Підшипників кочення

Бортник С. М., студент

Науковий керівник – доцент, к.т.н Погребняк А.В.

Харківський національний автомобільно-дорожній університет

Ротор, що обертається, порушує широкий спектр вібрації, дискретні складові якого відносяться до механічних, аеродинамічних і гідродинамічних збудників коливань. Найбільш сильними дискретними складовими є ті, які мають цілу кратність до частоти обертання. Підшипники кочення, будучи жорстким елементом ротора, що обертається, утворюють свій певний спектр вібрації і можуть робити значний вплив на віброактивність агрегату. Підшипникові вібрації обумовлюється конструктивними особливостями підшипників кочення (наявність декількох тіл кочення, сепаратора, зазорів), а також неминучою технологічною недосконалистю, експлуатаційними дефектами та зносом. Крім того, зміна податливості підшипникової опори і

самого підшипника може привести до зміщення критичних швидкостей ротора у зону робочих оборотів, а нелінійна пружність – до виникнення субгармонійних і ультрагармонійних коливань.

Жорсткий зв'язок внутрішнього кільця з ротором, що обертається і крізь тіла кочення і зовнішнє кільце з корпусом агрегату обумовлює кінематичне збудження вібрацій.

Вивчення підшипникових вібрацій в даний час зводиться до теоретичних і експериментальних досліджень дискретних частотних складових спектру вібрації, які виникають за наявністю дефекту (перекіс зовнішньої і внутрішньої обойм при монтажі, гранність та викрошування тіл кочення, хвилястість, бринелірування, викрошування та стирання бігових доріжок, перекіс сепаратора і так далі). Рішення завдань по визначенню залежності зміни амплітуд частотних складових від виникнення дефектів

проводилося стосовно вібрацій вільних підшипників з метою поліпшення технології виготовлення або селекції їх. Проте, встановлено, що амплітуда окремих частотних складових спектру залежить від стану окремих елементів підшипника і може служити величиною інформації про стан останнього при його діагностуванні.

Вивчення даного питання на агрегаті, що працює в експлуатаційних умовах, утруднене із-за наявності сторонніх збудників вібрації в широкому діапазоні частот і неможливості точного визначення кількісної характеристики дефекту. Важливим чинником є те, що на працюючому агрегаті практично не можлива поява одиночного дефекту і кожен дефект приводить до виникнення ряду дефектів у контактуючих деталях. У зв'язку з цим збуджується безперервний спектр вібрацій і основна причина завуальована і невиразна.

Градуювання вібраційного сигналу за амплітудою і частотою залежно від дефекту повинна проводитися в стендових умовах, де при дослідженнях закладаються фіксовані дефекти і їх очікувані поєднання.

Для побудови діагностичних систем контролю технічного стану підшипників кочення необхідно визначити конкретні інформативні частотні складові спектру вібрації, що характеризують усі основні дефекти. Другим етапом визначаються області амплітудних значень цих частотних складових, які відповідають бездефектному стану підшипникового вузла. Технологічні неоднорідності підшипників не тільки різних виробників, але і навіть одній партії обумовлюють виявлення області допустимих значень амплітуд віброприскорення (необхідно врахувати, що шум нового підшипника зазвичай знижується після його прироботки). Тіла кочення добре спроектованного підшипника при правильній експлуатації працюють без помітного зносу поверхні кочення. Але навіть, якщо знос дуже малий, періодичні навантаження на поверхні кочення (особливо швидкохідних

машин) викликають втому матеріалу і приводять до виникнення поверхневих дефектів. Спочатку вони малі і локальні, проте, час виникнення початкових

дефектів може значно скорочуватися із-за надмірного нагріву, недостатнього змазування, корозії і так далі і в загальному випадку розрахунку не піддається. Тому, основними результатами досліджень є експериментальні. Кількісне визначення спектру бездефектного підшипника дозволяє визначити момент виникнення поверхневих дефектів, що необхідне для попередження руйнування останнього.

Наступним етапом є визначення кількісного зв'язку дефектів з амплітудами окремих частотних складових спектру.

Після градуювання дефектів складається ТЗ на пристрій діагностування підшипникових вузлів, розробляється схема і виготовляється прилад. Найбільш простою і надійною конструкцією пристрою є селективний вольтметр з вузькосмуговими фільтрами, діапазони частот яких відповідають частотним складовим, які вивчені (ширина смуги пропускання відповідає діапазону оборотів агрегату). Для підвищення точності і достовірності

постановки діагнозу застосовується спостерігаючий аналіз, тобто кратність частотних складових (смуги фільтрів) коректується оборотною частотою.

Втомні руйнування викликають спочатку підвищену вібрацію тільки на окремих частотних складових, а загальний рівень вібрації при цьому може залишатися достатньо низьким. Тому кожному дефекту повинна відповідати зміна амплітуди віброприскорення однієї певної частоти. Зміна амплітуди на данній частоті дозволяє визначити наявність дефекту в ранній стадії розвитку.

Визначений ряд причин підвищених вібрацій, виникнення яких приводить до руйнування підшипників кочення:

- резонансні режими роботи ротора;

- резонансні режими роботи підшипникових опор;

- недостатнє завантаження роликового підшипника;

- циклічні вісьові навантаження значної величини;

- недосконалість конструкції підшипникових опор.

Крім того, до цих причин відносяться технологічні, монтажні і експлуатаційні дефекти.

Динамічні явища в підшипнику кочення виникають в результаті нелінійної залежності між величиною контактної деформації і навантаженням, некруглості, разнорозмірності тіл кочення, а також неточності при виготовленні і збиранні, забруднення мастила і зносу і так далі. Крім того, із-за групового обертання тіл кочення разом з сепаратором деформація під дією статичного радіального навантаження є періодичною функцією часу [1, 2, 3].

Дата добавления: 2015-07-16