轴承振动分析故障案例

轴承振动分析故障案例（精选5篇）

轴承振动分析故障案例 篇1

实用中需注意选择测点的位置和采集方法, 要想真实准确地反映滚动轴承振动状态, 必须注意采集信号的准确、真实, 因此要在离轴承最近的地方安排测点, 其测点选择在轴承座固定螺丝处有较好的监测效果。另外需注意对振动信号进行多次采集和分析, 综合比较, 才能得到准确结论。

二、滚动轴承的运行特点

在长期的设备状态监测中发现, 滚动轴承在使用过程中表现出很强的规律性。正常优质轴承在开始使用时, 振动和噪声比较小, 但频谱有些散乱, 幅值都较小, 如图1所示, 可能是由于制造中的缺陷所致。

运动一段时间后, 振动和噪声维持一定水平, 频谱单一, 仅出现1~2倍频。极少出现3倍工频以上频谱, 见图2, 轴承状态非常稳定, 进入稳定工作期。

继续运行后进入使用后期, 轴承振动和噪声开始增大, 有时出现异响, 但振动增大得较缓慢, 此时, 轴承峭度值开始突然达到一定数值, 如图3所示。此时轴承表现为初期故障。

这时要求对该轴承进行严密监测。此后, 轴承峭度值又开始快速下降, 并接近正常值, 而振动和噪声开始显著增大, 其增大幅度开始加快, 当振动超过振动标准 (如ISO2372标准) 时, 其轴承峭度值也开始快速增大, 当超过振动标准, 而峭度值超过正常值 (可用峭度相对标准) 时, 如图4所示, 认为轴承已进入晚期故障, 需及时检修设备, 更换滚动轴承。

轴承表现出晚期故障特征到出现严重故障 (如抱轴、烧伤、滚珠支架散裂、滚道及珠粒磨损等) 时间大都不超过1周, 设备容量越大, 转速越快, 其间隔时间越短。因此, 在实际滚动轴承故障诊断中, 一旦发现晚期故障特征, 应果断判断轴承存在故障, 尽快安排检修。

三、实用的滚动轴承频谱分析与诊断

对于振动不大、轴承峭度不大、频谱复杂的振动信号, 在现场难以判断有无故障时, 采集振动信号, 输入计算机。先进行常规分析, 检查振动速度频谱和轴承峭度是否接近标准, 而后用功率谱考察振动能量是否超标, 若功率谱不大, 观察频谱中各种频率成分。若谱线频率是工频频率的整数倍, 则应着重查找机组结构方面故障;若为工频分数倍, 出现较多小数位频率, 则应着重查找轴承特征频率, 若有, 则轴承存在故障, 若无, 排除其他部件故障后需引起警惕, 加强监测。实际发现许多振动不超标, 而出现轴承故障的事例。一旦出现轴承特征频率或接近轴承特征频率频谱, 则应判断轴承存在故障, 而后根据幅值大小, 可作趋势分析或安排检修, 如图5所示。

四、振动数据采集分析实例

1. 专家诊断系统简介

专家系统是一类包含知识和推理的智能计算机程序。但是, 这种智能程序与传统的计算机应用程序有本质的不同。在专家系统中, 求解问题的知识已不再隐含在程序和数据结构中, 而是单独构成一个知识库。这种分离为问题的求解带来极大的便利和灵活性。实际上, 常规的计算机应用程序也有知识, 也可解决“专家级水平”的问题, 但是这些知识隐含在程序结构之中, 由于结构是固定的, 不易修改, 适用范围受到限制, 对不同类型的问题, 必须编写不同的程序。而在专家系统中, 专家的知识用分离的知识进行描述, 每一个知识单元描述一个比较具体的情况, 以及在该情况下应采取的措施, 专家系统在总体上提供了一种机制———推理机制。这种推理机制使其可根据不同的处理对象, 从知识库中选取不同的知识元构成不同的求解序列, 或者说生成不同的应用程序, 以完成某一指定任务。一旦推理机制和某个专业领域知识库已经建成, 该系统就可处理本专业领域中各种不同的问题, 就好像为每一具体问题都编制了具体程序, 而这些程序的修改调试也只需修改相应的知识元, 其推理机制可保持不变。这就使系统具有很强的适应性和灵活性, 而常规的计算机应用程序很难做到这一点。

由于专家系统是一类相当广泛的系统, 其技术还处于不断发展时期, 因此, 专家系统的结构也没有一个固定不变的模式, 通常设备故障诊断专家系统主要由知识库、数据库、推理机、学习系统、上下文、症兆提取器和解释器组成。

2. 设备参数

设备型号Y4-73-11n028D, 功率800kW, 转速730r/min, 轴承3644 (两套) 。

3. 数据库设定

在专家振动诊断系统中, 在诊断软件中设定相关设备的数据库, 包括设备名称、转速、采集点, 并将建好的数据下传到数据采集器, 进行现场测量。

4. 数据采集分析

数据采集按照设定的周期进行, 可根据不同的设备运行情况, 设定采集周期 (一般15天或30天) , 但对劣化倾向明显的设备, 数据采集和分析的周期要适当调整。

在2007年12月27日对6#风机进行数据采集后, 专家振动诊断系统分析的振动频谱和波型见图6。从频谱图中可以看出, 振动峰值PK=8.86mm/s, 振动是否超标, 除了按照经验值判断外, 也可套用ISO10816国际振动标准。根据标准规定, 柔性联结且功率大于300kW的大型设备, 设备运行性能判别界限如表1。

由表1可知, PK大于7.1mm/s, 小于11.1mm/s, 即设备运行处于不平稳状态, 存在劣化倾向。根据频谱图可知, 振动极限值的振动频率为89.49Hz, 离心锅炉引风机的工频频率为12.167Hz, 振动的倍频关系为89.49/12.167=7.355>3, 为高次谐波, 该轴承已进入晚期故障, 需及时检修设备, 在更换轴承后, 故障消除, 设备运转正常。

五、结论

机械振动的分析诊断非常复杂, 由于设备种类繁多, 故障千差万别, 进行分析的方法也多种多样, 因此在进行经验积累的同时, 经过大量的数据采集分析, 可绘制同一设备的故障典型波型图, 进行倍频故障类型分类等工作, 为准确分析故障提供参考, 并不断向理论化提升, 这是设备精密点检员必做的一项工作, 是实现设备预知维修的基础工作。

摘要：提出了运用振动分析状态监测技术对滚动轴承的故障进行监测, 以做到早期发现和处理。

关键词：状态监测,振动,轴承

参考文献

[1]刘家信.理论力学[M].北京:机械工业出版社, 1996.

轴承振动分析故障案例 篇2

某化工厂气分装置中1台沈阳天达厂生产的2级悬臂式离心泵, 型号TDL3334.235*2, 驱动端轴承型号7311, 非驱动端轴承型号N311。在2012年12月26日正常巡检中, 振动监测数据采集发现该泵振动严重超标, 而上一次12月13日采集的数据正常, 两次采集数据见表1。

根据ISO2372标准并结合工厂的实际情况, 各项参数设置的报警区间为:该泵振动烈度 (速度有效值) 0~4.5 mm/s为运行良好, 4.5~7 mm/s为运行一般, 7~11 mm/s为黄色警告, >11 mm/s为红色警告;该泵加速度有效峰值在0~30 m/s2为运行良好, 30~40 m/s2为黄色警告, >40 m/s2为红色警告;该泵加速度冲击尖峰能量>0.5 g IE, 有较大冲击振动即报警。

从表1报警区间可以看出, 12月13日机泵振动幅值正常;12月26日振动加速度有效峰值和加速度冲击g IE值均超过了红色报警值, 可以判断故障发展很快;数据显示速度有效值有所上升, 但没有超过黄色报警值, 在正常范围。由此推断泵体振动不是由渐进不平衡如流道结垢、局部腐蚀等引起的, 而是由突发性高频冲击振动引起。

2. 诊断分析

(1) 速度分析。观察12月26日测点3H的速度波形图及频谱 (图1) , 可以发现时域波形存在一个周期性重复的冲击能量即冲击振动, 呈现非对称形态;频谱图中幅值没有超标, 主要以基频及其谐波为主, 且1倍频占主要。

从测点3V的速度波形图及频谱 (图2) 可以发现, 时域波形明显存在一个周期性重复的冲击能量, 呈现很强的非对称形态。观察其频谱发现振动幅值比水平方向较高但并没有超标, 频谱幅值也主要以基频为主。通过测点3H和3V的频谱分析, 基本可排除不平衡、不对中、弯曲等转子故障, 从时域波形图上看, 可能存在一个周期性的冲击振动。

(2) 加速度分析。从测点3V的加速度波形及频谱 (图3) 可以发现, 加速度波形图存在冲击能量高点, 在高频振动区域 (2~4.5 k Hz) 有大量幅值谱存在, 且振动值都比较大。

从测点4V的加速度波形及频谱 (图4) 可以发现, 加速度波形同样存在冲击能量高点幅值低于测点3, 同样在高频振动区域 (2~4.5 k Hz) 有大量幅值谱存在。通过测点3V和测点4V加速度频谱图, 可以看出, 其振动主要来自高频振动。根据经验所知, 此区域的振动主要是由轴承或齿轮高频振动引起, 因此可判断该泵的振动可能是轴承故障引起, 并且驱动端轴承故障较非驱动端可能更严重, 详细故障原因还要进行包络频谱分析。

该离心泵驱动端 (测点3) 轴承是7311角接触轴承, 滚动轴承的外圈固定, 内圈随工作轴转动, 转速为n=2980 r/min, 内圈旋转频率即转子基频为。7311轴承节径D=89.103 mm, 滚动体直径d=20.625 mm, 接触角α=40°, 滚动体个数Z=12, 可计算出轴承滚动体、保持架及内外圈的故障特征频率如下:

在包络频谱图中标记出内圈、外圈、保持架、滚动体的故障特征频率 (图5) 。可以看出保持架故障特征频率 (20.4 Hz) 的10倍频 (204 Hz) 刚好处在最高的谱峰处。轴承其他零部件内圈、外圈及滚动体的故障特征频率及其谐波没有明显的峰值。

3. 检修处理

由上分析可以判断该悬臂式离心泵振动较大的原因是轴承发生了故障, 而且可能是保持架发生断裂, 建议立即停机检修。

2012年12月27日对离心泵进行解体检修, 拆卸驱动端轴承压盖, 发现润滑油已经发黑变质且有一些黑色沉淀物在轴承箱中, 7311轴承已经损坏, 黄铜保持架已经断裂成三瓣。究其原因可能是由于润滑变质, 导致轴承润滑及冷却不良, 最后引起保持架断裂。更换轴承, 清洗轴承箱, 倒入新润滑油, 该泵运转状况良好, 故障解除, 此次预知性维修有效。

4. 结语

此次维修说明, 虽然泵的振动烈度没有超标, 但是轴承已经发生了严重损坏, 如果发现不及时可能会造成泵体更大的伤害。对设备振动故障进行判断时, 应结合振动烈度, 加速度有效峰值和加速度冲击g IE值来看, 而不能单纯的通过一个幅值大小来判断设备的运行好坏。通过分析速度和加速度波形图、频谱图及包络频谱图, 可以对离心泵轴承故障进行原因和部位的预知性判断。

摘要：根据工厂实际检修情况, 通过选用加速度有效峰值、尖峰能量gIE值及包络频谱图对TDL3334.235*2悬臂式离心泵进行振动故障诊断分析, 确定轴承故障原因及部位, 据此制定相应维修计划。

关键词：离心泵,滚动轴承,故障诊断

参考文献

[1] 张梅军.机械状态检测与故障分析[M].北京:国防工业出版社, 2008

[2] 张健.机械故障诊断技术[M].北京:机械工业出版社.2011

[3] 王江峰.卸船机台车车轮轴承故障检测与诊断系统的研制[D].浙江大学, 2006

轴承振动分析故障案例 篇3

对于滚动轴承而言, 就是通过应用滚动体实现整体轴承的滚动摩擦, 减少原有模式下的摩擦作用力, 整体提升机件的使用功率。但是由于受到润滑剂性能不良、滚动体表面磕碰伤、杂质或尘埃进入轴承滚道、滚动体与保持架兜孔之间的剧烈碰撞、轴承内、外滚道存在磕碰等因素的影响, 造成滚动轴承在使用过程中会发生不同程度的异常声音, 不仅影响使用功率, 同时还会造成相应的噪音干扰。因而应加强对滚动轴承异常声音的及时检测, 通过应用主轴承振动仪器准确找出问题所在, 从而保障生产功率的最大化模式。

(1) 轴承内、外滚道存在磕碰伤, 划伤或严重缺陷引起的周期性振动脉冲。这种问题的产生将会导致轴承在使用过程中, 内外滚道会因裂缝、划伤等原因发生周期性的振动脉冲, 同时产生相应的异常声音频率。

(2) 滚动体表面磕碰伤, 划伤等缺陷引起的非周期性振动脉冲。这种影响因素与上一个基本上存在一定的相似性, 都是由于划伤、裂缝等问题, 引起异常声音的产生。但是有一点不同的是这种问题会产生非周期性的振动面冲。

(3) 由于剩磁吸附铁粉末存在于滚道或滚动体上而引起的周期性或非周期性的振动脉冲。

(4) 杂质或尘埃进入轴承滚道运行区域引起的非周期性振动的脉冲。

(5) 滚动体与保持架兜孔之间的剧烈碰撞引起的非周期性振动脉冲。

(6) 除了上述因素以外, 造成滚动轴承发生噪音问题还有就是在滚道中润滑剂性能不良, 造成滚动体从滚动摩擦变为滑动, 这样在进行机械运转过程中就会发出异常的声音, 影响整体使用性能, 同时造成机件长时间处于这种非正常状态, 将会引发一定的机械故障。

2 轴承振动仪在滚动轴承噪音监测分析中应用

2.1 轴承振动仪噪音监测具体实现功能

对于轴承振动仪来讲, 能够及时准确地对轴承噪音进行相应的监测, 找出根本发生故障的环节, 从而有利于故障维护检修。轴承振动仪一般使用过程中会具有显示功能、报警延时功能、报警复位功能、自诊断功能、传感器电源限流保护、记录输出、面板设定功能等功能, 通过对滚动轴承的全方位监控, 整体提升生产工艺效率。如下对轴承振动仪在滚动轴承振动噪音检测中具体实现功能进行简要说明:

(1) 显示功能。轴承振动振幅值或速度值, 报警值, 功能代码分别在LED显示窗上显示。面板上不同颜色的指示灯配合仪表的工作状态发出指示。

(2) 报警功能。所谓的报警功能就是轴承运转过程中由于多方面因素的影响, 发生不同程度的异常声音, 轴承振动仪能够及时发现其问题, 并发出相应的报警信号, 整体提升生产过程中的高效性。防止在生产运转中问题的严重化, 带来不必要的经济损失和人员伤亡。

(3) 报警延时功能。仪表的这一功能增加了报警的可靠性, 用户可在仪表选型时选择警戒和危险继电器触发的延迟时间, 此功能由厂方预先设定或由用户自己设定。

(4) 报警复位功能。当发生报警后, 报警复位分为自锁和自动复位两种方式;自锁时, 报警功能始终保持, 在监测情况正常后, 需按“复位”键复位;自动复位时, 在监测情况正常后报警功能自动解除。用户可在仪表选型时选择其中一种方式, 此功能由厂方预先设定或由用户自己设定。

(5) 自诊断功能。处理器定时对仪表测量回路进行自检, 视每个通道测量回路的工作情况。任何输入系统的故障, 如探头破裂, 接触不良, 线路故障等被检测出来, 显示窗会显示错误代码信息, 则“OK”灯闪烁, 同时切除“警戒”和“危险”报警回路。

2.2 轴承振动仪在滚动轴承振动噪音监测中具体应用

对于轴承振动而言, 一般会由于受到多方面的影响, 造成不同不程度的噪音问题, 严重影响整体工程应用的运转功率。通过采用轴承仪实现对滚动轴承噪音的实时控制管理, 整体降低哦故障问题的严重化。如下对轴承仪的具体使用进行相应介绍:

轴承异音测量仪与BVT系列轴承振动测量仪配套使用。它的输入信号分别来自BVT系列轴承振动测量仪电箱的通频带和低、中、高频带输出口。接近开关安装在测振仪加载器后端, 测试时, 当加载器向前接触轴承瞬间, 发出一个启动脉冲, 经延时躲避加载时产生的冲击脉冲, 然后开始实时测量。采样时间到, 测试结果保持不变直到下一次启动脉冲到来。对因轴承零件缺陷或油脂中的杂质颗粒而引起的异音大小进行判断, 也可用于评判低噪声润滑脂。滚动轴承的噪声测量, 须在声学性能良好的消声室内进行, 声学测量中使用的消声室, 是一种人为的自由场。自由场就是在均匀各个方向同性的媒质中, 边界影响可以忽略不计的声场。在自由场中, 声波在任何方向无反射, 声场各点接受的声音, 仅有来自声源的直达声而无反射声。声学测量中使用的消声室, 也是一种人为的自由场。消声室可用来对声源进行较准确的测量, 是理想的声学测量场所。在噪音的测量中, 凡属于干扰测量讯号的所有噪声的总和称之为背景噪声。在进行噪声测量时, 必须注意背景讯号的声压级, 如被测轴承的实测噪音声压级比背景噪音声压级大10d B以上, 则背景噪音可忽略不计。如被测轴承的实测噪音声压级与背景噪音声压级之差小于10d B。轴承噪声测量虽然能够直观地反映轴承的噪声和音质, 但是测量轴承噪声必须在声学性能良好的消声室内进行。建造这类消声室费用大, 一般轴承制造单位不易办到。同时在消声室内不可能大批量的进行测量, 这就不能满足生产现场对轴承噪声质量把关的需要。

结束语

伴随社会整体不断快速发展, 促使我国工农等行业的迅猛提升, 这样就导致因现代化社会发展产生更加多的需求。目前工业等行业在生产活动中加大了对有助于功率提升机件的应用, 其中就包括滚动轴承。滚动轴承的应用能够有效地保障运行过程中摩擦力的阻碍作用, 但是对于滚动轴承而言, 常常会因为一些因素的影响, 造成噪音等现象的出现。因而加强使用轴承振动仪对轴承运转过程中噪音发生的部分进行及时的调整维护, 从而保障生产活动的高效性。

参考文献

[1]唐盈等.一种轴承振动分析仪的应用方法[J].科技创新与应用, 2013, 13.

轴承振动分析故障案例 篇4

关键词：汽轮发电机组,轴承,振动,诊断

1. 概述

汽轮发电机组是多转子、多轴承组成的转子—轴承系统。引起汽轮发电机组振动的原因很多, 总体上可以分为两大类, 一类是由转子引起的, 如:质量不平衡、中心不正、断叶片、转子裂纹、动静碰摩等;另一类是由支撑系统引起的, 如:轴瓦损坏、轴瓦半速涡动、结构共振、动刚度不足等。

公司1台300 MW汽轮发电机组, 共有10个支承滑动轴承 (图1) , 1#、2#轴承支承汽机高中压转子, 采用落地式轴承;3#、4#轴承支撑汽机低压转子, 采用座缸式轴承;5#、6#轴承支撑发电机转子, 采用端盖式轴承;7#、8#轴承支承主励磁机转子, 采用落地式轴承;9#、10#轴承支承副励磁机转子, 采用端盖式轴承。监测中发现, 主励磁机7#轴承振动逐渐增大。虽然轴振动仍然处于报警值之内, 但是振动频谱出现了大量高次谐波分量, 而且其幅值大于基频分量, 成为主振动频率成分。

该机组发电机转子与主励磁机转子之间用波形筒半挠性联轴器连接。机组1#~8#轴承均装有1个电涡流传感器, 自汽轮机向发电机方向看, 传感器安装在上部偏左45°方向 (图2) 。

2. 振动现象

自2007年5月机组大修后投运以来, 7#轴振逐渐增大。振动变化分为3个阶段:

(1) 2007年5月-2008年5月, 7#轴振保持在65~80μm之间, 振动状态良好。

(2) 2008年6月—11月, 7#轴振呈上升趋势。轴振总体上升量约30μm, 期间最高值达117μm。转轴振动增大后, 增加了对轴承振动的测量。表1给出了不同时间所测7#轴承垂直方向和水平方向的振动速度有效值。从表中可以看出, 轴承垂直方向和水平方向振动中均出现了100 Hz、150 Hz和200 Hz的高次谐波分量, 高频分量的幅值甚至大于基频振动。高频分量中, 150Hz分量幅值最大, 100 Hz分量和200 Hz分量其次, 50 Hz分量幅值最小。

mm/s

(3) 2008年12月后, 7#轴振略有增加, 在110~120μm之间波动。与2008年10月25日相比, 轴承垂直方向和水平方向振动信号频谱中50 Hz、100Hz、150 Hz、200 Hz分量幅值均有较大变化。比较明显的是150 Hz分量振动幅值总体上是增加的。

3. 振动原因分析

高次谐波分量具有较高的能量。在同样的振幅下, 3×分量产生的交变力是1×的3倍。因此这种振动的破坏力较大, 很容易导致轴瓦的损坏, 轴瓦损坏后又会使振动进一步加剧。高次谐波振动一般有一个发生和发展的过程, 一旦振动达到较高的水平, 说明轴瓦已经损坏。

高次谐波分量产生的原因很多, 往往是轴承存在垫铁接触不良或轴瓦损坏等缺陷的综合反映。

(1) 垫铁接触不好。垫铁在轴承盖和上瓦之间, 轴承盖必须与垫铁接触良好, 并有一定的紧力, 一般为0.05~0.15 mm。如果紧力消失, 甚至出现间隙, 轴承盖与垫铁之间的刚度将随着轴承座垂直方向位移的变化而变化, 从而产生高次谐波振动。

(2) 轴瓦损坏。轴瓦损坏后, 油膜无法正常形成, 轴颈与轴瓦之间有可能发生干摩擦, 从而产生高次谐波振动。

(3) 振动过大导致轴颈与轴瓦之间的摩擦。

7#轴承轴振最大为117μm, 说明转子振动不是太大。查阅检修记录, 轴承紧力合适。考虑到7#轴承转轴振动和轴承振动逐步增大, 而且振动频谱中出现了大量的2×、3×、4×等分量, 怀疑轴承损坏。

连续监测发现, 随着7#轴振的增加, 轴瓦温度下降。2008年6月—12月, 7#轴振由0.076 mm上升至0.11 mm, 轴瓦温度从56℃下降至50℃。该期间内, 主励磁机励侧轴瓦 (8#瓦) 温度一直稳定在58℃左右。由此表明, 励磁机转子中心发生了变化, 导致7#瓦轴承脱空, 负载减小, 并进而导致7#瓦上瓦面与轴颈接触和上瓦脱胎。

4. 故障处理措施

2009年5月, 机组B级检修。打开7#瓦解体检查, 发现7#瓦上瓦局部脱胎。根据分析和检查结果采取如下措施:①将励磁机转子中心比设计中心提高0.035 mm, 增加7#瓦运行状态下的负载;②将波形联轴器与发电机转子同心度调至标准值以内, 实测修后最大偏差为0.2 mm。

5. 检修后振动情况

2009年6月, 机组检修后启动。负荷300 MW时, 7#轴振和8#轴振分别为46μm和36μm, 轴瓦温度分别为58.5℃和59.5℃。7#轴振达到优良水平, 高次谐波分量消除, 如表2所示。

mm/s

6. 结论

(1) 轴瓦损坏的振动特征主要表现为轴振动和轴瓦振动的逐步增大, 振动频谱中出现比较明显的100 Hz、150 Hz、200 Hz高次谐波成分。

(2) 主励磁机运行状态下转子中心变化是导致7#瓦上瓦面与轴颈接触以及上瓦脱胎的主要原因。

(3) 通过更换轴承以及调整转子中心, 降低了机组总体振动以及振动信号中的高频分量。

参考文献

[1] 张值明.滑动轴承的流体动力润滑理论[M].北京:高等教育出版社, 1986

轴承振动分析故障案例 篇5

发动机曲轴轴承作为发动机重要部件之一, 承受复杂交变载荷作用, 工作条件苛刻恶劣, 长期运行难免出现机械磨损, 使发动机产生异常振动和噪声。由于曲轴轴承位于发动机最内部, 拆检困难, 所以, 研究不拆检方法进行有效故障诊断显得十分重要。目前, 有众多学者利用机体表面振动信号, 通过一系列信号处理方法进行曲轴轴承故障特征提取和诊断研究, 取得很多成果[1~5], 但研究重点通常放在信号的分析处理上, 而对故障引起振动信号异常的原因和机理分析较少。因此, 提出利用模型仿真分析方法, 获取轴承油膜压力、轴承载荷等难以测量的重要参数数据, 了解故障对曲轴轴承载荷的影响, 从而可从激励力变化角度分析故障对机体表面振动信号的影响, 为故障特征提取研究提供更可靠的分析依据。

利用AVL EXCITE Power Unit平台, 搭建发动机多体动力学仿真模型进行故障模拟分析, 以见诸报道[6~8], 通过改变模型结构或性能相关参数实现故障模拟, 可轻易获得故障状态下相关激励力数据和机体任意位置振动信号数据, 所以, 基于模型仿真分析方法可使分析范围更加广阔、分析程度更深入。

1 仿真模型设计与分析

AVL EXCITE平台专为发动机动力学建模与分析而开发, 在发动机NVH分析方面有很大优势, 广泛应用于结构振动和噪声分析、轴承油膜分析、曲轴动态技术等领域。

1.1 发动机动力总成模型[6]

利用EXCITE Power Unit提供的发动机机体总成、曲轴有限元模型和活塞连杆组简化体 (无质量梁和质量点) , 通过内部多种类型的非线性耦合单元连接构成刚柔耦合的多体动力学模型, 如图1所示, 其中机体总成有限元模型包含缸体、缸盖、气门座、凸轮轴盖座、进排气总管、油底壳、悬置支架和变速器等;发动机外围附件视为质量点, 其中包含发电机、起动机、空调压缩机和动力转向泵等, 利用梁单元或刚性体单元RBE2与机机体进行连接。

EXCITE Power Unit提供多种非线性耦合单元用于部件连接, 包括非线性弹簧-阻尼模型、液动滑动轴承、轴向推力轴承模型、活塞缸套导向等, 并且连接单元也可进行参数设置, 使模型仿真更接近实际。

另外, 活塞敲击激励和配气机构激励由EXCITE配套系列软件Piston&Rings和Timing Drive建模仿真计算获得, 再作为外部载荷载入Power Unit建立的动力总成模型, 计算结果更加可靠。

1.2 ENHD轴承模型分析

作为发动机重要的作用力传递部件, 曲轴轴承的建模质量对计算结果影响非常大, 而且为模拟轴承磨损, 模型必须能提供相关间隙调整参数设置, 综合考虑计算精度和效率, 选用ENHD扩展液力滑动轴承模型作为发动机主轴承连接部件。ENHD模型把轴颈作刚性处理, 而轴瓦作弹性处理, 可考虑轴承间隙、不对中等问题, 用于振动噪声分析, 其精度满足要求。

实际上, 曲轴轴承磨损过度后, 轴承间隙增大, 油膜压力发生变化, 从而导致轴承载荷变化, 因而引起机体表面振动信号相应变化。通过模型仿真, 可得到油膜压力变化情况。ENHD模型在很大程度上简化了油膜压力的求解, 计算效率较高, 实际上就是基于一定假设条件下进行推导和求解Reyonlds方程[9,10]。如图2所示为轴承结构与运动参数示意图[9], 这种边界条件认为从最大间隙hmax到最小间隙hmin的整个半周油膜间隙内都有完整油膜, 在油膜收敛区ϕ~ϕ+π形成正压力, 压力p>0;在ϕ和ϕ+π两端点位置, p=0;发散区ϕ+π~ϕ+2π油膜全部破裂, 其压力等于某一固定值;轴瓦两端点位置, p (θ, ±L/2) =0。

根据上述边界条件假设, 动力滑动轴承油膜压力方程可以表示为一谐波合成表达式[9]:

式中, p是油膜压力;θ为周向坐标; 为无量纲轴坐标, ;µ为机油粘度系数;L为轴承宽度;H为无量纲油膜厚度, H=h/c;h为油膜厚度;c为轴承半径间隙;ε为偏心率, ε=e/c, ;ωavg为轴颈旋转角速度;αξ=ϕ为最小油膜间隙偏位角。由油膜分布压力, 积分求解出油膜反力。

实际计算时, ENHD模型将轴瓦作为缩减的一系列节点处理, 轴向节点有3排, 每排圆周分布24个, 每个节点有X、Y和Z三个方向自由度。轴承座有与之相连的节点进行对接, 轴颈上也有3个节点与轴瓦3排圆周分布的节点进行点对面的连接, 如图3所示。

2 故障设置及轴承载荷分析

由于轴承磨损使得轴瓦与轴颈之间径向间隙增大, 由式 (1) 可知, 这将导致油膜厚度、压力等相关参数变化, 最终使轴承载荷产生变化。本文通过调整主轴承ENHD模型参数, 实现轴承磨损故障的模拟。

2.1 故障设置

正常状态下, 发动机主轴承间隙在0.02mm~0.025mm之间, 根据分析需要, 把5个主轴承半径间隙数值同时设置为0.05mm、0.1mm和0.2mm, 这样就可以模拟轴承磨损故障, 故障程度分别为轻微、中等和严重。需要注意的是, 数值设置不能太大, 否则可能超出EHND模型正常计算范围, 导致计算出错。

2.2 轴承载荷分析

通过仿真计算, 可以获取主轴承载荷数据, 由于主轴承作用力直接作用于机体而引起其振动, 所以可从激励力这一本质要素着手分析机体表面振动异常的原因, 因此, 重点分析不同状态下的主轴承作用力情况。

如图4所示为不同状态下的各主轴承Z向轴承反力, 此时发动机转速2000r/min。在各缸气体爆发时刻, 与该缸相邻的两个主轴承的轴承反力达到最大值, 无论正常状态还是磨损故障状态, 轴承反力幅值较大段曲线变化相差不大。但在幅值较小的波谷段曲线, 有较显著差异, 可以看到, 随着轴承间隙的增大, 幅值较小区间的轴承力曲线波动显著增强。

同样的, 对于Y向轴承反力, 也有相同规律, 即随轴承间隙增大, 轴承反力波动加剧, 如图5所示。实际上, 其他转速工况下的轴承反力变化情况也大致相同, 这里不再列举。

对于轴承力波动加剧的原因, 是由于间隙增大, 油膜厚度增大, 刚度减小, 对曲轴的支撑约束作用有所减弱, 曲轴轴颈动态弹性力增强, 经油膜作用, 使轴承对机体作用力波动趋势增强;另一方面, 油膜厚度增加, 其动态效应也增强, 油膜力波动更明显。

3 不同轴承磨损状态下机体表面振动信号分析

经上述分析, 主轴承磨损导致轴承力波动加剧, 再作用于机体, 会对机体表面振动信号产生影响。因此, 可通过机体表面振动响应信号来间接获取主轴承故障状态信息。

3.1 时域信号分析

为减少干扰, 提高信号传递直接性和有效性, 应选取轴承力作用点较近区域的振动信号进行分析, 本文提取曲轴轴承座附近的缸体中下部位置的表面振动加速度信号。如图6所示为发动机转速2000r/min时的Y向振动加速度信号时域波形, 图6 (a) 为正常状态, 图6 (b) 为轴承间隙0.2mm的严重故障状态, 可以看到, 比起正常状态信号波形, 磨损故障状态下的机体表面振动响应加速度信号更加复杂多变, 频率成分更丰富。从上述分析可知, 是由于轴承力的波动加剧引起的, 可进一步通过频谱分析其频率成分组成。

实际上, 从Z向振动加速度时域信号波形, 也可看到相同规律, 如图7 (a) 、图7 (b) 所示。

3.2 频谱分析

为了了解轴承力波动加剧对机体表面振动加速度信号的影响, 对发动机不同状态的机体表面振动加速度信号作频谱分析, 如图8所示为发动机转速2000r/min工况下的各状态频谱图。从图可知, 与正常状态相比, 磨损故障状态在200Hz~1000Hz附近内的低频段的振动能量有明显增强, 而且随着磨损间隙增大, 此频段振动能量也越大, 频率成分幅值增长突出;正常状态时, 此频段除主要几个阶次频率成分外, 其他频率成分不突出, 振动能量较小。

事实上, 分析可知此变化正是由于作用于机体的主轴承反力波动加剧, 致使机体表面振动加速度在200Hz~1000Hz范围内的中低频响应增强。因此, 作为机体振动重要激励力的轴承反力的变化, 是直接形成这一特征的原因, 可作为主轴承磨损故障诊断的一个特征。

对于Z向振动加速度信号频谱, 也可得到相同规律, 而且高转速时更加明显。如图9所示为发动机转速3000r/min时的正常状态和磨损故障状态的机体表面振动加速度信号频谱。可见, 故障状态下200Hz~1000Hz内的中低频振动能量显著增加, 故障特征明显。

上述仿真分析结论实际上与一些文献通过实验分析得到的结论具有一致性。从文献[11]对正常状态和曲轴轴承异响的振动信号功率谱图对比可知, 曲轴轴承异响振动能量在0.2k Hz~1.1k Hz频段有显著增长。从文献[12]对轴承磨损故障的实验数据分析可知, 振动能量开300Hz以上扩散, 特别是300Hz~600Hz、600Hz~900Hz频段能量增加较明显。因此, 由此也可验证本文通过轴承磨损故障仿真分析的合理性。

4 结论

通过基于模型仿真的曲轴主轴承磨损故障分析, 掌握了由于轴承磨损导致的轴承反力波动加剧情况, 这种轴承反力的波动, 作为重要激励力作用于机体引起机体表面振动信号的200Hz~1000Hz的中低频振动能量增加。因此, 基于模型仿真分析方法可从激励力等多方面分析故障的表现特征, 有助于故障的准确诊断。

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