），得到的轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速見表2，由圖可得轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速（3000 r/min）低于一階臨界轉(zhuǎn)速，故此電動機(jī)轉(zhuǎn)軸為剛性軸。

表2 電動機(jī)轉(zhuǎn)子的臨界轉(zhuǎn)速Tab.2 Critical speed of motor rotor

圖2 電動機(jī)轉(zhuǎn)子有限元模型Fig.2 Finite element model of motor rotor

2.2 電機(jī)軸承振動頻率

軸承在運(yùn)行時，各零件之間會由于外部振源而發(fā)生不同程度的振動沖擊，當(dāng)振動達(dá)到某個臨界范圍，即外部振動頻率等于軸承零件固有頻率時，就會發(fā)生共振現(xiàn)象。軸承零件的固有頻率與其自身的材料、形狀和質(zhì)量有關(guān)。滾動體的固有頻率為

內(nèi)、外圈的固有頻率為

式中：r為滾動體半徑；ρ為密度；E為彈性模量；n為固有頻率階數(shù)；a為套圈軸線到中性軸的半徑；I為套圈截面繞中性軸的慣性矩；m為套圈單位長度的質(zhì)量。計(jì)算可得軸承各零件的固有頻率大多集中在20～60 kHz，該頻段內(nèi)易呈現(xiàn)故障特征。

滾動軸承的振動比較復(fù)雜，故障信號與正常信號之間差異很大。如果在運(yùn)動界面存在缺陷，會產(chǎn)生較大的沖擊，進(jìn)而引起多個頻率成分的疊加，6206深溝球軸承各零件的特征頻率見表3。

表3 6206深溝球軸承各特征頻率Tab.3 Characteristic frequencies of deep groove ball bearing 6206

3 軸承振動特性試驗(yàn)

為準(zhǔn)確研究軸承對電動機(jī)振動特性的影響，搭建鼓風(fēng)機(jī)電動機(jī)振動測試系統(tǒng)，在室溫條件下開展試驗(yàn)，系統(tǒng)研究電動機(jī)轉(zhuǎn)速、升速率、軸承保持架類型、預(yù)載荷和游隙對電動機(jī)N 端軸承的振動響應(yīng)。每次試驗(yàn)前均先將新軸承裝機(jī)磨合并冷卻至室溫，然后再開始試驗(yàn)。采用點(diǎn)溫槍監(jiān)測電機(jī)軸承的工作溫度，試驗(yàn)中電機(jī)軸承工作溫度在20～40 ℃表明潤滑脂未失效。每組數(shù)據(jù)的采集時間為180 s。

3.1 試驗(yàn)臺

搭建的電機(jī)軸承振動試驗(yàn)臺如圖4所示，硬件系統(tǒng)包括驅(qū)動電動機(jī)變頻轉(zhuǎn)動的A700 變頻器、采集振動信號的數(shù)字采集器、數(shù)據(jù)采集模塊、三軸加速度傳感器以及傳感器電纜；軟件系統(tǒng)為針對NI系統(tǒng)硬件開發(fā)的多功能信號采集與分析的SignalPad測控軟件。

圖4 電機(jī)軸承振動試驗(yàn)臺Fig.4 Vibration test bench for motor bearing

在N 端軸承端蓋上布置PCB 三軸加速度傳感器，用于測試軸承在x，y，z方向的振動加速度。加速度傳感器的諧振頻率不小于25 kHz，有效值在1～10 kHz 范圍的分辨率為0.002 m/s2，線性度不大于1%，橫向靈敏度不大于5%，抗沖擊性為±68600 m/s2，溫度范圍為?54～121 ℃，采樣頻率為3200 Hz。

3.2 轉(zhuǎn)速對軸承振動特性的影響

電動機(jī)的轉(zhuǎn)頻為50 Hz，即轉(zhuǎn)速為3000 r/min，運(yùn)行180 s時N端軸承垂向振動加速度測試結(jié)果的幅頻如圖5所示，運(yùn)行過程中的振動以電動機(jī)轉(zhuǎn)頻為主，其與軸承的轉(zhuǎn)速及鋼球數(shù)有關(guān)，在定轉(zhuǎn)速下較均勻且穩(wěn)定；由于電動機(jī)存在安裝誤差以及不對中現(xiàn)象，會包含少量電動機(jī)轉(zhuǎn)頻的倍頻成分。

圖5 定轉(zhuǎn)速下6206軸承z向振動信號特征參數(shù)Fig.5 Characteristic parameters of z?direction vibration signal of bearing 6206 under constant speed

對電動機(jī)不同轉(zhuǎn)速（1800，2100，2400，2700，3000 r/min）條件下N 端軸承3 個方向的加速度振動有效值時域圖進(jìn)行處理，結(jié)果如圖6 所示：轉(zhuǎn)速對x方向振動有效值的影響最大，對y方向振動有效值的影響最小；隨著轉(zhuǎn)速的增加，振動有效值不斷增大，說明在轉(zhuǎn)速不斷升高的過程中未產(chǎn)生共振模態(tài)。

圖6 不同轉(zhuǎn)速下6206軸承的振動有效值Fig.6 RMS of vibration of bearing 6206 under different rotational speeds

3.3 升速時間對軸承振動特性的影響

分別設(shè)置電動機(jī)轉(zhuǎn)速勻速上升至3000 r/min的時間為10，20，30，40，50 s，軸承在x方向的時頻譜如圖7 所示，升速時間越長，在升速階段產(chǎn)生的振動峰值越高，升速率對振動頻率無影響。

圖7 不同升速時間下6206軸承x方向振動信號的時頻圖Fig.7 Time? frequency diagrams of x?direction vibration signal of bearing 6206 under different speed?up times

3 個方向的振動有效值如圖8 所示：不同升速時間對軸承達(dá)到設(shè)定轉(zhuǎn)速后穩(wěn)定階段3 個方向的振動有效值無明顯影響，在未到設(shè)定轉(zhuǎn)速前振動有效值均達(dá)到最大。因此， 實(shí)際應(yīng)用中應(yīng)盡量減小電動機(jī)的啟動時間，從而降低加速過程中的振動幅值，避免與其他零件產(chǎn)生共振。

圖8 不同升速時間下6206軸承穩(wěn)定階段振動有效值Fig.8 RMS of vibration of bearing 6206 at stable stage under different speed?up times

3.4 保持架類型對軸承振動特性的影響

設(shè)置電動機(jī)轉(zhuǎn)速為3000 r/min，N 端軸承為CN 組游隙，預(yù)載荷為300 N，分別對裝配有鋼制沖壓保持架、尼龍保持架的軸承（圖9）進(jìn)行振動試驗(yàn)。保持架材料不同主要體現(xiàn)在鋼球與保持架之間的碰撞力，鋼球在旋轉(zhuǎn)過程中與內(nèi)、外溝道接觸，保持架類型對振動的影響可通過外圈進(jìn)行測量評估，故三軸加速度傳感器仍布置在外圈所在的軸承室上。

圖9 沖壓鋼保持架和尼龍保持架材料Fig.9 Stamped steel cage and nylon cage materials

試驗(yàn)結(jié)果如圖10所示：尼龍保持架軸承的振動有效值低于沖壓保持架軸承，x，y方向的振動加速度有效值較z方向降低更顯著，分別降低了5.46%和13.4%。這是由于保持架的阻尼作用減小其與鋼球的碰撞，抑制了保持架振動并使其運(yùn)轉(zhuǎn)更穩(wěn)定。

圖10 裝配不同保持架6206軸承的振動有效值Fig.10 RMS of vibration of bearing 6206 with different cages

3.5 配置游隙對軸承振動特性的影響

設(shè)置電動機(jī)轉(zhuǎn)速為3000 r/min，預(yù)載荷為300 N，N 端軸承分別配置C2，CN，C3 和C4 組游隙進(jìn)行振動試驗(yàn)，結(jié)果如圖11 所示，CN 游隙組軸承在3 個方向的振動有效值最小。在徑向載荷作用下，軸承游隙過大，承載區(qū)會變小，承載的鋼球數(shù)較少，單個鋼球的承載較大，進(jìn)出承載區(qū)時易產(chǎn)生較大的振動；軸承游隙過小，運(yùn)轉(zhuǎn)時會出現(xiàn)卡滯及異常振動現(xiàn)象。因此，對于轉(zhuǎn)速不高的小型電動機(jī)N端支承軸承，應(yīng)選擇CN游隙組。

圖11 不同游隙組下6206軸承的振動有效值Fig.11 RMS of vibration of bearing 6206 under different clearance groups

3.6 預(yù)載荷對軸承振動特性的影響

設(shè)置轉(zhuǎn)速為3000 r/min，N端軸承采用CN組游隙，D 端軸承采用波形彈簧墊圈預(yù)緊，通過增加不同的墊片厚度來調(diào)整預(yù)載荷（120，180，240，300，360 N）進(jìn)行振動試驗(yàn)，結(jié)果如圖12所示：過小或過大的預(yù)緊均導(dǎo)致軸承的振動有效值升高，不利于軸承穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)；預(yù)載荷對軸承z向振動有效值的影響較大，對y向影響最小，這是由于預(yù)載荷增大使承載鋼球數(shù)增加，大大削弱了鋼球與保持架相互的推動和碰撞。根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果并考慮預(yù)載荷對軸承壽命和發(fā)熱的影響，本文選擇300 N的預(yù)載荷。

圖12 不同預(yù)載荷下6206軸承的振動有效值Fig.12 RMS of vibration of bearing 6206 under different preloads

4 結(jié)論

1） 電動機(jī)在小于臨界轉(zhuǎn)速的工況下運(yùn)行時，電機(jī)軸承的頻率以電動機(jī)轉(zhuǎn)頻為主，x，y，z方向的振動值隨著轉(zhuǎn)速的提高均增大，轉(zhuǎn)速對x方向的影響最大，對y方向的影響最小。

2） 為避免電動機(jī)在啟動過程中產(chǎn)生過大的振動，應(yīng)盡量減小達(dá)到工作轉(zhuǎn)速所需的時間。

3） 對于轉(zhuǎn)速不高的小型臥式電動機(jī)，N 端軸承宜采用CN游隙組以減小振動。

4） 相對于鋼制沖壓保持架，電機(jī)軸承采用尼龍保持架更有利于其穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)。

5） 存在一個最佳的預(yù)載荷使振動有效值達(dá)到最小，過大或過小的預(yù)緊都不利于軸承的穩(wěn)定性。

電機(jī)軸承采用的是密封脂潤滑，由于潤滑脂的流變特性等因素也會對軸承的振動特性有所影響，后續(xù)將考慮潤滑劑的影響并進(jìn)行更深入的試驗(yàn)研究。