滾動(dòng)軸承試驗(yàn)臺(tái)動(dòng)載荷加載裝置

李崢 盧文秀 褚福磊

摘? 要：旋轉(zhuǎn)機(jī)械系統(tǒng)存在于各個(gè)領(lǐng)域，如航空發(fā)動(dòng)機(jī)、燃?xì)廨啓C(jī)、水輪機(jī)、風(fēng)力發(fā)電機(jī)等，這些旋轉(zhuǎn)機(jī)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(dòng)軸承、滑動(dòng)軸承、磁浮軸承和氣浮軸承等。由于滾動(dòng)軸承具有摩擦阻力小、功率損耗少、啟動(dòng)力矩小、旋轉(zhuǎn)精度高、潤(rùn)滑和拆裝簡(jiǎn)便等特點(diǎn)[1-2]，其在旋轉(zhuǎn)機(jī)械中獲得了大量的應(yīng)用。如在礦山機(jī)械設(shè)備中，就應(yīng)用了大量滾動(dòng)軸承。雖然滾動(dòng)軸承在各種機(jī)械系統(tǒng)中獲得了廣泛的應(yīng)用，但是由于其復(fù)雜的摩擦、潤(rùn)滑、接觸、碰撞等非線性特性，使得軸承成為機(jī)械故障多發(fā)的部件。統(tǒng)計(jì)研究表明，滾動(dòng)軸承引起的故障大概占旋轉(zhuǎn)機(jī)械故障的30%左右[3]。因此由于滾動(dòng)軸承的損壞而發(fā)生的事故很多。例如，風(fēng)力發(fā)電機(jī)的旋轉(zhuǎn)部件由大量軸承組成，軸承的運(yùn)行狀態(tài)直接關(guān)系到風(fēng)力發(fā)電機(jī)的平穩(wěn)運(yùn)行，尤其是行星架軸承，由于風(fēng)速時(shí)變，因此行星架軸承承受了大量的變載荷的沖擊，因此對(duì)于行星架軸承的動(dòng)態(tài)加載信號(hào)的分析和檢測(cè)非常必要。

關(guān)鍵詞：旋轉(zhuǎn)機(jī)械;軸承;動(dòng)態(tài)加載

中圖分類號(hào)：TH133.33 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A 文章編號(hào)：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(dòng)軸承的狀態(tài)監(jiān)測(cè)和故障診斷對(duì)于旋轉(zhuǎn)機(jī)械設(shè)備的安全運(yùn)行意義重大。過(guò)去對(duì)于軸承信號(hào)的實(shí)驗(yàn)，大多是以靜態(tài)加載的方式獲取信號(hào)[4-7]，這對(duì)于平穩(wěn)運(yùn)行下的設(shè)備還是符合要求的，但是軸承設(shè)備的損壞都是由于不規(guī)則的運(yùn)動(dòng)，尤其是在變載荷下的運(yùn)行，極容易產(chǎn)生破壞，因此研制一種能模擬動(dòng)態(tài)載荷的軸承加載裝置十分必要，我們根據(jù)實(shí)驗(yàn)室目前已有的設(shè)備加以改造，研制出了動(dòng)態(tài)加載裝置，該裝置不僅操作簡(jiǎn)單，更主要的是能很好地模擬實(shí)際工況下的軸承運(yùn)行情況，彌補(bǔ)了過(guò)去沒(méi)有動(dòng)態(tài)加載實(shí)驗(yàn)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(qǐng)了多個(gè)項(xiàng)目，設(shè)備為實(shí)驗(yàn)室的建設(shè)發(fā)揮了重要的作用[8-9]。

1 設(shè)備介紹

設(shè)備主要是根據(jù)實(shí)驗(yàn)室已有條件結(jié)合課題對(duì)于動(dòng)態(tài)加載軸承信號(hào)的需要而研制的設(shè)備，此設(shè)備最主要的特點(diǎn)是在變轉(zhuǎn)速下，對(duì)實(shí)驗(yàn)軸承進(jìn)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(jìn)行試驗(yàn)。軸承試驗(yàn)臺(tái)電機(jī)采用三相異步電機(jī)，型號(hào)：Y112M-6，功率為2.2kW，最高轉(zhuǎn)速為920r/min。實(shí)驗(yàn)用軸承及故障形式：6220、N220;內(nèi)圈、外圈、滾動(dòng)體、保持架等。轉(zhuǎn)速方式：利用變頻器調(diào)節(jié)電機(jī)轉(zhuǎn)速，測(cè)試不同轉(zhuǎn)速下對(duì)各種故障信號(hào)的影響。

1.1 設(shè)計(jì)任務(wù)

設(shè)計(jì)減速器動(dòng)載荷加載裝置，利用JZK-100激振器對(duì)軸承外圈進(jìn)行動(dòng)載荷徑向加載，動(dòng)載荷峰值達(dá)到10kN以上。

1.2 設(shè)計(jì)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(dòng)載荷峰值達(dá)到10kN以上，則至少需要將激振器輸出的力放大十倍。該動(dòng)載荷加載裝置采用杠桿原理對(duì)激振力進(jìn)行放大，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1。由于激振器工作時(shí)杠桿反復(fù)運(yùn)動(dòng)，多數(shù)零部件都會(huì)隨之不停地在兩個(gè)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(dòng)造成空行程而不能充分模擬動(dòng)載荷。

2 動(dòng)載荷加載裝置零件設(shè)計(jì)

經(jīng)測(cè)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(qiáng)度設(shè)計(jì)

查手冊(cè)的到銷軸的切應(yīng)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(dòng)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(yīng)力

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

（3）軸孔配合

因?yàn)殇N軸與杠桿在工作過(guò)程中，軸、孔反復(fù)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(guò)盈配合，且為基孔制。

（4）銷軸工藝性設(shè)計(jì)

為了定位杠桿，保證杠桿在工作過(guò)程中不與上、下端連接及支架內(nèi)側(cè)兩個(gè)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(shè)計(jì)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(guò)盈配合，經(jīng)計(jì)算粗銷軸大端為19p6+0.035+0.022，細(xì)銷軸大端為11p6+0.029+0.018;對(duì)應(yīng)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(kāi)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(yàn)臺(tái)的空間限制，杠桿寬度取b=15mm，需對(duì)杠桿的高度進(jìn)行尺寸設(shè)計(jì)。杠桿在工作過(guò)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(jì)算簡(jiǎn)便，將動(dòng)載荷簡(jiǎn)化為F=1×103N的靜載荷進(jìn)行設(shè)計(jì)，同時(shí)取安全系數(shù)為2。簡(jiǎn)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(jì)算杠桿下端與激振器連接螺桿小徑d1≥2.59mm，故實(shí)驗(yàn)室所提供的公稱直徑為8mm的螺桿滿足強(qiáng)度要求。

2.4 支架及底座螺栓

（1）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

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

（2）螺栓受力分析

圖6為支架的受力簡(jiǎn)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(yù)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(yīng)力不得超過(guò)許用值。因?yàn)?/p>

此外，螺栓所受預(yù)緊力也應(yīng)滿足要求。對(duì)于碳素鋼螺栓來(lái)說(shuō)，要求F0≤（0.6～0.7）σsA1，取預(yù)緊力下限即0.6σs A1=34364.7N>18750N，故滿足要求。

（5）支架的工藝性設(shè)計(jì)

由于支架與固定鋼塊之間僅通過(guò)普通螺栓連接，支架位置的精確度難以保證，故需設(shè)計(jì)一形狀配合來(lái)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(tái)，該形狀配合不僅滿足了定位的需要，還可以抵消相當(dāng)一部分支架承受的橫向力，降低螺栓的負(fù)載。

2.5 繪制工程圖

關(guān)鍵尺寸設(shè)計(jì)完成后，共繪制8張零件工程圖。此外，用三維建模軟件Solidworks對(duì)改進(jìn)后的軸承試驗(yàn)臺(tái)總體建模，如圖9。

3 重要零件的有限元分析

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

杠桿在工作過(guò)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(huì)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(duì)杠桿進(jìn)行模態(tài)分析，得知杠桿在10～2kHz中共存在1到7階的7個(gè)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(dòng)，2、5階固有頻率處為沿高度方向的振動(dòng)，第6階固有頻率處為扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。因?yàn)榧ふ衿骷ふ穹较驗(yàn)檠馗叨确较?，故只在?、5階固有頻率處會(huì)產(chǎn)生共振。振型分別如圖10、11。

3.2 杠桿諧響應(yīng)分析

由于在模態(tài)分析中未體現(xiàn)力的特征，故仍需對(duì)杠桿進(jìn)行諧響應(yīng)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(duì)杠桿劃分網(wǎng)格、施加力與約束之后，在10～500Hz內(nèi)每隔5Hz對(duì)杠桿進(jìn)行諧響應(yīng)分析，共得到99個(gè)數(shù)據(jù)點(diǎn)。利用origin繪圖軟件將數(shù)據(jù)點(diǎn)擬合成線之后，與45號(hào)鋼的屈服強(qiáng)度380MPa求交點(diǎn)，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(gè)區(qū)間內(nèi)，杠桿的最大應(yīng)力超過(guò)了鋼的屈服強(qiáng)度，會(huì)造成杠桿不可逆的損壞。故在實(shí)驗(yàn)過(guò)程中要避免這兩個(gè)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(yīng)力云圖13、圖14。

4 實(shí)物展示

經(jīng)過(guò)零件加工與裝配后，滾動(dòng)軸承故障試驗(yàn)臺(tái)實(shí)物圖如圖15所示。實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，試驗(yàn)臺(tái)噪聲水平較低并可以較好地模擬動(dòng)態(tài)載荷。圖16為動(dòng)載荷加載裝置局部放大圖。

5 結(jié)束語(yǔ)

旋轉(zhuǎn)機(jī)械中軸承是不可缺少的零件，其在設(shè)備運(yùn)行中起到旋轉(zhuǎn)支撐作用，由于設(shè)備在實(shí)際運(yùn)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(yán)重的會(huì)給人們生產(chǎn)生活帶來(lái)影響，為此根據(jù)實(shí)驗(yàn)室現(xiàn)有的條件而設(shè)計(jì)的變載荷裝置成功地模擬了變載荷軸承的實(shí)際運(yùn)行情況，設(shè)備運(yùn)行良好，獲取的數(shù)據(jù)達(dá)到了預(yù)期效果，設(shè)備的改進(jìn)為實(shí)驗(yàn)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(chǔ)。當(dāng)然設(shè)備還有不足，由于動(dòng)態(tài)加載系統(tǒng)是以原有設(shè)備為基礎(chǔ)改進(jìn)的，因此限制了它的一些功能，希望能有機(jī)會(huì)根據(jù)目前設(shè)備的優(yōu)缺點(diǎn)，重新設(shè)計(jì)一臺(tái)新的軸承加載設(shè)備，不僅僅是X方向?qū)崿F(xiàn)動(dòng)態(tài)加載，并且實(shí)現(xiàn)更換各種軸承，不局限與某一型號(hào)的軸承。

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