Тема № 1. Вибрация подшипниковых узлов

В электрических машинах наибольшее применение находят радиальные шарикоподшипники, радиально-упорные и роликоподшипники с короткими цилиндрическими роликами (ГОСТ 8338 – 75 «Шарикоподшипники радиальные однорядные», ГОСТ 8328 – 75 «Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами», ГОСТ 8882 – 75 «Подшипники шариковые однорядные с двумя уплотнениями»).

В соответствии с ГОСТ 520 – 71 «Подшипники шариковые и роликовые. Технические требования» для подшипников качения устанавливаются следующие классы точности в порядке ее повышения: 0, 6, 5, 4, 2. Для подшипников большинства механизмов общего машиностроения применяются подшипники нормального класса точности 0.

Стандарты СТ СЭВ 144 – 75 «Единая система допусков и посадок СЭВ. Поля допусков и рекомендуемые посадки» и СТ СЭВ 145 – 75 «Единая система допусков и посадок СЭВ. Общие положения. Ряды допусков и основных отклонений» предусматривают поля допусков для посадочных мест валов и отверстий подшипников качения общего назначения. Поля допусков (квалитеты) обеспечивают по внутреннему и наружному диаметрам подшипника посадки с зазором, переходные посадки, посадки с натягом, назначение которых зависит от типа, размеров и класса точности подшипников, от величины, направления и характера нагружения подшипника, от режима работы узла и других условий эксплуатации. Значения шероховатостей посадочных поверхностей валов и корпусов, допускаемые отклонения от правильной геометрической формы и биение заплечиков ограничены установленными значениями.

Практика показывает, что подшипники качения являются наиболее интенсивными источниками вибрации во многих типах машин и особенно в быстроходных.

Основные сведения о вибрации электрических машин.

Механическая вибрация представляет собой движение тела относительно положения равновесия в пространстве. Колебания, генерируемые электрическими машинами, целесообразно рассматривать в диапазонах низких, средних и высоких частот. Наиболее вероятными причинами низкочастотных колебаний (от 0 до

300 Гц) являются эксцентриситет, неуравновешенность вращающихся масс, несовершенство подшипников качения, нарушение геометрии шип—подшипник и подшипников скольжения. Колебания среднечастотного диапазона (от 200 до 2000 Гц) возникают вследствие динамического взаимодействия между ротором и статором и из-за высших гармоник сил, возникающих в процессе работы машины.

В диапазоне высоких частот (свыше 2000 Гц) механические колебания представляют собой упругие волны, распространяющиеся по элементам конструкции машины. Эти колебания несут небольшую часть колебательной энергии и хорошо демпфируются. Основная же доля колебательной энергии приходится на низкие частоты.

Параметры, характеризующие вибрацию;

двойная амплитуда вибрации 2А, мкм;

вибрационная скорость , _ДБ (децибелы):

(9.2)

где – измеренная величина виброскорости, мм/с; =5*10-5, мм/с –нулевое (пороговое) значение виброскорости; вибрационное ускорение , дБ:

Рис. 9.1.

(9.3)

где – измеренная величина виброускорения, м/с²; =3*10^{- 4} м/с² – нулевое (пороговое) значение виброускорения.

Источники вибрации, которые приводят к снижению надежности и долговечности электрической машины, возникают под действием электромагнитных, аэродинамических и механических сил. Электромагнитные силы зависят от соотношения числа пазов ротора и статора, от параметров магнитной цепи, неравномерности воздушного зазора, несимметрии напряжения питания и др.

Аэродинамические силы возникают при вращающемся роторе и определяются конструкцией вентилятора и вентиляционных каналов.

Механические усилия зависят от качества изготовления подшипников, точности обработки посадочных мест под подшипники и замки и внброакустических свойств подшипниковых щитов, условий работы щеток и величины дисбаланса ротора. Дисбаланс ротора может возникнуть из-за технологических отклонений, прогиба вала, деформации ротора при нагреве, асимметрии конструкции машины, неоднородности вращающихся частей.

Элемент массой m₁ (рис. 9.1) создает неуравновешенную центробежную силу, называемую статическим небалансом, а пара одинаковых масс m₂ создает неуравновешенный момент или динамический небаланс. Для того чтобы обнаружить статическую неуравновешенность, исследуемый ротор помещают на ножевые опоры. Ротор поворачивается под действием массы m₁ до тех пор, пока элемент массой m₁ не займет крайнее нижнее положение. Динамический дисбаланс может быть обнаружен только при вращении ротора.

На практике а машинах полностью устранить дисбаланс невозможно. В связи с этим разработан ГОСТ 12327 – 79 «Машины электрические вращающиеся. Остаточные дисбалансы роторов. Нормы и методы измерения», которым лимитируются величины остаточных неуравновешенностей в зависимости от массы ротора, а машины в зависимости от требований по вибрациям делятся на три класса.

Расчет уровня вибрации, вызванной остаточной неуравновешенностью, ведется на основании уравнения собственных колебаний в вертикальной плоскости:

(9.4)

где х – радиальное смещение; М_д – масса двигателя; k – жесткость упругого элемента.

Частота собственных колебаний системы

(9.5)

Центробежная сила при статическом небалансе

(9.6)

где M_p – масса ротора, кг; =2 n/60 – угловая частота вращения ротора, 1/с; e=m₁r/M_P – величина относительной неуравновешенности; r – радиус вращения элемента массой m₁, м.

Радиальная составляющая центробежной силы

(9.7)

Радиальное смещение х относительно центра тяжести

(9.8)

Уравнение (9.8) получено при условии установки машины на упругих эле­ментах. В этом случае согласно ГОСТ 12379 – 75 «Система стандартов по вибрации. Машины электрические вращающиеся. Методы оценки вибрации» собственная частота колебаний машины не превышает 3 Гц.

Дифференцируя уравнение (9.8), определяем эффективную вибрационную скорость (мм/с) в любой точке на станине

(9.9)

Для динамического дисбаланса эффективная вибрационная скорость

(9.10)

где L – расстояние между подшипниками, м; l – расстояние между балансировочными плоскостями, м; J – момент инерции машины относительно оси, проходящей через центр тяжести машины и перпендикулярной оси вращения. Общий уровень вибрационной скорости

(9.11)

где – составляющие вибрационной скорости соответственно от дисбаланса ротора, электромагнитных сил и вибрации подшипников.

Вибрация подшипников. Изготовление деталей подшипников связано с наличием отклонений геометрических форм и размеров в пределах допусков, нормированных соответствующими ГОСТами. Эти отклонения обусловливают вибрацию, а следовательно, и износ подшипникового узла. Наиболее существенными источниками вибрации являются: радиальное и осевое биение колец, овальность, гранность и конусность колец, разноразмерность шариков, допуски в гнездах сепараторов, волнистость и шероховатость дорожек качения, овальность и гранность шариков.

Радиальное биение наружных колец нарушает соосность в подшипниковых узлах. Боковое биение торцов внутренних

(9.12)

и наружных колец вызвано их непараллельностью, которая приводит к перекосу внутреннего кольца относительно наружного. Величина указанного биения тем меньше, чем выше прецизионность подшипника.

Овальность колец является причиной вибрации с частотой (Гц), равной двойной частоте вращения машины (об/с):

Частота вибраций, возбуждаемая разноразмерностью шариков, зависит от скорости вращения сепараторов и конкретного распределения разноразмерных шариков в подшипнике. При равномерном чередовании в подшипнике шариков большого и малого размера эта частота (Гц)

(9.13)

где r₁, r₂ – радиусы дорожек качения соответственно внутреннего и наружного колец; z – число тел качения.

Овальность и гранность тел качения зависят от класса точности подшипников. Частота вибрации (Гц), вызванная гранностью тел качения,

(9.4)

где d_ш.о=d_ш/D₀ – относительный диаметр тел качения; D₀ – диаметр окружности по центрам тел качения; d_ш – диаметр тел качения; k₁ – число граней.

Чрезмерно большие зазоры в гнездах сепараторов приводят к смещению сепараторов на величину зазора и появлению вибрации с частотой (Гц)

(9.15)

Вибрация с такой же частотой возникает из-за неуравновешенности сепаратора. Малые зазоры могут быть причиной заедания шариков и нарушения кинематики вращения подшипника, что является причиной повышенного шума.

Возникающие в подшипниковых узлах динамические импульсы от волнистости не имеют периодического характера. Частота и спектр вибраций, обусловленных этими причинами, нестабильны. Составляющие этого спектра лежат преимущественно в области высоких частот. Рекомендуется применительно к дорожкам каче­ния шариковых подшипников волнистостью считать углубления, превышающие по высоте 0,1 мкм и длиной, соизмеримой с радиусом шариков.

Частота (Гц) вибраций, обусловленная волнистостью,

(9.16)

где m – число волнистостей по окружности дорожек качения внутреннего (-) или наружного (+) кольца.

Шероховатость поверхностей качения имеет меньшее значение в виброспектре подшипников из-за малого расстояния между отдельными выступами по сравнению с радиусом шариков.

Кроме указанных причин возможны локальные дефекты на дорожках качения. К числу таких дефектов относятся местное бринеллирование дорожек качения при транспортировке машин по железной дороге. Частота (Гц) вибрации, обусловленная этим явлением,

(9.17)

где k₂ – число дефектов на дорожках качения. Знак «-» принимается при наличии дефектов на наружном кольце.

Вибрация подшипников возбуждается также периодическими изменениями жесткости подшипника при перекатывании тел качения. Частота (Гц) этой вибрации

(9.18)

На уровень вибрации с этой частотой кроме жесткости колец влияют радиальный зазор и величина нагрузки на подшипник.

Все указанные частоты можно обнаружить в спектре вибрации машины, снимая его на наружных кольцах подшипников.