Применение метода огибающей для диагностики механических узлов оборудования.

Мынцов Анатолий Алексеевич, к.т.н., директор ЗАО «Промсервис»

Борьба с шумом и вибрациями на промышленных объектах является одной из важнейших проблем. Уменьшение вибрации необходимо для повышения надежности и долговечности машин и конструкций, сокращения длительности и улучшения качества ремонтов. Разработка эффективных средств для этих целей невозможна без знания источников повышенной вибрации, причин ее возникновения. Это, в свою очередь, требует развития методов виброакустических исследований.

Для всестороннего анализа вибрации роторных механизмов в каждой точке должны быть сделаны измерения по трем ортогональным осям. На практике почти та же информация может быть получена при измерениях в осевом и горизонтальном направлениях. Известно, что различные элементы машины вибрируют на одной или нескольких дискретных частотах. Взаимодействие этих колебаний приводит к сложной волновой картине вибрации в обследуемой точке. Поэтому измеренный сигнал необходимо анализировать путем выделения из него составляющих дискретных частот. Результат подобного анализа, представленный в виде зависимости амплитуды от частоты (спектр сигнала), и рассматривается как вибрационное поле машины.

Из-за нелинейности свойств системы и изменений параметров контактов между элементами кинематических пар и другими передаточными звеньями на пути распространения акустического сигнала от мест его возникновения до излучающей поверхности механизма происходит модуляция вибрационных процессов. Особенности модуляционных процессов для отдельных узлов и механических пар индивидуальны. Это можно использовать для определения дефектов механизма на частотах, присущих нескольким источникам вибрации. Результирующая вибрация на исследуемой частоте, на которой предполагается определить вклад отдельных источников в общее вибрационное поле установки, имеет спектр модуляции, являющийся суперпозицией модуляционных спектров отдельных источников. При статистической связи между модулирующими процессами при определении доли источников C^j_k (ω) целесообразно обращаться к спектрам модуляции. Анализ спектров огибающих (ОГБ-спектр) в районе отдельных источников позволяет выделить частоту модуляции ω_m, присущую отдельному k-му источнику. На этой частоте спектра огибающей доля C^j_k может быть определена по формуле в предположении о не связанности модулирующих процессов:

где m_j^k, m_j^Σ - коэффициенты глубины модуляции в районе k-того источника и на контрольной поверхности механизма, соответственно.

Действительное вибрационное поле машины содержит частотные элементы, которые не могут быть легко отождествлены с конкретным источником вибрации. Некоторые частоты могут являться результатом механического резонанса различных частей машины из-за возбуждения периодической, но не синусоидальной вынуждающей силой. Спектры сигналов, кроме пиков на частотах, равных основному периоду вибрации и его гармониках, содержат также много других пиков, происходящих от нелинейной комбинации гармоник и других дискретных частот. Этот процесс (модуляция) дает суммарные и разностные (боковые) частоты.

Рассмотрим более наглядно процесс модуляции. Наиболее часто метод огибающей используют для диагностики подшипников качения. На их примере и рассмотрим этот метод.

Подшипник представляет собой резонансную систему. В ней три резонирующих части. Это наружное и внутренне кольца и тела качения. Рассмотрим одно из колец. Оно имеет несколько собственных резонансов: продольный, поперечный, по толщине и т.д. Каждый из этих резонансов имеет еще набор гармоник. То есть в зависимости от конфигурации кольцо имеет несколько порядков резонанса.

Любая не периодическая сила вызывает колебания этого кольца, аналогично камертону. Если посмотреть спектр этого сигнала, то он выглядит как синусоида. Однако, когда появляется периодическая гармоническая возмущающая сила, то происходит явление модуляции. На рис. 1 представлен сигнал измеренный на опоре, где установлен подшипник с дефектом наружного и внутреннего колец. Спектр этого сигнала приведен на рис. 2. Исследование спектра не дает возможности определить не только какие вынуждающие силы обуславливают импульсные составляющие в сигнале, но и не позволяет сделать заключение о его исправности.

Если же взять из всего сигнала одну из резонансных частот и подавить все остальные, то можно с уверенностью сказать, что существует дефект, который и является возбуждающей силой (рис. 3).

То есть выделение несущей частоты позволяет сузить поиск источника дефекта: возбуждающая сила может быть как внутренней, присущей самому подшипнику, так и внешней, вызванной другими дефектами, такими как дисбаланс, сколы зубьев редуктора, раковины на лопатках рабочих колес и т.п. Но и расчет спектра из этого сигнала не принесет Вам желаемого результата, поскольку мощность несущей частоты (собственной резонансной частоты) больше, чем мощность периодического сигнала. Однако, если произвести демодуляцию полученного сигнала, то полностью исчезнет несущая составляющая и останется лишь ее модулирующая составляющая. По ее частоте может быть определен источник.

Итак, анализ влияния внешних условий на изменение спектрального состава показал, что в большинстве случаев спектры огибающих сигнала более чувствительны к внутренним изменениям узла, т.е. появлениям и увеличениям силы дефектов подшипника, и менее чувствительны к внешним воздействиям, таким, как изменение нагрузки на валу. Прямые же спектры, наоборот, чувствительны к внешним воздействиям, а внутренние дефекты, такие как износ сепаратора, не проявляются совсем. Но для использования спектров огибающих необходимо правильно выбрать несущую частоту, которая содержит максимальную информацию о внутреннем состоянии узла.

Поскольку подшипник, дефекты которого необходимо определить, рассматривается как резонансная система, то необходимо рассчитать ее собственные частоты. Ими будут модулироваться характерные частоты возникающих дефектов. Для определения резонансных частот подшипник рассматривается как набор двух тонкостенных колец (внутреннего и внешнего) и тел качения. При этом пользуются упрощенными формулами.

Для колец:

(1)

где	R - порядок резонанса,
	а - радиус нейтральной оси,
	J - момент инерции площади поперечного сечения,
	m - удельная линейная масса кольца.

Для шариков:

(2)

где	Е - модуль упругости,
	ρ = 7,8*102 кг/м3 - удельная плотность шариков,
	r - радиус шариков.

Резонансная частота шариков fp для подшипников 60305 составляет 263 кГц. Эта частота слишком высока, чтобы на нее можно было настроить полосовой фильтр анализатора. Чаще выбираются полосы, близкие к резонансам колец.

Если выразить формулу 1 через геометрические параметры подшипника, то она преобразуется следующим образом:

Расчетные значения резонансов для наружного и внутреннего колец подшипника 60305 приведены в таблице 1.

Осредненный высокочастотный спектр приведен на рис. 2. Опора, в которой установлен подшипник, практически изолирована. Изменения в спектральных характеристиках могут происходить только от присоединенной к наружному и внутреннему кольцам масс опоры и вала. Поэтому расчетные значения достаточно хорошо совпадают с реальными. В спектре наблюдаются 4 резонансные полосы.

Приведенный сигнал был измерен датчиком, установленным на опоре подшипника 60305 с износом сепаратора, раковинами на наружном кольце и дефектами на телах качения. Значения глубины модуляции в спектрах огибающих сигнала на информативных частотах, измеренных при использовании полосовых фильтров с центральными частотами 3,1; 6,3; 8 и 10 кГц сведены в таблицу 2.

Анализ результатов показывает, что при полосовом фильтре 3,1 кГц значения глубины модуляции значительно ниже, чем при других измерениях. Обращает внимание, что эта частотная полоса лежит на склоне резонансного пика (рис. 2). Это значит, что небольшие флуктуации частот приводят к значительному изменению амплитуды сигнала. Таким образом, снимаемый модулированный сигнал нельзя считать стационарным. Следовательно, этот частотный диапазон использовать нельзя.

Полосовой фильтр с центральной частотой 6,3 кГц удачно попадает на вершину резонансной области. Однако, использование этого диапазона для измерения нежелательно. Во-первых, как видно из рис. 2, в этой частотной полосе очень велика дисперсия амплитуд. То есть, казалось бы, при ровном плато, в этой частотной области велика разность значений амплитуд на соседних частотах. Во-вторых, высокочастотные спектры, измеренные на других аналогичных опорах, будут иметь смещенный резонанс и сравнение силы дефекта затруднительно.

Наиболее оптимальным для этого подшипника является диапазон третьоктавного фильтра с центральной частотой 8 кГц. Из рис. 2 видно, что в этой частотной полосе спектр имеет высокую амплитуду и равномерное распределение в полосе 7,5 - 9 кГц. Т.е. даже при изменении режимов, значения амплитуд будут изменяться незначительно.

Частотный диапазон 9 - 11 кГц тоже может быть использован для получения спектров огибающих сигналов. Преимуществом этого диапазона является то, что в основном механические шумы лежат в более низких частотах. В этом диапазоне спектр имеет равномерный характер. Он пригоден для большинства подшипников небольшого диаметра, так как в этом диапазоне находятся резонансы различного порядка внутреннего и наружного колец. В частности, для данного подшипника, как видно из таблицы 1, находится резонанс второго порядка внутреннего кольца. Фильтрация сигнала в этой полосе частот удобна, когда неизвестно спектральное распределение.

Таким образом, учитывая режимы работы оборудования и оптимально подобрав время набора статистики и полосовые фильтры, сравнивая результаты измерения в трех ортогональных направлениях, можно достичь высокой достоверности характеристических функций для проведения диагностирования.