Костюков В.Н., Науменко А.П., Бойченко С.Н., Тарасов Е.В. Основы виброакустической диагностики машинного оборудования

Подождите немного. Документ загружается.

В.Н. Костюков, А.П. Науменко Основы виброакустической диагностики машинного оборудования – 2007 _

101

Рисунок 5-23 - Места установки датчиков стационарной системы

Рисунок 5-24 – Места установки датчиков на вертикальном агрегате

В.Н. Костюков, А.П. Науменко Основы виброакустической диагностики машинного оборудования – 2007 _

102

6. Диагностические признаки дефектов и неисправностей

механизмов

Фундаментальным подходом к анализу и диагностике, связанным со

сложностью виброакустических процессов, генерируемых машинами и меха-

низмами, различием физических моделей и методов их математического описа-

ния на различных участках частотного диапазона, является разбиение его на че-

тыре поддиапазона [8, 21, 24]:

- диапазон низких частот (от 0 до 200 - 300 Гц);

- диапазон средних частот (от 200 - 300 Гц до 1 - 2 кГц);

- диапазон высоких частот (от 1 - 2 кГц до 10 - 20 кГц);

- диапазон сверхвысоких частот (от 10 - 20 кГц до 100 - 200 кГц).

Полезность такого деления объясняется тем, что каждому диапазону

свойственны свои возмущающие силы, своя физическая модель машины как

колебательной упругой системы и своя диагностическая модель.

Низкочастотная вибрация носит преимущественно гармонический харак-

тер, так как одной из характерных причин ее является неуравновешенность

вращающихся масс. Наиболее вероятными причинами низкочастотных колеба-

ний являются [21]; неуравновешенность; отклонение от соосности валов; нару-

шение геометрии узлов; периодические силы, создаваемые рабочим процессом.

Динамическая модель объекта в области низкочастотных колебаний пред-

ставляет собой комбинацию сосредоточенных масс, связанных упругими

безынерционными элементами. Силы в этих моделях обычно носят детермини-

рованный характер. Весь объект рассматривается как единая упругая система,

исследование которой проводится методами прикладной теории колебаний

[24].

Колебания среднечастотного диапазона обычно обусловлены:

- высшими гармониками сил неуравновешенности ротора, обусловлен-

ных наличием нелинейных элементов в системе;

- нарушением геометрии кинематических пар;

- динамическим взаимодействием элементов машины между собой и с

окружающей средой.

Анализ динамического состояния машины в этом диапазоне обычно про-

водится разбиением системы на ряд подсистем со связями, характеризуемыми

параметрами типа динамической жесткости, импеданса, податливости. В этом

диапазоне колебания вызываются рабочими процессами и носят квазиполигар-

монический характер. Наличие параметрического и нелинейного взаимодейст-

вия деталей приводит к существенному усложнению физической и математиче-

ской модели. Для этого диапазона характерно также наличие случайного воз-

буждения, являющегося результатом воздействия технологических, кинемати-

ческих, регулировочных и других случайных факторов [24].

В диапазоне высоких частот колебания машин и механизмов представля-

В.Н. Костюков, А.П. Науменко Основы виброакустической диагностики машинного оборудования – 2007 _

103

ют собой упругие волны, распространяющиеся по неоднородным конструкци-

ям. Их расчет следует вести акустическими методами, развитыми для сложных

по геометрии и структуре сплошных сред. Для колебаний этих частот харак-

терным является то, что они несут небольшую часть колебательной энергии

всего спектра и при распространении хорошо демпфируются [8, 21, 108, 109].

Помимо перечисленных выше источников вынужденных колебаний в

машинах и механизмах возбуждаются колебания на собственных частотах,

спектр которых уплотняется с ростом частоты. К источникам колебаний меха-

низма на резонансных частотах следует отнести непериодическое, случайное и

импульсное возмущения.

Далее приведены основные диагностические признаки дефектов и неис-

правностей машин и механизмов, а также перечень возмущающих сил в маши-

нах и механизмах, недоступных для непосредственного измерения, но форми-

рующих виброакустический сигнал.

6.1. Зубчатые передачи

Мультипликаторы и редукторы имеют зубчатые передачи. Техническое

состояние любой, даже практически идеально изготовленной зубчатой пары

может быть оценено в процессе работы при помощи анализа вибросигналов.

В спектре вибраций (Рисунок 6-1) неповрежденной зубчатой передачи

достаточно четко выражена частота зубчатого зацепления, равная произведе-

нию числа зубьев на частоту вращения зубчатого колеса, ее гармоники. Частота

зацепления окружена боковыми полосами частот, кратных частоте вращения.

Все пики небольшой амплитуды, отсутствуют частоты собственных колебаний.

В новых передачах по мере прирабатывания, или сглаживания зубьев, уровень

этой составляющей обычно снижается. Затем, при дальнейшем развитии износа

амплитуды зубцовых гармоник могут возрастать или уменьшаться. Их уровень

зависит также от соосности валов зубчатых колес.

Рисунок 6-1 - Маска спектра исправной зубчатой передачи

Амплитуда гармоники на частоте зубозацепления обычно очень чувстви-

тельна к нагрузке. Высота пика частоты зацепления на спектре зависит от

достаточно многих параметров, основными из которых можно считать:

- качество изготовления зубчатой пары;

В.Н. Костюков, А.П. Науменко Основы виброакустической диагностики машинного оборудования – 2007 _

104

- качество, достаточность и чистота смазочного масла;

- загрузка зубчатой пары нагрузочным моментом.

Как правило, износ зубьев шестерен происходит неравномерно, вследст-

вие чего возникает амплитудно-частотная модуляция импульсов пересопряже-

ния зубьев шестерен накопленной погрешностью шага зубьев каждой из шесте-

рен, с частотой их вращения, что приводит к появлению боковых составляю-

щих оборотных гармоник каждой шестерни, расположенных вокруг зубцовых

гармоник.

Частота совпадения зубьев, (ЧСЗ) - частота, с которой определенный зуб

одного зубчатого колеса встречается с определенным зубом другого колеса.

Если отношение количеств зубьев на колесах есть целое число (то есть 2:1, 3:1

и т.д.), то ЧСЗ будет равна частоте вращения большего колеса. В противном

случае совпадение конкретных зубьев будет происходить значительно реже, то

есть ЧСЗ будет очень низкой, пары зубчатых колес с низкой ЧСЗ изнашивают-

ся более равномерно и служат дольше, чем пары с относительно высокой ЧСЗ.

Частота совпадения зубьев пары колес равна частоте зацепления

( zff

, где

– количество зубьев), умноженной на наибольший общий

множитель чисел зубьев и деленной на произведение самих этих чисел. Напри-

мер, рассмотрим два колеса с 56 и 104 зубьями.

Наибольшим общим множителем чисел 56 и 104 является число 8 (т.к.

56=8×7 и 104=8×13). Поэтому частота совпадения зубьев будет равна

(

f ×8)/(56×104)=

f /728 или

f /728=

f ×z/728. Так как

f ×56/728=

f /13, то каж-

дые 13 оборотов первого колеса будет происходить совпадение зубьев. Для

второго колеса

f ×104/728=

f /7, следовательно, для этого колеса каждые 7 обо-

ротов будет происходить совпадение зубьев. Это достаточно значение частоты

совпадения зубьев, что характерно для хорошо сконструированных зубчатых

передач.

Основное внимание при измерении вибрации и диагностике состояния

зубчатой пары должно быть уделено амплитуде пика на частоте зацепления и

другим особенностям и параметрам спектра. Наиболее серьезное внимание при

анализе спектров вибросигналов должно быть уделено:

- наличие гармоник частоты зубозацепления;

- наличию модуляции гармоники зубозацепления гармониками частот

вращения зубчатых колес и их количеству;

- относительной величине амплитуды этих боковых гармоник частоты

вращения зубчатых колес по отношению к амплитуде пика основной частоты

зубозацепления;

- амплитуде пиков чередования боковых гармоник, насколько они

сдвинуты относительно друг друга и относительно основной гармоники;

- наличию в спектре характерного горба «белого шума» вблизи часто-

ты зацепления, его усредненному уровню относительно самой гармоники час-

тоты зацепления.

В.Н. Костюков, А.П. Науменко Основы виброакустической диагностики машинного оборудования – 2007 _

105

Если редуктор многовальный, то каждая пара зубчатых колес будет гене-

рировать свои собственные вибрационные и модуляционные составляющие за-

цепления.

Различные типы зубьев приводят к заметно отличающимся уровням виб-

рации. Прямозубые зубчатые передачи являются наиболее шумными. За ними в

порядке убывания вибрации следуют конические, гипоидные, косозубые ци-

линдрические, шевронные и червячные передачи.

Износ или локальное повреждение зуба на колесе приводит к повышению

уровня компонент, связанных с зацеплением, причем частота зубчатого зацеп-

ления будет модулироваться частотой вращения дефектного колеса. Это приво-

дит к появлению боковых частот, расположенных с шагом

вокруг часто-

ты зацепления и ее гармоник (Рисунок 6-2). Если возникают подобные боковые

частоты, то по их шагу легко определить, зубья какого из колес (ведущего

или ведомого

) имеют дефект, либо износ.

Рисунок 6-2 – Амплитудно-частотный спектр виброускорения в окрестностях

первой зубцовой гармоники частоты зацепления

Ключевой индикатор износа зуба - появление и рост частоты собствен-

ных колебаний с боковыми полосами на частотах, кратных частоте вращения

колеса или шестерни с дефектом. При этом амплитуда на частоте зацепления

может не изменяться, однако рост боковых полос частот, окружающих ее, явно

выражен. Боковые полосы частот - лучший индикатор износа зуба, даже луч-

ший, чем частота зацепления (Рисунок 6-3).

В.Н. Костюков, А.П. Науменко Основы виброакустической диагностики машинного оборудования – 2007 _

106

Рисунок 6-3 – Износ зуба

При несоосности валов зубчатой (Рисунок 6-4) передачи почти всегда

присутствуют гармоники второго порядка, окруженные боковыми полосами

частот. Очень часто видна первая гармоника

небольшой амплитуды, при

этом вторая и третья гармоники имеют большую амплитуду. Следует отметить,

что максимальная частота гармоник очень высокая, и датчик прибора должен

измерять хотя бы вторую гармонику.

Рисунок 6-4 - Маска спектра при несоосности

Эксцентриситет зубчатого колеса (как и люфты, непараллельности ва-

лов) приводит к появлению вокруг частоты зацепления по одной боковой час-

тоте с каждой стороны на расстоянии, равном оборотной частоте соответст-

вующей шестерни. Этим он отличается от случая повреждения отдельных зубь-

ев, сопровождающегося множеством боковых частот. Такое отличие связано с

тем, что модулирующий сигнал (вращения колеса) является, по существу, сину-

соидальным, и поэтому при модуляции возникает только одна пара боковых

частот (Рисунок 6-5).

В.Н. Костюков, А.П. Науменко Основы виброакустической диагностики машинного оборудования – 2007 _

107

Рисунок 6-5 - Маска спектра при эксцентриситете

При обычном абразивном износе сложная форма изношенных поверхно-

стей пересопрягающихся зубьев порождает несколько боковых гармоник, крат-

ных частоте вращения дефектной шестерни.

При питтинге, т.е. усталостно-контактном выкрашивании, боковых по-

верхностей зубьев возникает широкий цуг гармоник до 10-го и более высоких

порядков.

Влияние на характер вибрации истирания (абразивного изнашивания)

контактирующих поверхностей выражается в уменьшении шумовой компонен-

ты и увеличении амплитуд гармонического ряда частот зубозацепления кине-

матического узла.

Влияние на характер вибрации выкрашивания (локального изнашивания)

контактирующих поверхностей выражается в появлении периодических вспле-

сков вибросигнала, модулирующих основной процесс возбуждения колебаний.

Влияние на характер вибрации периодического попадания раковин в зо-

ну контакта при вращательном движении элементов агрегата выражается в по-

явлением в спектре сигнала комбинационных частот )(

2,1

kfmf

в окрестности

основных частот возбуждения, вызванных амплитудной модуляцией.

Влияние развивающегося задира на сигнал вибрации выражается в том,

что сигнал вибрации становится существенно нестационарным из-за нерегу-

лярности выбросов, а в спектре сигнала наблюдается падение амплитуд основ-

ных частот возбуждения

mf при одновременном росте амплитуд комбинаци-

онных частот )(

2,1

kfmf

В.Н. Костюков, А.П. Науменко Основы виброакустической диагностики машинного оборудования – 2007 _

108

Таблица 6-1 – Формулы для расчета частот возбуждения колебаний

Причина вибрации Формула Обозначения

Неуравновешенность вращающихся деталей кинематической передачи (КП), а также

погрешности, допущенные при их изготовлении и сборке:

первая ступень

P В

fin

=×

i – передаточное число КП;

вторая ступень

P В

fin

=×

– частота вращения вы-

ходного вала КП, мин

-1

;

выходной вал кинематической

пары (КП) и соединительной

муфты

P В

fnf

– передаточное число 2

ой

ступени КП;

сателлитов 1

ой

ступени КП, по-

грешности, допущенные при

их изготовлении

;

111

C ЭС

nzz

) – частота вращения

сателлитов 1

ой

) ступени,

мин

-1

;

сателлитов 2

ой

ступени

;

222

C ЭС

nzz

Э1

), z

Э2

) и z

) –

число зубьев эпицикла (ко-

леса) и сателлитов 1

ой

)

ступени

2. Погрешности:

формы деталей 1

й сту

пени

КП

формы деталей 2

ой

ступени КП

эпицикла, выходного вала и

соединительной муфты

3. .. Кинематические погрешности пересопряжения

зубьев колес 1

ой

ступени пла-

нетарной КП

910

(1)

fizf

=-×

КП переборного типа

1010

fizf

=××

зубьев колес 2

ой

ступени КП

11022

ffiz

=××

зубьев шестерни и сател

литов

ой

ст.

1201

(1)

ffki

=××-

зубьев сателлитов и эпи

цикла

ой

ст.

1301

(1)

Р C

ffki

=××+

зубьев шестерни и сател

литов

ой

ст.

14022

РС

ffki

=××

сателлитов и эпициклов 2

ой

ступени

1502

РС

ffk

=×

- число зубьев шес

терни

ой

ступени

- число зубьев шес

терни

ой

ступени

- число сателлитов 1

ой

ступени

- число сателлитов 2

ой

ступени

4. Вторая гармоника от кинематических погрешностей в зацеплении:

шестерни 1

ой

ступени КП

169

или

зубчатых колес 2

ой

ступени КП

1711

РР

5. Фазовые отклонения в зацеплении сателлитов КП:

ой

ступени

189

fkf

ой

ступени

19211

PCP

fkf

6. Циклическая ошибка: (

) - число зубьев делительного колеса станка, на котором

на котором нарезается колесо или эпицикл

в зацеплении шестерни 1

ой

сту-

пени планетарной КП

2001

(1)

PCT

ffiz

=×-×

- колеса

В.Н. Костюков, А.П. Науменко Основы виброакустической диагностики машинного оборудования – 2007 _

109

в зацеплении шестерни 1

ой

ступени КП переборного типа

2101

PCT

ffiz

=××

в зацеплении шестерни 2

ой

ст.КП

22022

PCT

ffiz

=××

- колеса

эпицикла 1

ой

ступени КП

23023

(1)

PCT

ffkz

=×+×

- эпицикла

колеса 1

ой

ступени КП

24024

PCT

ffkz

=××

- колеса

эпицикла или колеса 2

ой

ст. КП

2505

PCT

ffz

=×

- эпицикла (колеса)

сателлитов 2

ой

ступени КП

26026

PCCT

ffnz

=××

- сателлитов

сателлитов 1

й ступени КП

27017

PCCT

ffnz

=××

- сателлитов

7. Вторая гармоника от циклической ошибки в зацеплении:

шестерни 1

ой

ступени КП

2820

или

шестерни 2

ой

ступени КП

2922

эпицикла или колеса 1

ой

ст. КП

3023

или

эпицикла или колеса 2

ой

ст. КП

3125

8. Циклическая погрешность в окружном шаге:

шестерни 1

ой

ступени КП

32011

()

РСТ

ffikzz

=××-

эпицикла 1

ой

ступени КП

3302

(1)

()

ЭСТ

ffk

kzz

=×+´

´-

колеса 1

ой

ступени КП

3402

()

КСТ

ffk

kzz

=××´

´-

шестерни 2

ой

ступени КП

350223

()

РСТ

ffkkzz

=××-

эпицикла или колеса 2

ой

ст. КП

36024

()

РСТ

ffkzz

=×-

= 1, 2, 3 -

целое число,

обеспечивающее

111

()(2)

kzzz

= 1, 2 - номер гармоники

- частота вращения вы-

ходного вала КП, Гц

9. Частоты зубчатых передач:

Зубцовая частота

1122

fzfzf

Частота вращения ведомого

колеса

221z

ffzfi

Частота неравномерной рабо-

ты зубьев из-за дефектов зубо-

нарезания

НТ

«Промежуточная» частота

- число зубьев веду-

щего и ведомого колес зуб-

чатого зацепления

- частоты вра

щения

го

и 2

го

колес;

передаточное число

зубчатого зацепления

В.Н. Костюков, А.П. Науменко Основы виброакустической диагностики машинного оборудования – 2007 _

110

6.2. Подшипники качения

Подшипники качения служат в качестве опор и фиксируют положение

валов в машине. В понятие подшипников «качения» входят как шариковые, так

и роликовые подшипники. В подшипниках качения используется вращательное

движение, а в подшипниках скольжения - скольжение поверхностей.

6.2.1. Типы подшипников

Подшипники качения подразделяются по следующим основным призна-

кам:

• по направлению действия нагрузки, которую подшипник воспринимает,

и по форме тел качения (тип подшипника);

• по конструктивным особенностям;

• по числу рядов тел качения в подшипнике.

По направлению действия нагрузки подшипники делятся на следующие

группы:

1. Радиальные, которые могут воспринимать только радиальную нагрузку

или которые обычно предназначаются для радиальной, но могут воспринимать

и осевую нагрузку (шарикоподшипники однорядные без канавки для ввода ша-

риков, шарико- и роликоподшипники двухрядные сферические).

2. Упорные, которые предназначаются для восприятия только осевых на-

грузок.

3. Радиально-упорные, которые предназначаются для восприятия одно-

временно действующих радиальных и осевых нагрузок.

По форме тел качения подшипники делятся на шариковые (тела качения -

шарики) и роликовые (тела качения - ролики).

По конструктивным особенностям подшипники делятся на самоустанав-

ливающиеся (сферические) и несамоустанавливающиеся.

По числу рядов тел качения подшипники делятся на одно-, двух- и четы-

рехрядные.

На практике различают следующие типы подшипников:

• подшипники шариковые радиальные (Рисунок 6-6);

• подшипники шариковые радиальные сферические (Рисунок 6-7);

• подшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами

(Рисунок 6-7);

• подшипники с длинными цилиндрическими роликами и игольчатые

(Рисунок 6-9);

• подшипники роликовые радиальные с витыми роликами (Рисунок 6-10);

• подшипники шариковые радиально-упорные (Рисунок 6-11);

• подшипники роликовые конические (Рисунок 6-12);

• подшипники шариковые упорные (Рисунок 6-13);

• подшипники роликовые упорные (Рисунок 6-14);

• подшипники шарнирные (Рисунок 6-15).