Виброакустического диагностирования
 Скачать 2.49 Mb.
|
|
5 1. ПРАКТИЧЕСКИЕ АСПЕКТЫ ВИБРОАКУСТИЧЕСКОГО ДИАГНОСТИРОВАНИЯ Основными задачами диагностирования состояния машинного оборудо- вания являются [1-8]: определение технического состояния, в котором находится оборудо- вание в прошлом (генезис), настоящем (диагноз) и будущем (прогноз); поиск места и определение причин неисправности; контроль технического состояния, т.е. определение вида технического состояния. Видами технического состояния являются исправное и неисп- равное, работоспособное и неработоспособное и т.д. Решение этих задач необходимо для организации технического обслу- живания оборудования по фактическому техническому состоянию вместо обслуживания по ресурсу и реализации безопасной ресурсосберегающей эксплуатации оборудования всех отраслей народного хозяйства. Механизм формирования виброакустического сигнала и алгоритм ана- лиза его параметров может быть представлен блок-схемой (рис. 1.1). Наиболее жесткие требования в плане точности оценки параметров виб- роакустического сигнала, которая связана с общей длиной T r временной ре- ализации, предъявляет спектральная плотность любого процесса. Анализ составляющих, которые определяют величину нормированной среднеквад- ратичной ошибки спектральной оценки [32], показывает, что случайная часть нормированной среднеквадратичной ошибки спектральной оценки зависит от общей длины реализации T r и разрешения по частоте В е (в предположении, что спектральная плотность мало меняется в пределах полосы частот шириной В е и что процесс является гауссовым). Это означает, что длина реализации, требу- емая для получения такой спектральной оценки с заданной нормированной среднеквадратичной ошибкой (СКО) e r оценки, определяется в виде 2 r e ε B 1 T = , (1.1) где В е – разрешающая способность по частоте - известный параметр рас- четного метода, а не подлежащий определению параметр процесса. При осреднении по частотам L и отрезкам n d реализации СКО e r оценки связана с разрешающей способностью по частоте В е : d / r r d / e n , T n B 1 = e = ; L , T L B // r r // e 1 = e = ; 6 L n ; T L n B d /// r r d /// e 1 = e = ; 2 /// r /// e r ) (ε B 1 T = (1.2) где B / e , B // e , B /// e – разрешающая способность по частоте при осреднении по отрезкам, частотам, совместно по отрезкам и частотам соответственно. При спектральном анализе требуется определить шаг по частоте и макси- мальную частоту спектра. Последняя называется частотой Найквиста. Общая длина реализации для вычисления преобразования Фурье определяется как t N T r D × = (1.3) тогда максимальная частота спектра f N t f c D × = D = 2 2 1 (1.4) Следовательно, шаг по частоте ( Df) можно определить по формуле: r r c T T t t N t f 1 1 2 2 1 = D × D = × D = D (1.5) Обычно максимальная частота спектра (с учетом аппаратурных особен- ностей) составляет до 80% от частоты Найквиста f N . t . f c D × = D = 2 8 0 2 8 0 (1.6) Значение N/2 определяет число спектральных линий. Частота дискрети- зации: t f s D = 1 (1.7) Один из важных вопросов, который является общим для всех классиче- ских методов спектрального оценивания, связан с применением функции окна или весовой функции. Обработка с помощью окна используется для управ- ления эффектами, обусловленными наличием боковых лепестков в спек- тральных оценках. Таким образом, основное назначение весовой функции – уменьшить величину смещения (или дисперсии) спектральной оценки. Отсутствие весовой функции при конечной длине реализации равносиль- но применению прямоугольной весовой функции. Прямоугольная весовая функция не оптимальна при анализе стационарных сигналов, в частности сигналов, содержащих дискретные составляющие, ввиду потенциальной разрывности на концах обрабатываемой последовательности. Более эффек- тивная весовая функция при анализе стационарных сигналов должна иметь нулевые значения на обоих концах и плавно изменяющиеся значения задан- ной длины реализации анализируемого сигнала. 7 Источники вибраций: зазоры, погрешности изготовления, сборки и монтажа кинематических пар и сопряжений, переменность и цикличность рабочих нагрузок, дисбаланс и несоосность вращающихся деталей и т.д. Гармонические вынуждающие воздействия Импульсные (ударные) вынуждающие воздействия Передающая среда: звенья кинематических цепей, детали крепления, корпус и т.д. Свободные затухающие колебания передающей среды Вынужденные незатухающие колебания передающей среды Часть поверхности корпуса, к которой крепится датчикодержатель Колебательная система корпус - датчик с элементами крепления Чувствительный элемент вибродатчика Система регистрации и анализа Спектр Временная реализация Спектр огибающей Кепстр Характеристики стохастических процессов Характеристики детерминированных процессов Шум (трение) Экспертная система, сохранение данных и трендов Рис. 1.1. Алгоритм формирования и анализа вибросигналов Параметры различных весовых функций приведены в табл. 1.1. Стратегия выбора окна диктуется компромиссом между смещением из- за помех в области близких боковых лепестков и смещением из-за помех в области дальних боковых лепестков. 8 Таблица 1.1 Характеристики окон Окно h, дБ v, дБ/окт Df h Df 0,71 Df 0,99 Dh, дБ Прямоугольное (Дирихле) -13,3 -6 (1/f) 1,00 1,00 1,00 3,9 Треугольное (Бартлетта) -26,5 -12 (1/f 2 ) 1,33 1,33 1,33 Ханна -31,5 -18 (1/f 3 ) 1,50 1,50 1,50 1,4 Хемминга -43 -6 (1/f) 1,36 1,36 1,36 1,8 Наттолла (r=3) -98 -6 (1/f) 1,80 1,80 1,80 Блэкмана -58,2 -18 (1/f 3 ) 1,73 1,73 1,73 Гаусса ( a=2.5) -42 -6 (1/f) 1,39 1,39 1,39 0,9 Равноволновое (Чебышева при b=50 дБ) -50 0 1,39 1,39 1,39 <0,01 Примечание: h – максимальный уровень боковых лепестков; v – скорость спада амплитуды боковых лепестков; D f h – ширина основного лепестка по уровню (h) бо- ковых лепестков; D f 0,71 – ширина основного лепестка по уровню 0,71 (т.е. при спаде АЧХ на 3 дБ); D f 0,99 – ширина основного лепестка по уровню 0,99 (т.е. при спаде АЧХ на 1 %); D h – максимальная погрешность амплитуды; r, a , b – коэффициен- ты, изменяя которые, можно в некоторых пределах изменять параметры окон. Например, если достаточно сильные компоненты сигнала расположены вблизи и на отдалении от слабой компоненты сигнала, то следует выбирать окно с одинаковым уровнем боковых лепестков около главного лепестка, с тем чтобы обеспечить малое смещение (рис. 1.2а). Если же имеется одна сильная компонента, удаленная от слабой компоненты сигнала (рис. 1.2б), то следует выбирать окно с быстро спадающим уровнем боковых лепест- ков, причем их уровень в непосредственной близости к главному лепестку в данном случае не имеет большого значения. В том случае, когда необходимо обеспечить высокое разрешение между очень близкими компонентами сигнала и удаленные компоненты отсутст- вуют, вполне приемлемым может оказаться окно даже с увеличивающимся уровнем боковых лепестков (рис. 1.2в). Если динамический диапазон сигнала ограничен, то характеристики бо- ковых лепестков не имеют особого значения, и поэтому можно выбрать ок- но, которое проще для численной реализации. Если спектр сигнала относи- тельно гладок, то можно вообще не применять окна. 9 а б в Рис. 1.2. Стратегия выбора окна: а – окно со слабо изменяющимся уровнем боковых лепестков при наличии близкой и удаленной помехи; б – окно с быстроспадающим уровнем боковых лепестков при наличии сильной удаленной помехи; в – нетрадиционное окно специальной формы с малым ближним и возрастающими дальними боковыми лепестками при наличии очень близкой помехи. 2. ДИАГНОСТИЧЕСКИЕ ПРИЗНАКИ ДЕФЕКТОВ И НЕИСПРАВНОСТЕЙ МЕХАНИЗМОВ 2.1. Зубчатые передачи Мультипликаторы и редукторы имеют зубчатые передачи. Техническое состояние любой, даже практически идеально изготовленной зубчатой пары может быть оценено в процессе работы при помощи анализа вибросигналов. В спектре вибраций неповрежденной зубчатой передачи достаточно четко выражена частота зубчатого зацепления, равная произведению числа зубьев на частоту вращения зубчатого колеса, ее гармоники. В новых пере- дачах по мере прирабатывания, или сглаживания зубьев, уровень этой со- ставляющей обычно снижается. Затем, при дальнейшем развитии износа амплитуды зубцовых гармоник могут возрастать или уменьшаться. Их уро- вень зависит также от соосности валов зубчатых колес. Амплитуда гармоники на частоте зубозацепления обычно очень чувст- вительна к нагрузке. Высота пика частоты зацепления на спектре зависит от достаточно многих параметров, основными из которых являются: 10 - качество изготовления зубчатой пары; - качество, достаточность и чистота смазочного масла; - загрузка зубчатой пары нагрузочным моментом. Как правило, износ зубьев шестерен происходит неравномерно, вслед- ствие чего возникает амплитудно-частотная модуляция импульсов пересо- пряжения зубьев шестерен накопленной погрешностью шага зубьев каждой из шестерен, с частотой их вращения, что приводит к появлению боковых составляющих оборотных гармоник каждой шестерни, расположенных вок- руг зубцовых гармоник. Основное внимание при измерении вибрации и диагностике состояния зубчатой пары должно быть уделено амплитуде пика на частоте зацепления и другим особенностям и параметрам спектра. Наиболее серьезное внима- ние при анализе спектров вибросигналов должно быть уделено: - наличию в спектре вибрации вблизи гармоники зубозацепления бо- ковых гармоник от основной частоты зубозацепления, расположенных сле- ва и справа; - относительной величине амплитуды этих боковых гармоник часто- ты зубозацепления по отношению к амплитуде пика основной частоты зу- бозацепления; - амплитуде частотного пика чередования боковых гармоник часто- ты зубозацепления, насколько они сдвинуты относительно друг друга и от- носительно основной гармоники; - наличию в спектре характерного горба «белого шума» вблизи час- тоты зацепления, его усредненному уровню относительно самой гармоники частоты зацепления. Если редуктор многовальный, то каждая пара зубчатых колес будет гене- рировать свои собственные вибрационные и модуляционные составляющие зацепления. Различные типы зубьев приводят к заметно отличающимся уровням виб- рации. Прямозубые зубчатые передачи являются наиболее шумными. За ними в порядке убывания вибрации следуют конические, гипоидные, косозубые цилиндрические, шевронные и червячные передачи. Износ или локальное повреждение зуба на колесе приводит к повы- шению уровня компонент, связанных с зацеплением, причем частота зубча- того зацепления будет модулироваться частотой вращения дефектного ко- леса. Это приводит к появлению боковых частот, расположенных с шагом fo вокруг частоты зацепления и ее гармоник (рис. 2.1). Если возникают по- добные боковые частоты, то по их шагу легко определить, зубья какого из 11 колес имеют дефект, либо износ. Эксцентриситет зубчатого колеса приводит к появлению вокруг час- тоты зацепления по одной боковой частоте с каждой стороны на расстоя- нии, равном оборотной частоте соответствующей шестерни. Этим он отли- чается от случая повреждения отдельных зубьев, сопровождающегося мно- жеством боковых частот. Такое отличие связано с тем, что модулирующий сигнал (вращения колеса) является, по существу, синусоидальным, и поэтому при модуляции возникает только одна пара боковых частот. При обычном абразивном износе сложная форма изношенных поверхностей пересопря- гающихся зубьев порождает несколько боковых гармоник, кратных час- тоте вращения дефектной шестерни. При питинге, т.е. усталостно- контактном вык-рашивании, боковых поверхностей зубьев возникает ши- рокий цуг гармоник до 10-го и более высоких порядков. Рис. 2.1. Амплитудно-частотный спектр виброускорения в окрестностях первой зубцовой гармоники частоты зацепления 2.2. Подшипники качения Подшипники качения служат в качестве опор и фиксируют положение ва- лов в машине. В понятие подшипников “качения” входят как шариковые, так и 12 Рис. 2.2. Подшипник качения роликовые подшипники. В подшипни- ках качения используется вращатель- ное движение, а в подшипниках скольжения - скольжение поверхно- стей. Неисправность подшипников ка- чения может быть выявлена до их вы- хода из строя. Многолетний опыт показывает, что только чуть менее 10% подшип- ников дорабатывает до окончания проектного срока службы. Около 40% отказов связано с недостаточ- ной смазкой и около 30% вызвано не- верной установкой, т.е. несоосностью или перекосом при монтаже. Около 20% приходится на другие причины: перегрузки, дефекты изготовления и т.д. (рис.2.2). Однако, даже при идеальном изготовлении, сборке и т.п. неисправности могут происходить также вследствие усталости материалов. Поэтому диагностика состояния подшипников во время работы и плани- рование их технического обслуживания приобретает все большее значение. Повреждения подшипников могут быть распознаны в процессе измерения вибраций по характерным частотам повреждений и трендам вибрации. Причины вибрации. Когда шарик перекатывается через дефектное место возникает удар, направленный по вектору действующей нагрузки в сторону внешней обоймы подшипника. Удар преобразуется в виброакустические им- пульсы, которые через внешнюю обойму передаются на корпус подшипника, в котором он установлен. По причине своего происхождения это явление иногда называют ударной вибрацией. Оно характеризуется резким снижением долго- вечности подшипников в сравнении с нормальным сроком службы. Длительность ударного импульса примерно составляет несколько мик- росекунд. Спектр импульсов содержит высокочастотные составляющие. Однако элементы подшипника вращаются пропорционально скорости вра- щения вала (внутреннего кольца (обоймы)) и происходит нелинейное взаи- модействие ударного импульса с вращающимися элементами. В результате спектр ударного импульса модулируется низкочастотным сигналом враща- ющихся элементов. Поэтому виброакустический сигнал присутствует в ши- 13 роком диапазоне частот начиная от единиц герц и до десятков и сотен кило- герц. Первый максимум в спектре находится в диапазоне от 500 Гц до 3 кГц. Дефекты подшипников качения являются наиболее распространенным типом неисправности, подлежащим вибродиагностике. Дефектный подшип- ник генерирует вибрационные составляющие, которые не кратны в точнос- ти оборотной частоте f o . Присутствие в спектре вибрации таких составляю- щих является сигналом неисправности подшипника, требующим немедлен- ной проверки и исключения других возможных причин. Частоты дефектов: Тела качения (BSF) 2 ( ) 1- cos o R a f Гц f a R b æ ö ç ÷ è ø = ; сепаратор (FTF) ( ) 1-( cos ) 2 o f a f Гц R b æ ö ç ÷ è ø = ; внешняя обойма (BPFO) ( ) 1- cos 2 o n a f Гц f R b æ ö ç ÷ è ø = ; внутренняя обойма (BPFI) ( ) 1 cos 2 o n a f Гц f R b æ ö ç ÷ è ø = + ; где a – радиус шарика; R – радиус окружности, проведенный через центры шариков; b – угол контакта; n – количество тел качения; f о – относительная скорость вращения, внешней и внутренней обоймы. Хорошими приближениями для частот дефектов наиболее широко рас- пространенных подшипников являются следующие соотношения: - дефект наружного кольца (BPFO) = число тел качения (n) х 0.4 обо- ротной частоты (f о ); - дефект внутреннего кольца (BPFI) = число тел качения (n) х 0.6 оборотной частоты (f о ); - сепараторная частота (FTF) = 0.4 оборотной частоты (f о ). Количество тел качения в большинстве подшипников составляет обыч- но от 8 до 12, но в подшипниках очень большого диаметра или игольчатых подшипниках, это число может быть значительно больше. 14 |