Определение рациональных частот вращения роторов с целью минимизации их радиальных биений

Полный текст

Динамическое качество и параметрическая надежность высокоскоростных роторов во многом зависят от подшипников качения, установленных в опорах, которые, в свою очередь, лимитируют ресурс и надежность узлов. Состояние подшипников является наиболее значимым фактором, влияющим на виброакустическую картину узла ротора. И, как следствие, анализ состояния опор исследуется методами виброакустической диагностики. Состояние подшипниковых опор во многом определяется предварительным натягом (далее - преднатяг). Правильно подобранный преднатяг подшипниковых опор обеспечивает стабильный температурный режим работы узла ротора, минимальную погрешность вращения ротора и динамическое качество, сохраняет их неизменность с течением времени, т.е. обеспечивает параметрическую надежность роторного узла в целом. Ранее, в работах [1-3], уже были описаны результаты исследования высокоскоростного шлифовального электрошпинделя с опорами качения на предмет влияния преднатяга на виброакустическую картину и динамические характеристики узла. Целью настоящего эксперимента являлась оценка возможности контроля электрошпинделя, т.е. выполнялся поиск лучших контрольных точек конструкции узла для тестовых воздействий с целью получения большей полезной информации о состоянии узла. К тому же на некоторых моделях электрошпинделей вылет шпинделя может быть мал настолько, что сделало бы невозможным тестовое воздействие по переднему концу шпинделя. Следует отметить, что в рамках данного эксперимента дискретные воздействия силой применялись и по корпусу шпиндельного узла: у передней опоры, в районе задней опоры и в средней области корпуса. Схема стенда для эксперимента и дискретных воздействий по корпусу электрошпинделя приведена ниже на рис.1. Рис. 1. Схема экспериментального стенда при импульсных воздействиях Объектом исследования был высокоскоростной шлифовальный электрошпиндель отечественного производства, жестко закрепленный на массивном столе из чугуна. В его передней и задней опорах установлены одинаковые одиночные радиально-упорные подшипники 76101Е второго класса точности. Задняя опора является плавающей. Аксселерометр резьбовым соединением был закреплен на корпусе (над передней опорой шпинделя) на одной оси с вектором приложенного удара. Для измерения и контроля усилия преднатяга в электрошпиндель был установлен датчик силы между пружиной преднатяга ирегулировочным винтом. Для получения и сохранения информации в виде откликов виброускорения использовалась информационно-измерительная система, состоящая из датчика виброускорения АР98 с встроенной электроникой стандарта ICP, датчика силы, модулей NI 9234 и NI 9219, контроллера (шасси) NIcDAQ 9172 и программного обеспечения NationalInstrumentsSoundandVibrationAssistant [4]. Датчик виброускорения подключался к модулю NI 9234. Датчик силы MLB13, установленный между пружиной преднатяга и регулировочным винтом, является тензодатчиком, собранным по полно-мостовой схеме, выход которого подсоединялся к одному из каналов модуля NI 9219. Дискретные воздействия в область передней и задней опор и в середину корпуса наносились по линии параллельно главной продольной осевой линии шпинделя и находящейся с ней на одной горизонтальной плоскости, параллельно плоскости чугунного стола (рис. 1). В настоящем эксперименте, были нанесены по три дискретных воздействия по корпусу, в район передней опоры, для каждого из пяти значений преднатяга: 0 Н; 6 Н; 24 Н; 36 Н; 56 Н. Были получены временные реализации и проведен их спектральный анализ. Полученные спектральные характеристики временных реализаций для пяти значений преднатяга приведены ниже на рис.2. Рис. 2. Спектр сигнала отклика при нанесении кратковременного импульсного воздействия по корпусу в область передней опоры Анализ показал, что для всех значений преднатяга энергия сигналов виброускорений сосредоточена в основном на частоте 0,4 кГц. Настоящая резонансная частота не меняется при изменении преднатяга, а значит не зависит от контактной жесткости подшипниковых опор, и, вероятнее всего, формируется массо-жесткостной системой с неизменными параметрами. Спектральный анализ на рис.2 показывает, что при близких амплитудных значениях на частоте 0,4 кГц, амплитуды частот на интервале от 3 до 6 кГц отличаются более чем в десять раз. Участок АЧХ от 3,2 до 4,2 кГц, является частотным интервалом который больше всего зависит от преднатяга, в случае нанесения ударов по переднему концу шпинделя, при дискретном воздействии силой на переднюю опору имеет наиболее равномерную и стремящейся к линейной характеристику (рис.2). Это свидетельствует о том, что при дискретном воздействии в район передней опоры корпуса, частоты в этом диапазоне плохо возбуждаются. При детальном визуальном анализе настоящего интервала частот приходим к выводу, что угол наклона спектральной огибающей к оси абцисс с увеличением преднатяга уменьшается. В результате проведенного эксперимента при кратковременных дискретных воздействиях силой в среднюю часть корпуса были получены временные реализации виброускорений при значениях преднатяга 80 Н; 100 Н; 120 Н. Методом гармонического анализа с помощью средств графического программирования LabView для полученных временных сигналов были определены их спектральные характеристики. Частотный состав полученных временных реализаций более равномерный и с менее выраженными резонансными частотами. Очевидно, связано это с тем, что корпус узла имеет лакокрасочное покрытие, которое является паразитным гасителем, т.е. демпфирует колебания. А в случае с шлифовальным электрошпинделем в производственных условиях воздействие по корпусу узла гасится за счет наличия в полости корпуса жидкости, охлаждающей обмотки статора. Подобные результаты были получены при нанесении тестовых воздействий стальным шариком по корпусу узла в область задней опоры. Спектральные характеристики полученных временных сигналов при значениях преднатяга 0 Н; 80 Н; 100 Н говорят о том, что возбуждаются частоты на интервале от 5000 Гц и выше. Значения резонансных частот не меняются и не зависят от значения преднатяга опор. Для случаев, когда воздействие было нанесено в середину корпуса и в область задней опоры, поиск частот и частотных интервалов, зависимых от значений преднатяга проведенный анализ не дал определенных результатов. В итоге можно сделать вывод, что контрольными точками для дискретных воздействий при тестовой диагностике узла, с целью обеспечения динамических характеристик, могут являться точки на поверхности переднего конца шпинделя и точки на корпусе узла, которые максимально близки к передней опоре шпинделя. В итоге проведенных исследований и анализа динамических характеристик полученных временных реализаций, для обеспечения динамического качества роторов нужно провести следующие мероприятия: 1. На этапе сборки и ремонтных восстановительных работ, а в случае когда организован мониторинг за состоянием роторов и в перерывах их работы, необходимо проводить диагностику состояния опор роторов и определять значение их преднатяга. Диагностику необходимо проводить путем нанесения тестовых дискретных воздействий по переднему концу ротора. При нанесении дискретного воздействия необходимо обеспечить, чтобы мгновенная амплитуда сигнала отклика не превышала динамический размах используемого аксселерометра и не деформировала элементы роторов. В случае, когда невозможно дискретно воздействовать по переднему концу ротора, в качестве второй точки для воздействия необходимо выбрать точку на корпусе на передней опоре ротора. Точка контроля не должна иметь лакокрасочного покрытия и демпфировать воздействие. При этом нужно обеспечить, чтобы вектор дискретного воздействия силой и рабочая ось аксселерометра находились в одной плоскости. 2. Исследовать полученные временные реализации нужно методом гармонического анализа. На базе спектра амплитуд или спектра мощности определить резонансные частотные диапазоны для всего интервала значений преднатяга подшипников качения используемых в диагностируемом узле ротора, для которого обеспечиваются или улучшаются динамические характеристики. При этом качественно определить резонансные частоты возможно только по спектру реализаций, полученных при дискретном воздействии на передний конец ротора. Обороты вращения выбирать таким образом, чтобы частота вращения ротора, а также и другие частоты основных вынужденных колебаний опор качения, не попадали в зоны резонанса роторного узла. К примеру, для шлифовального электрошпинделя с подшипниками качения 76101Е второго класса точности, который использовался в эксперименте, заявленные заводом изготовителем рабочие частоты вращения ротора от 60 т. до 100 т. об/мин. Путем анализа спектральной характеристики для данного шпиндельного узла выбраны эксплуатационные режимы, при которых будут не только обеспечиваться динамические характеристики узла, но и повышаться за счет уменьшения вибрационной активности. Результаты зависимостей частот вращения электрошпинделя от значения преднатяга приведены в виде табл.1. и на рис. 3. Рис. 3. Зависимости частот вращения электрошпинделя от значения преднатяга В таблице в строке «рекомендуемые частоты вращения шпинделя» вторым рядом приведены диапазоны частот, которые могут быть рабочими частотами вращения шпинделя исследуемого узла при условии, что будут решены задачи по отводу увеличенных тепловых выделений опор и своевременного подвода смазки, а также охлаждения обмоток статора. Применение предлагаемых частот вращения, при соответствующих значениях преднатяга, могут значительно повысить производительность электрошпинделя, сохраняя динамические характеристики узла. С ростом преднатяга расширяется диапазон рекомендуемых частот вращения шпинделя. Для всего интервала значений преднатяга верхние и нижние границы рекомендуемых диапазонов частот находятся выше по частотной оси соответствующих границ частотных диапазонов вращения электрошпинделя, заявленных заводом изготовителем. Для улучшения динамических характеристик узла, из заявленного заводом изготовителем интервала рабочих частот вращения шпинделя от 60 т. до 100 т.об/мин следует вообще исключить диапазон частот вращения от 60 т. до 75 т.об/мин. т.к. он перекрывается с зоной собственных резонансных частот электрошпинделя на интервале от 0,85 до 1,25 кГц. Использование электрошпинделя на оборотах вращения от 51 т. до 75 т. об/мин ведет к росту вибрационной активности ШУ и как вывод к ухудшению его динамических характеристик. Зависимости частот вращения электрошпинделя от значения предварительного натяга Предварительный натяг Pn , Н 0+ 20+ 40+ 60+ Рекомендуемые частоты вращения,т. об/мин 93-99 121,8 - 123 87-105 84 -106,2 111 - 132 82,8-107,4 111 - 144 Интервал частот вращения, заявленный производителем, т. об/мин 60 - 100 60 - 100 60 - 100 60 - 100 3. Для выбора рациональных частот вращения высокоскоростных роторов, с целью уменьшения их радиальных биений, необходимо определить значение преднатяга опор роторов. Для этого необходимо вычислить относительную пиковую частоту, которая вычисляется как абсцисса центра тяжести соответствующих резонансных интервалов спектра сигнала. Для автоматизации контроля (без разборки узла) значений преднатяга опор однотипных роторов и обеспечения их динамического качества, необходимо предварительно создать базу эталонных значений критерия в виде относительной частоты пика и соответствующих ей значений преднатяга.

Об авторах

Эрик Сергеевич Гаспаров

Самарский государственный технический университет

(к.т.н.), старший преподаватель кафедры «Транспортные процессы и технологические комплексы» Россия, 443100, г. Самара, ул. Молодогвардейская, 244

Владимир Иванович Петрунин

Самарский государственный технический университет

(к.т.н., доц.), доцент кафедры «Автоматизированные станочные и инструментальные системы» Россия, 443100, г. Самара, ул. Молодогвардейская, 244

Список литературы

Дополнительные файлы