滚动轴承试验台动载荷加载装置

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　　摘  要：旋转机械系统存在于各个领域，如航空发动机、燃气轮机、水轮机、风力发电机等，这些旋转机械都可以抽象为转子系统。转子系统主要由旋转部件和支承部件组成，就支承部件而言，包括滚动轴承、滑动轴承、磁浮轴承和气浮轴承等。由于滚动轴承具有摩擦阻力小、功率损耗少、启动力矩小、旋转精度高、润滑和拆装简便等特点[1-2]，其在旋转机械中获得了大量的应用。如在矿山机械设备中，就应用了大量滚动轴承。虽然滚动轴承在各种机械系统中获得了广泛的应用，但是由于其复杂的摩擦、润滑、接触、碰撞等非线性特性，使得轴承成为机械故障多发的部件。统计研究表明，滚动轴承引起的故障大概占旋转机械故障的30%左右[3]。因此由于滚动轴承的损坏而发生的事故很多。例如，风力发电机的旋转部件由大量轴承组成，轴承的运行状态直接关系到风力发电机的平稳运行，尤其是行星架轴承，由于风速时变，因此行星架轴承承受了大量的变载荷的冲击，因此对于行星架轴承的动态加载信号的分析和检测非常必要。
　　关键词：旋转机械;轴承;动态加载
　　中图分类号：TH133.33 文献标志码：A 文章编号：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
　　滾动轴承的状态监测和故障诊断对于旋转机械设备的安全运行意义重大。过去对于轴承信号的实验，大多是以静态加载的方式获取信号[4-7]，这对于平稳运行下的设备还是符合要求的，但是轴承设备的损坏都是由于不规则的运动，尤其是在变载荷下的运行，极容易产生破坏，因此研制一种能模拟动态载荷的轴承加载装置十分必要，我们根据实验室目前已有的设备加以改造，研制出了动态加载装置，该装置不仅操作简单，更主要的是能很好地模拟实际工况下的轴承运行情况，弥补了过去没有动态加载实验数据的空白，根据该成果，发表了多篇文章，已经申请了多个项目，设备为实验室的建设发挥了重要的作用[8-9]。 　　1 设备介绍
　　设备主要是根据实验室已有条件结合课题对于动态加载轴承信号的需要而研制的设备，此设备最主要的特点是在变转速下，对实验轴承进行径向X方向变载荷，以及径向Y方向静载荷下的不同故障轴承进行试验。轴承试验台电机采用三相异步电机，型号：Y112M-6，功率为2.2kW，最高转速为920r/min。实验用轴承及故障形式：6220、N220;内圈、外圈、滚动体、保持架等。转速方式：利用变频器调节电机转速，测试不同转速下对各种故障信号的影响。
　　1.1 设计任务
　　设计减速器动载荷加载装置，利用JZK-100激振器对轴承外圈进行动载荷径向加载，动载荷峰值达到10kN以上。
　　1.2 设计方案拟定
　　激振器JZK-100的激振力峰值为1kN，若使轴承外圈的动载荷峰值达到10kN以上，则至少需要将激振器输出的力放大十倍。该动载荷加载装置采用杠杆原理对激振力进行放大，其结构简图如图1。由于激振器工作时杠杆反复运动，多数零部件都会随之不停地在两个方向的载荷下工作。这就要求装置中的轴孔配合要紧密些，避免产生松动造成空行程而不能充分模拟动载荷。
　　2 动载荷加载装置零件设计
　　经测量，激振器端部距离轴承中端为800mm。拟放大19倍，故杠杆上端与中端孔距为40mm，中端与下端孔距为760mm。因激振器激振峰值为1kN，易知上端孔处受力19kN，中端孔处受力为20kN。材料均选用45#钢。
　　2.1 销轴
　　（1）按剪切强度设计
　　查手册的到销轴的切应力[τ]=60MPa。
　　取杠杆及安装件厚度均为b=15mm，杠杆左右留有间隙为1mm，F1=20kN，F2=F3=10kN，如图2。由于施加载荷为动载荷且力的频率较高，故取安全系数为2。
　　（2）校核销轴在杠杆中部的挤压应力
　　由于杠杆顶端受力状况与中端相似，且为了设计加工方便，其使用销轴直径也为18mm。
　　（3）轴孔配合
　　因为销轴与杠杆在工作过程中，轴、孔反复受到不同方向载荷的作用，为了避免震荡以及降低噪声，保证加载装置稳定工作，选用轴孔过盈配合，且为基孔制。
　　（4）销轴工艺性设计
　　为了定位杠杆，保证杠杆在工作过程中不与上、下端连接及支架内侧两个面接触产生摩擦损耗以及噪声，将销轴加工为阶梯轴，大端尺寸均比销轴设计尺寸大1mm，如图3，阶梯端面与杠杆一侧面接触，杠杆左右各留有1mm空隙。
　　阶梯轴大端配合尺寸同样选用H7/p6过盈配合，经计算粗销轴大端为19p6+0.035+0.022，细销轴大端为11p6+0.029+0.018;对应的上端连接大孔及支架大孔为19H7+0.021   0，下端连接大孔为11H7+0.017   0。销轴左端开宽度为k=1mm的槽用于安装卡簧，固定销轴。
　　2.2 杠杆
　　根据试验台的空间限制，杠杆宽度取b=15mm，需对杠杆的高度进行尺寸设计。杠杆在工作过程中始终受到激振峰值为F=1×103N的力作用于下端部，为了使计算简便，将动载荷简化为F=1×103N的静载荷进行设计，同时取安全系数为2。简化示意图如图4所示。图5为剪力、弯矩图。
　　2.3 螺纹桿
　　同理，计算杠杆下端与激振器连接螺杆小径d1≥2.59mm，故实验室所提供的公称直径为8mm的螺杆满足强度要求。
　　2.4 支架及底座螺栓
　　（1）结构设计
　　采用如图6所示支架结构，单个支架上由于空间限制，只能安装两个螺栓。
　　（2）螺栓受力分析
　　图6为支架的受力简图，支架孔处受销轴水平作用力为F∑v=10kN，轴向力为0，倾覆力矩M=F∑v×0.08m=800N·m。
　　（3）确定螺栓直径
　　（4）校核螺栓接合面工作能力及预紧力
　　直径确定后需校核螺栓组连接接合面的工作能力。首先右端连接接合面的挤压应力不得超过许用值。因为
　　此外，螺栓所受预紧力也应满足要求。对于碳素钢螺栓来说，要求F0≤（0.6～0.7）σsA1，取预紧力下限即0.6σs A1=34364.7N>18750N，故满足要求。
　　（5）支架的工艺性设计
　　由于支架与固定钢块之间仅通过普通螺栓连接，支架位置的精确度难以保证，故需设计一形状配合来保证支架位置。如图7、图8，在支架下端面加工一宽50mm的凹槽，在固定钢块顶端加工宽50mm的凸台，该形状配合不仅满足了定位的需要，还可以抵消相当一部分支架承受的横向力，降低螺栓的负载。
　　2.5 绘制工程图
　　关键尺寸设计完成后，共绘制8张零件工程图。此外，用三维建模软件Solidworks对改进后的轴承试验台总体建模，如图9。
　　3 重要零件的有限元分析
　　动载荷加载装置中杠杆在传递力与位移的过程中都起着决定性的作用，因此需要对其做动态环境中的有限元分析，保证杠杆在工作过程中不失效。
　　杠杆在工作过程中上端孔与中端孔由于销轴的固定连接作用其位移是很小的，几乎不会变化，故将杠杆视作悬臂梁处理，下端部始终施加峰值为1kN，频率为10～2kHz（由激振器工作频率决定）的正弦载荷。
　　3.1 杠杆的模态分析
　　利用有限元分析软件Ansys对杠杆进行模态分析，得知杠杆在10～2kHz中共存在1到7阶的7个固有频率，分别为31.29Hz、59.52Hz、128.26Hz、357.59Hz、367.45Hz、577.12Hz、697.06Hz，其中1、3、4、7阶固有频率处为沿厚度方向的振动，2、5阶固有频率处为沿高度方向的振动，第6阶固有频率处为扭转振动。因为激振器激振方向为沿高度方向，故只在第2、5阶固有频率处会产生共振。振型分别如图10、11。 　　3.2 杠杆谐响应分析
　　由于在模态分析中未体现力的特征，故仍需对杠杆进行谐响应分析，还确定杠杆的安全工作频率。由于杠杆的共振区间在10～500Hz范围内，故在Ansys中对杠杆划分网格、施加力与约束之后，在10～500Hz内每隔5Hz对杠杆进行谐响应分析，共得到99个数据点。利用origin绘图软件将数据点拟合成线之后，与45号钢的屈服强度380MPa求交点，得到杠杆的临界工作频率，如图12。
　　从图中可以看出在（40.34Hz～75.70Hz）与（353.20Hz～381.09Hz）两个区间内，杠杆的最大应力超过了钢的屈服强度，会造成杠杆不可逆的损坏。故在实验过程中要避免这两个区间内频率的出现。杠杆在第2阶、第5阶共振频率处应力云图13、图14。
　　4 实物展示
　　经过零件加工与装配后，滚动轴承故障试验台实物图如图15所示。实验过程中，试验台噪声水平较低并可以较好地模拟动态载荷。图16为动载荷加载装置局部放大图。
　　5 结束语
　　旋转机械中轴承是不可缺少的零件，其在设备运行中起到旋转支撑作用，由于设备在实际运行状态的情况下，大多都是变载荷的工况，因此在使用中极易产生各种故障，严重的会给人们生产生活带来影响，为此根据实验室现有的条件而设计的变载荷装置成功地模拟了变载荷轴承的实际运行情况，设备运行良好，获取的数据达到了预期效果，设备的改进为实验室今后的发展提供了很好的支撑，以及为今后科研工作奠定了基础。当然设备还有不足，由于动态加载系统是以原有设备为基础改进的，因此限制了它的一些功能，希望能有机会根据目前设备的优缺点，重新设计一台新的轴承加载设备，不仅仅是X方向实现动态加载，并且实现更换各种轴承，不局限与某一型号的轴承。
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