（環(huán)境工程專業(yè)論文）基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法.pdf

基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 摘要 隨著汽車、家電等產(chǎn)品向超平穩(wěn)方向發(fā)展，產(chǎn)品制造廠家對軸承振動和噪聲 特性提出了愈來愈高的要求，要求其振動和噪聲水平低、無異音，甚至靜音，并 具有長時間保持低振動和低噪聲的壽命特性。當(dāng)前軸承故障診斷技術(shù)絕大部分都 集中于對于工作過程中的軸承失效原因的檢測和預(yù)測，而于軸承生產(chǎn)廠家來說， 他們更為關(guān)心的是：究竟是什么因素導(dǎo)致新出廠的軸承振動噪聲值超標(biāo)。本課題 就是針對這一問題，希望能夠找到一種有效的缺陷辨識方法，使其在對新下線的 軸承進行質(zhì)量檢測時，能夠快速的發(fā)現(xiàn)軸承缺陷，以改進生產(chǎn)加工工藝，有效的 降低軸承成品的振動噪聲值。 本文首先建立包括潤滑等摩擦因素影響的軸承振動模型，對軸承運轉(zhuǎn)狀態(tài)參 數(shù)進行較為精確的分析，對軸承單缺陷因素所產(chǎn)生的激勵進行分析，以確定缺陷 產(chǎn)生激勵的及引起軸承振動的特性，為隨后的振動信號分析奠定理論基礎(chǔ)。另一 方面，選取對信號有良好分析能力的分析方法，提取表征振動性能的特征量，以 達到對缺陷進行辨識的目的。具體完成了一下工作： 第一、克服了經(jīng)典軸承振動模型線性化假設(shè)的缺陷，建立了軸承振動5 自 由度的非線性模型。該模型充分考慮了潤滑狀態(tài)下軸承的非線性動力學(xué)特性，包 括接觸區(qū)的彈性流體動力潤滑( e h l ) 的卷吸效應(yīng)和擠壓效應(yīng)，建立了良好潤滑 狀態(tài)下的軸承振動模型，與軸承實際工作狀態(tài)更符合，為軸承的故障診斷提供了 理論基礎(chǔ)。 第二、對軸承振動噪聲影響因素進行分析，按照影響因素的特點對激振力 形式進行了分類，以軸承元件損傷及表面波紋度為例討論了軸承振動激勵力的計 算方法以及由這幾種缺陷所引起的軸承的缺陷頻率的仿真計算。 第三、對汽車空調(diào)器軸承振動試驗數(shù)據(jù)進行了小波包分析。該軸承振動信 號有以下的特點：1 、故障信號為非平穩(wěn)信號；2 、故障信號不明顯，隱藏在背景 振動中；3 、振動頻率集中在中高頻段。針對這些特點，我們采用有自適應(yīng)時頻 窗作用的小波包函數(shù)對信號進行分析。 i 第四、根據(jù)小波包能量譜的概念，提出小波包能量譜變化率序列口作為提 取缺陷信號的依據(jù)，對a j 1 4 2 i 塹j z 、波包空間進行信號重構(gòu)，最后對重構(gòu)信號進 行缺陷分析。針對采集的幾組軸承信號進行分析，發(fā)現(xiàn)小波包能量譜變化率可以 作為缺陷提取方法，它能夠提高信號的信噪比，使故障信號較為明顯，以達到精 確判斷軸承缺陷的目的。 關(guān)鍵詞：軸承：振動模型；缺陷辨識；小波包變換；鏈量譜 i d e n t i f yt h e d e f e c to fb e a r i n gv i b r a t i o na n dn o i s ew i t h w a v e l e tp a c k e te n e r g ys p e c t r u m a b s t r a c t w i t ht h ed e v e l o p m e n to fa u t o m o b i l ei n d u s t r ya n da p p l i a n c e i t r e q u i r e st h er o l l i n gb e a r i n gw i t hl i t t l ev i b r a t i o na n dl o wn o i s e s o b e a r i n gf a c t o r yp a ym o r ea t t e n t i o nt oh o wt or e d u c et h eb e a r i n gv i b r a t i o n a n dn o i s e t h ec u r r e n tb e a r i n gd i a g n o s i st e c h n i q u ef o c u so nf i n d i n g c a u s e so fb e a r i n gi n v a l i d a t i o n b u tf o rt h eb e a r i n gf a c t o r y ，t h e ya r em o r e c o n c e r n e di sw h i c hf a c t o rc a u s en e wb e a r i n g sh a v i n gh i g hv i b r a t i o nv a l u e a n dn o i s e t h i sa r t i c l ew a n t st of i n do u taa v a i l a b i l i t ym e t h o dt od e f e c t t h eb e a r i n gf a u l tr a p i d l ya n de f f e c t i v e l y w i t ht h i sm e t h o dt h ef a c t o r y c a ni m p r o v et h ep r o d u c tc r a f tt i m e l yi no r d e rt oe n h a n c et h ev o i c ea n d v i b r a t i o nq u a l i t y i nt h i sa r t i c e ，t h ev i b r a t i o nm o d e li sc o n s t r u c t e df i r s t ，t h em o d e l b a s e do nt h et r i b o d y n a m i c sv i e w p o i n to fb e a r i n gv i b r a t i o n ，i tr e f l e c t s t h ee f f e c to fl u b r i c a t i o n i nt h i sp a p e r ，t h ee x c i t i n ga n dr e s p o n s e c h a r a c t e r i s t i e so fb e a r i n gf a u l ti sd i s c u s s e d t h ea n a l y s i so fv i b r a t i o n m o d e lb u i l dt h eb a s i co fd e f e c td i a g n o s i s o nt h eo t h e rh a n d ，t h e c o m p a t i b l em e a n so fs i g n a la n a l y s i si si n t r o d u c e da n dt h ee i g e n v e c t o rt o t o k e nb e a r i n ge s t a t ei sf o u n d t h er e s u l t sa r ea sf o l l o w s ： 1 o v e r c o m i n gt h el i n e a r i z a t i o nh y p o t h e s i so fc l a s s i cb e a r i n g s v i b r a t i o nm o d e l ，e s t a b l i s ht h eb e a r i n gn o n 一1 i n e a rm o d e l t h em o d e l c o n s i d e r sb e a r i n gn o n 一1 i n e a rd y n a m i c sc h a r a c t e r i s t i c s ，e s t a b l i s ht h e v i b r a t i o ne q u a t i o nw i t hl u b r i c a t i o n 2 a n a l y s et h ei m p a c tf a c t o ro fb e a r i n gv i b r a t i o n a c c o r d i n gt h e e x c i t i n ga n dr e s p o n s ec h a r a c t e r i s t i co ft h ef a c t o rt ol o o kf o rt h e1i k e l y e x p r e s s i o n w i t ht h es i m u l i n k ，t h ed e f e c tt r a i to ft h ew a v i n e s si nb a l l s i i i a n dr i n g si sd i s c u s s e d 3 t h ev i b r a t i o ns i g n a lo fn e wb e a r i n gi sn o ts i m i l a rw i t ht h es i g n a l o fm a l f u n c t i o nb e a r i n g ，t h ec h a r a c t e ro fs i g n a lo fn e wb e a r i n gi sa n a l y s e d ， s oc h o o s ew a v e l e tp a c k e tm e t h o dt od i s p o s et h es i g n a l 4 w i t ht h et h e o r yo fw a v e l e tp a c k e te n e r g ys p e c t r u m r a i s ew a v e l e t p a c k e te n e r g ys p e c t r u mv a r i e t yr a t e u s et h i sr a t ea sae i g e n v e c t o rt o p i c k u pt h ed e f e c t ，t h e nr e c o n s t r u c tt h es i g n a l w i t ht h er e s u l t ，b e a r i n g d e f e c t si sf o u n de x a c t j t u d e k e yw o r d s ：b e a r i n g ；v i b r a t i o nm o d e l ；d e f e c td i a g n o s e ；w a v e i e tp a c k e t ； e n e r g ys p e c t r u m 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 1 緒論 在工業(yè)生產(chǎn)領(lǐng)域和人們的生活中，軸承作為支承部件廣泛應(yīng)用于汽車、家電 產(chǎn)品( 洗衣機，空調(diào)、冰箱) 、計算機等重要系統(tǒng)中。而這些產(chǎn)品中的軸承多處 出于高速運轉(zhuǎn)的運動狀態(tài)，它產(chǎn)生的振動會造成噪聲傳播出去。故在轎車、家用 電器中，滾動軸承的振動噪聲嚴重的影響著產(chǎn)品的品質(zhì)。隨著汽車、家電等產(chǎn)品 向超平穩(wěn)方向發(fā)展，產(chǎn)品制造廠家對軸承振動和噪聲特性提出了愈來愈高的要 求，要求其振動和噪聲水平低、無異音，甚至靜音，并具有長時間保持低振動和 低噪聲的壽命。 軸承疲勞壽命和振動和噪聲性能一直是滾動軸承的重要質(zhì)量和性能指標(biāo)。隨 著材料和制造技術(shù)的進步，疲勞壽命有了大幅度提高。而在很多場合，如精密儀 器，轎車和家用電器等，隨著有關(guān)噪聲環(huán)境日益嚴格，對軸承振動和噪聲特性的 要求日趨嚴格，軸承振動和噪聲已經(jīng)上升為衡量軸承質(zhì)量的第一重要的指標(biāo)口1 。 這是因為軸承己經(jīng)具備足夠長的疲勞壽命，軸承因振動和噪聲失效通常先于疲勞 失效；而且振動和噪聲是軸承性能的綜合反映，理論研究和工程實踐都已經(jīng)表明 凡是影響疲勞壽命的因素?zé)o一例外地影響著軸承的振動和噪聲特性。一定程度上 優(yōu)良的振動和噪聲性能預(yù)示著長的使用壽命。因此，降低軸承振動和噪音一直是 世界各國軸承公司多年來的重要研究課題。 我國球軸承振動噪聲水平同國外先進水平相比，存在的突出的問題是振動值 大、音質(zhì)差、保持低振動、低噪聲的時間短，滿足不了配套主機的要求。隨著家 用電器行業(yè)、計算機行業(yè)、汽車行業(yè)的迅猛發(fā)展，市場對低噪音軸承的需求量也 大幅度的增長。據(jù)市場調(diào)查統(tǒng)計，家用空調(diào)市場低噪音軸承年用量幾千萬套，無 論是軸承的振動值還是音質(zhì)，國產(chǎn)軸承都難以滿足使用要求，基本靠進口。洗衣 機市場低噪音軸承年用量約3 3 0 0 萬套，國產(chǎn)低噪音軸承雖基本能滿足使用要求， 但還有相當(dāng)一部分需求靠進口。綜合其他行業(yè)的需求，全國年需求低噪音深溝球 軸承2 - 3 億套。由于受軸承產(chǎn)品技術(shù)開發(fā)能力及生產(chǎn)制造水平的限制，國內(nèi)年產(chǎn) 高檔低噪音深溝球軸承遠遠滿不足了國內(nèi)配套主機市場的需求，7 5 8 0 靠進 口。由于進1 2 1 低噪音軸承價格昂貴( 比國內(nèi)價格高出約2 0 - 2 5 ) ，國內(nèi)許多主機 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 生產(chǎn)廠家急于在國內(nèi)找到滿足質(zhì)量及批量要求的替代軸承嘲。 對于軸承生產(chǎn)廠家來說，他們關(guān)心的是：究竟是什么因素導(dǎo)致新出廠的軸承 振動噪聲值超標(biāo)。本課題就是針對這一問題，希望能夠找到一種有效的故障診斷 方法，使其在對新下線的軸承進行質(zhì)量檢測時，能夠快速的發(fā)現(xiàn)軸承缺陷，以改 進生產(chǎn)加工工藝，有效的降低軸承成品的振動噪聲值。 1 1 國內(nèi)外軸承振動噪聲質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn)發(fā)展 1 1 1 國外標(biāo)準(zhǔn)發(fā)展 國外關(guān)于滾動軸承振動與噪聲技術(shù)的研究早在1 9 3 3 年就已開始。當(dāng)時的研 究目的主要是為了在電機中以滾動軸承替代滑動軸承。1 9 4 0 年前后，尤其是1 9 4 5 年即第二次世界大戰(zhàn)以后隨著軸承由軍工需求而轉(zhuǎn)向民用市場，日本開始對軸承 的振動與噪聲進行系統(tǒng)的研究，并于1 9 6 0 年制定了世界上第一個有關(guān)軸承噪聲 的國家標(biāo)準(zhǔn)j i s b l 5 4 8 滾動軸承聲壓級測量方法，1 9 5 0 年以后，美國主要從國 防角度出發(fā)，在海軍的支持下，開始對軸承的振動與噪聲進行系統(tǒng)的研究。1 9 5 4 年制定的美國軍用標(biāo)準(zhǔn)m i l - b 1 7 9 3 1 船艦技術(shù)條件對世界范圍內(nèi)的低噪聲( 或 低振動) 軸承技術(shù)發(fā)展具有廣泛的影響。隨著軸承生產(chǎn)自動化程度的不斷提高、 制造工藝的不斷改進，工業(yè)發(fā)達國家開始批量且穩(wěn)定地生產(chǎn)低噪聲軸承。1 9 8 0 年左右，低噪聲軸承的生產(chǎn)基本上形成了普及態(tài)勢。日本n s k 公司陸續(xù)推出了 e r o v i c r ) 級軸承( 即“靜音”軸承) ，e f ( m c f ) 級軸承( 即為“超靜音”軸承) 。 目前該公司的產(chǎn)品與1 9 8 0 年左右的產(chǎn)品相比，振動值水平降低了5 0 。 關(guān)于軸承振動與噪聲，i s o 至今尚無正式標(biāo)準(zhǔn)，但以i s o r c 4n 1 2 3 5 文件 的形式，于2 0 0 0 年1 月頒布了最新版本的標(biāo)準(zhǔn)草案i s o c d l 5 2 4 2 1 滾動軸承 一振動測量方法一第1 部分：原理。該標(biāo)準(zhǔn)草案的使用范圍為向心球軸承、推 力球軸承、向心滾予軸承和推力滾子軸承。測量物理量有振動位移、速度和加速 度，但主要推薦的是振動速度。對徑向和角接觸軸承將頻率范圍分為：5 0 i - i z 3 0 0 h z ，3 0 0 h z 1 8 0 0 h z 和1 8 0 0 h z - 1 0 0 0 0 h z 三個頻段。美國國家標(biāo)準(zhǔn) a n s i a f b m as t d 1 3 1 9 8 7 限1 9 9 3 ) 滾動軸承振動與噪聲( 鋇9 量方法) 首次制定 于1 9 7 0 年，修訂于1 9 8 7 年和1 9 9 3 年。龜標(biāo)準(zhǔn)分非儀器球軸承和儀器球軸承， 2 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 其中非儀器球軸承的振動測量方法主要內(nèi)容是：測量物理量為軸承振動速度、均 方根值；頻率范圍：5 0 h z 3 0 0 h z ，3 0 0 h z 1 8 0 0 i - z 和1 8 0 0 h z 一一1 0 0 0 0 h z 三個頻段； 測量轉(zhuǎn)速為：1 8 0 0r r a i n 士2 ；測量載荷根據(jù)軸承內(nèi)徑及接觸角的不同而不同。 日本國家標(biāo)準(zhǔn)i sb 1 5 4 8 1 9 9 5 滾動軸承聲壓級測量方法首次制定于1 9 6 0 年， 修訂于1 9 7 6 年和1 9 9 5 年。該標(biāo)準(zhǔn)適用范圍為深溝球軸承、角接觸球軸承和圓錐 滾子軸承，測量物理量為噪聲聲壓級，采用標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的聲壓計或具有同等綜合功 能的儀器在消音室里測量軸承的噪聲。德國國家標(biāo)準(zhǔn)d i n 5 4 2 6 1 ( 1 9 9 5 ) 滾動 軸承滾動軸承運轉(zhuǎn)噪聲第一部分：固體聲測量方法。主要適用范圍為 深溝球軸承，測量物理量為振動速度或加速度，取均方根值；頻率范圍根據(jù)速度， 加速度不同分為不同幾種的頻段；測量轉(zhuǎn)速：當(dāng)軸承內(nèi)徑d = 1 8 m m 時為3 0 0 0 r m i n 士2 ，當(dāng)d = 2 0 - - 5 0 m m 時為1 8 0 0 r r n i n 士2 ( 對于d = 8 - 2 0 m m 時，允許采用兩種 轉(zhuǎn)速) ；測量載荷根據(jù)軸承內(nèi)徑的不同而不同 3 1 。 1 1 2 國內(nèi)標(biāo)準(zhǔn)發(fā)展 2 0 世紀6 0 年代中期，由于精密機床電機和出口電機軸承的低振動要求，我 國開始了系統(tǒng)的滾動軸承振動和噪聲研究，并于7 0 年代制訂了電機軸承的振動 測量方法和技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)。在此基礎(chǔ)上，8 0 年代中期制訂了y 系列電機軸承的振動 標(biāo)準(zhǔn) z q l 5 8 4y 系列電機軸承暫行規(guī)定，強化了對電機軸承振動和噪聲水平 的質(zhì)量控制。從此，國產(chǎn)球軸承的質(zhì)量全面提高，并帶動相關(guān)產(chǎn)業(yè)的迅速發(fā)展。 關(guān)于軸承振動和噪聲的理論和應(yīng)用技術(shù)研究，特別是“七五”計劃以來，洛陽軸 承研究所、杭州軸承試驗研究中心等都在振動、噪聲研究中取得了一定的進展 4 - s 】。 目前國內(nèi)軸承振動的測量方法分為：振動速度測量方法和加速度測量方法。 分別建立了相應(yīng)的測量標(biāo)準(zhǔn)：j b t 5 0 0 0 9 ( 深溝球軸承振動( 速度) 技術(shù)條件) 、 y b t t 0 4 7 ( 深溝球軸承振動( 加速度) 技術(shù)條件) 。中小型球軸承振動速度測量方法 采用的轉(zhuǎn)速：1 8 0 0 f r a i n ；軸向載荷：4 0 3 5 0 n ，速度傳感器的響應(yīng)頻率范圍： 5 0 1 0 0 0 0 h z 。分三頻率段進行振動分貝值計算。加速度測量方法采用的轉(zhuǎn)速： 1 5 0 0 r r a i n ；軸向載荷：4 0 - 2 3 5 n ，加速度傳感器的響應(yīng)頻率范圍：5 0 1 0 0 0 0 h z 。 對通頻進行振動分貝值計算。計算式為 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 l ：2 0 1 9 a ( 分貝) g 其中，a 為振動加速度值，g 為重力加速度。 1 2 軸承振動與噪聲的分析方法 1 2 1 軸承振動與噪聲的關(guān)系 新軸承的振動和聲音有密切的關(guān)系，但又有差別。那就是聲音起源于物體的 振動，是振動在空氣中的傳播給人的聽力的感覺。從物理學(xué)的觀點來看，噪聲是 指聲強和頻率的變化都呈無規(guī)律的雜亂無章的聲音。軸承的噪聲來源于機器各部 件的振動【9 1 。滾動軸承運轉(zhuǎn)過程中，由于滾道與滾動體問彈性接觸構(gòu)成了彈性振 動系統(tǒng)。此外，軸承零件制造誤差引發(fā)強迫振動和軸承零件間運動時的滑動引起 的自激振動。尤其是當(dāng)它的振動能量傳遞到空氣中，則形成軸承的噪聲。軸承振 動與噪聲滿足一定的關(guān)系。圖1 1 分別介紹各種振動引起的噪聲情況 滾道傷 _ 1 ：三j 痕及雜 質(zhì)引起 的振動 圖1 1 軸承振動和噪聲的關(guān)系 4 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 針對軸承來說，人們在實驗中發(fā)現(xiàn)，從振動綜合平均值看，當(dāng)軸承振動加速 度值較大時，則軸承的聲壓級分貝值也較大，這說明軸承的振動加速度與軸承的 聲壓級具有一定的相關(guān)性，二者成正比關(guān)系【l o 】。 1 2 2 軸承振動噪聲分析方法 目前對軸承振動噪聲水平的測量主要有兩種方式：振動檢測法、聲音檢測法。 1 ) 振動檢測法 在眾多的軸承故障診斷方法中，振動檢測方法是應(yīng)用最廣泛的一種方法。這 主要是因為振動信號提供的故障信息多，對軸承早期故障具有較強的檢測能力。 但其它部件正常的振動信號常常與軸承故障信息混合在一起，會給檢測帶來一定 的困難。隨著檢測手段的提高和信號處理技術(shù)的發(fā)展，振動檢測方法己被廣大科 技工作者接受，并取得了一系列的成果【1 1 】。 一般振動檢測法，采集的是振動位移信號、速度信號或是振動加速度信號。 對于軸承早期故障檢測來說，其故障信號不是非常明顯，位移、速度信號值較小， 故一般采取振動加速度信號對軸承進行分析。 振動檢測方法中的時域分析方法是發(fā)展最早的一種檢測方法。時域分析可以 理解為振動信號的時域圖象分析方法。在時域分析中，普遍采用振動信號的基本 數(shù)字特征及其概率分布特征來進行分析和診斷。應(yīng)用比較廣泛的有：振動信號的 平均值，均方根植，方差，概率密度函數(shù)，概率分布函數(shù)，自相關(guān)函數(shù)，互相關(guān) 函數(shù)以及峰值因子，波形因子，脈沖因子，峭度系數(shù)等無量綱特征參量。 采用頻域分析方法可以對軸承早期故障進行精密診斷。直接對軸承振動信號 進行頻譜分析，結(jié)合頻譜圖的頻率結(jié)構(gòu)和特征頻率的和頻及差頻分析，也可以判 別軸承的好壞。 2 ) 聲音檢測方法 利用專門的儀器和實驗室條件來測量軸承聲強、聲壓值。聲強既代表了聲場 中某點聲能量的大小，又代表了該點聲能量流的方向，與聲壓相比，聲強包含了 更豐富的信息，是對聲場更完整的描述，并且聲強檢測對實驗室的要求比聲壓檢 測要低，更加適用于軸承生產(chǎn)企業(yè)，故聲強檢測法比聲壓檢測法得到了更加廣泛 的應(yīng)用【1 2 1 。 5 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 針對軸承來說，人們在實驗中發(fā)現(xiàn)。從振動綜合平均值看，當(dāng)軸承振動加速 度值較大時，則軸承的聲壓級分貝值電較大，這說明軸承的振動加速度與軸承的 聲壓級具有定的相關(guān)性，二者成正比關(guān)系【”】。 1 2 2 軸承振動噪聲分析方法 目前對軸承振動噪聲水平的測量主要有兩種方式：振動檢測法、聲音檢鋇4 法。 1 ) 振動檢測法 在眾多的軸承故障診斷方法中。振動檢測方法是應(yīng)用最廣泛的一種方法。這 主要是因為振動信號提供的故障信息多，對軸承早期故障具有較強的檢測能力。 但其它部什正常的振動信號常常與軸承故障信息混臺在一起，會給檢測帶來一定 的困難。隨著檢測手段的提高和信號處理技術(shù)的發(fā)展，振動檢測方法已被廣大科 技工作者接受，并取得了系列的成果【1 l 】。 一般振動檢測法，采集的是振動位移信號、速度信號或是振動加速度信號。 對于軸承早期故障檢測來說，其故障信號不是非常明顯，位移、速度信號值較小， 放一般采取振動加速度信號對軸承進行分析。 振動檢測方法中的時域分析方法是發(fā)展最早的種檢測方法。時域分析可以 理解為振動信號的時域圖象分析方法。在時域分析中，普遍采用振動信號的基本 數(shù)字特征及其概率分布特征來進行分析和診斷。應(yīng)用比較廣泛的有：振動信號的 平均值，均方根植，方差，概率密度函數(shù)，概率分布函數(shù)，自相關(guān)函數(shù)，互相關(guān) 函數(shù)以及峰值因子，波形因子，脈沖因子，峭度系數(shù)等無量綱特征參量。 采用頻域分析方法可以對軸承早期故障進行精密診斷。直接對軸承振動信號 進行頻譜分析，結(jié)合頻譜圖的頻率結(jié)構(gòu)和特征頻率的和頻及差頻分析，也可以判 別軸承的好壞。 2 ) 聲音檢測方法 利用專門的儀器和實驗室條件來測量軸承聲強、聲壓值。聲強既代表了聲場 中某點聲能最的大小又代表了該點聲能量流的方向，與聲壓相比，聲強包含了 更豐富的信息，是對聲場更完整的描述，并且聲強檢測對實驗室的要求比聲壓檢 測要低，更加適用于軸承生產(chǎn)企業(yè)，故聲強檢測法比聲壓檢測法得到了更加廣泛 測要低，更加適用于軸承生產(chǎn)企業(yè)，故聲強檢測法比聲壓檢涮法得到了更加廣泛 的應(yīng)用f 1 2 。 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 在實際生產(chǎn)過程中，運用聲音檢測方法需要較為嚴格的檢測條件，要求檢測 室的背景噪聲要低于軸承振動噪聲2 0 d b 以下，同時驅(qū)動軸承的主軸系統(tǒng)的聲響 比軸承聲響低5 d b 以上。這種實驗室環(huán)境條件是不容易達到的，需要專門建造 昂貴的實驗室。對于軸承生產(chǎn)廠家來說耗資數(shù)十萬元建立一噪聲監(jiān)測室是不現(xiàn)實 的。由于振動與噪聲有一定的相關(guān)性，所以在實際中生產(chǎn)企業(yè)經(jīng)常采取的是對振 動信號進行噪聲分析的方法來判斷軸承的性能，稱為振動一噪聲測量方法。 振動噪聲測量方法的測試原理是把軸承的振動信號轉(zhuǎn)化為聲音信號，再由 揚聲器放大聲音信號，由人用耳朵聽聲音，憑經(jīng)驗對軸承進行音質(zhì)檢查。這種方 法的實質(zhì)是以振動測量代替軸承噪聲測量。此方法能在某種程度上檢查軸承的噪 聲水平及判別軸承的異聲，但評判性因人而異 1 3 - 1 4 j 。隨著聲學(xué)技術(shù)的發(fā)展，人們 開始利用軸承在運行中的聲壓譜和聲強譜的變化來判斷軸承的故障【”】。 1 2 3 本課題所采用的檢測方法 本課題針對生產(chǎn)中的軸承振動、噪聲控制，分析從生產(chǎn)線上下來將要出廠的 新軸承。希望知道究竟是何種原因使生產(chǎn)出的低噪聲軸承聲音特性不合格，解決 這一問題有利于生產(chǎn)廠家及時改進加工工藝，提高產(chǎn)品的質(zhì)量。 上兩節(jié)已經(jīng)介紹了軸承噪聲與振動具有一定的聯(lián)系，因此，可以用振動信號 代替聲音信號來分析軸承噪聲超標(biāo)的原因。并且考慮現(xiàn)實可行性，選擇軸承的振 動信號進行分析，通過對采集的振動信號分析辨識軸承噪聲源。由于新軸承的故 障振動信號很微弱，容易混雜在基礎(chǔ)振動中，給故障的辨識帶來困難，本課題選 擇了對狀態(tài)變化較為敏感的振動加速度信號作為分析信號。 1 3 軸承振動信號采集實驗裝置 1 3 1 試驗介紹 試驗在如圖1 2 所示的s 0 9 1 0 軸承專用振動試驗機上進行，軸承直接安裝在 芯軸上，由電機帶動軸承轉(zhuǎn)動，電機轉(zhuǎn)速為1 5 0 0 r m i n 。軸承內(nèi)圈靠軸向擋圈定 位，外圈上加軸向載荷，載荷為5 0 n 。軸承外圈上安裝加速度傳感器，信號采集 系統(tǒng)為s i s ，采樣頻率為3 0 0 0 0 h z 。 6 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 圖1 2 軸承振動信號采集試驗臺 1 4 軸承缺陷辨課的研究發(fā)展 1 4 1 故障診斷技術(shù)的發(fā)展 目前在設(shè)備故障診斷領(lǐng)域中，按故障診斷過程所用理論的特點可將診斷方法 大致分為【1 6 】：基于解析模型的診斷方法、基于信號處理的診斷方法及基于知識的 診斷方法。 基于解析模型的診斷方法：其核心思想是用解析冗余取代硬件冗余，通過構(gòu) 造觀測器估計出系統(tǒng)的輸出值，將其同輸出測量值相比較，從中獲取故障信息。 該方法已獲得了深入的研究，但在工程實踐中，由于獲得系統(tǒng)精確模型的困難， 限制了其使用范圍和效果。 基于信號處理及特征提取的方法：利用信號模型，如相關(guān)函數(shù)、頻譜等，提 取諸如方差、幅值、頻率等特征值，檢測出故障。隨著小波變換、分形等分析技 術(shù)的不斷引入，研究和應(yīng)用領(lǐng)域在迅猛地拓展。它可克服不直接建立涉及診斷對 7 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 象動態(tài)模型的困難，原理上又適用于線性系統(tǒng)和非線性系統(tǒng)，是一種被廣泛采用 的方法。 基于知識的診斷方法：需要對象的精確知識穰型，診斷對象作為一個有機整 體被研究，以知識處理技術(shù)為基礎(chǔ)，診斷問題的求解致力于通過模擬領(lǐng)域?qū)＜以?推理過程中控制和運用各種診斷知識的行為而獲得解決，目前研究工作發(fā)展迅 速、成果迭出【1 7 - 1 9 。 。近年來，由于機器設(shè)備目趨復(fù)雜、智能化及光機電一體化，傳統(tǒng)的診斷技術(shù) 豈經(jīng)很磐適應(yīng)需葶隨著計纂考? 毒摻、j 磐夠傅息跫理越譽尊冬羼，診斷技術(shù)進入 了它的一個新的發(fā)展階段將建模、信號分析與知識處理相融合的智能診斷技 術(shù)階段1 2 0 。2 2 】r 奉課題試圖使建模、信號分析與知識處理這三種研究方法有機融合，在完善 軸承模型的基礎(chǔ)二匕通過構(gòu)造合適的信號特征量建立合適的對應(yīng)關(guān)系以達到對軸 承缺陷的辨識。、 1 4 2 振動噪聲理論薪盎 1 9 5 0 年代末，瑞典s k f 公司和美國f r a n k l i n 研究所合作研究了球軸承的振 動問題。在當(dāng)時機械振動理論的基礎(chǔ)上，提出了軸承套圈的彎曲自由振動模型。 從彈性體結(jié)構(gòu)振動的觀點出發(fā)，將軸承外圈看作自由團環(huán)，認為軸承振動是由零 件工作表面幾何偏差等因素激勵產(chǎn)生，以自由圓環(huán)固有彎曲振動為主振型，并疊 加有鋼球通過頻率振動成分的復(fù)合振動口3 2 5 l 。這一看法至今仍是國內(nèi)外關(guān)于軸承 振動物理本質(zhì)認識的主流觀點 2 6 - 2 9 1 。 軸承振動的經(jīng)典理論考慮了套圈彎曲振動模型，幾何偏差和鋼球通過的激 勵。套圈的彎曲振動包括徑向彎曲振動和軸向彎曲振動，研究它們的基本振型和 商階振型。零件的幾何偏差通常包括橢圓度，波紋度，鋼球尺寸差和幾何缺陷。 鋼球通過振動除考慮軸承的運動學(xué)特性外，還考慮了接觸副的變剛度特性。 經(jīng)典軸承激振模型一定程度上指導(dǎo)了工程實踐，生產(chǎn)企業(yè)通過改善軸承滾動 表面的幾何精度，一定程度上降低了軸承振動和噪聲。但是，隨著軸承制造精度 的不斷提高，這些軸承振動的結(jié)果已顯現(xiàn)明顯的局限性，如： 1 ) 模型認為只有表面波紋度的某些諧波分量對振動有激勵作用。實踐表明，只 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 要幅度足夠大，任意諧波分量的波紋度都會激起明顯的振動和噪聲。 2 ) 模型認為幾何誤差越小越好，如果誤差完全消除，激勵作用將消失，軸承也 就不會發(fā)生振動和噪聲。實際上套圈滾道和鋼球表面的幾何誤差嚴格控制后， 軸承的振動和噪聲并不能因此而完全消除，幾何誤差減小后軸承的異常振動 和噪聲顯得十分突出，振動和噪聲水平的保持壽命也不長； 3 ) 模型不能解釋潤滑等摩擦學(xué)因素對軸承振動的影響。由于對軸承潤滑性能進 行了深入的研究，人們發(fā)現(xiàn)對于滾動軸承來說，潤滑劑也是軸承中不可忽視 的一部分，所以軸承潤滑劑已經(jīng)被認為是軸承的“第五大件”。經(jīng)典軸承模型 忽略了軸承的潤滑劑作用，僅從剛體接觸變形的角度來考慮軸承振動，而忽 略了潤滑的作用。 1 5 軸承故障診斷技術(shù)的研究現(xiàn)狀 軸承的工況監(jiān)視和故障診斷在國外大概始于2 0 世紀6 0 年代【3 們。在其后2 0 多年的時間里，隨著科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，各種方法和技巧不斷產(chǎn)生、發(fā)展和完 善，應(yīng)用的領(lǐng)域不斷的擴大，監(jiān)視與診斷的有效性不斷提高。目前已發(fā)展為以微 機為中心的滾動軸承工況監(jiān)視與故障診斷系統(tǒng)。這種系統(tǒng)大部分是對現(xiàn)場采集的 信號進行數(shù)據(jù)分析，人們把采集到的信號傳入計算機，通過計算機對采集到的離 散信號進行時域分析或頻域分析。數(shù)據(jù)分析方法主要有以下幾種： 1 ) 時域分析方法，即進行信號的均值、均方( 根) 值、方差分析及概率密度 分析，歪度和峭度也是目前比較常用的振動狀態(tài)特征量。 2 ) 相關(guān)性分析方法，即信號的自相關(guān)函數(shù)分析和互相關(guān)函數(shù)分析。 3 ) 頻域分析方法，即頻譜分析、自功率譜分析、互功率譜分析、最大嫡譜 分析、倒頻譜分析、時譜技術(shù)和頻譜細化分析。 目前，些新的時。頻聯(lián)合分布分析的方法也應(yīng)用在了軸承故障診斷上，時 頻分析方法可以有效地應(yīng)用于非平穩(wěn)信號的分析，彌補了傳統(tǒng)的基于快速傅利葉 變換的頻譜分析只適用于平穩(wěn)信號分析的缺陷。常用的時頻分析方法有短時傅利 葉變換、w i g e r - v i u e 分布和小波分析等。 小波分析是近幾年才開始應(yīng)用于振動信號處理的時頻分析方法，它能同時提 供振動信號的時域和頻域的局部化信息。小波分析還具有多尺度性和“數(shù)學(xué)顯微” 9 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 特性，這些特性使得小波分析能夠識別振動信號中的突變信號。由于小波分析有 卓越的優(yōu)良性能，近幾年小波分析被廣泛的應(yīng)用在信號分析的各個領(lǐng)域 3 1 - 3 5 】。在 軸承分析上也得到了廣泛應(yīng)用。夏利明結(jié)合小波包分解和近鄰法提出了一種新的 列車滾動軸承故障診斷k 方法【3 6 】。于云滿等人利用小波分析時窗和頻窗寬度可 調(diào)節(jié)以及多尺度分析等優(yōu)點，在軸承故障診斷中獲得良好效果。克服了傳統(tǒng)的 f o u r i e r 分析由于時域不能局部化，難以監(jiān)測到突變信號的缺點 3 7 j 。任國全等人 提出了基于正交變換的滾動軸承故障診斷新方法利用正交小波基將滾動軸承故 障信號變換到時間頻率域，通過小波重構(gòu)信號的希爾波特變換解調(diào)和包絡(luò)譜分 析，對軸承的故障進行了有效的診斷 3 8 】。傅勤毅等人分析了有故障的滾動軸承在 運轉(zhuǎn)中的振動信號特征，采用一種無頻帶錯位的小波包算法進行滾動軸承的故障 特征信號提取，清晰地刻畫出軸承故障沖擊的特征函數(shù)，通過試驗證明了該方法 的有效性，且具有很高的信噪比【3 9 】。 1 6 本課題的難點 從所查閱的資料來看，對于軸承振動噪聲的研究主要分集中在兩方面，一是 對軸承元件工作損傷的辨識上，這種辨識針對的是在機器中已經(jīng)運轉(zhuǎn)了一定時 間，并且在工作過程中受到損害的軸承( 例如工作載荷的作用產(chǎn)生點蝕剝落，工 作表面產(chǎn)生劃痕等) 。這種情況下的軸承在其振動信號的表現(xiàn)上就是故障信號較 為明顯，并且這些故障所引起的振動其頻率多集中在0 - , - 5 0 0 h z 即我們所認為的 低頻段。 另一方面是研究新軸承，在新軸承質(zhì)量檢測時發(fā)生振動噪聲。引起振動噪聲 的原因多為加工表面誤差及隨機因素。在對采集到的振動信號進行分析時，我們 發(fā)現(xiàn)對于加工精度較高的新軸承來說，軸承缺陷所引起的振動信號非常不明顯， 常常隱藏在背景振動里( 如圖1 3 ) ，如何有效的提取出缺陷信號是此課題中的一 大難點。 另外，對所研究的振動信號進行頻率分析，發(fā)現(xiàn)軸承缺陷所引起振動的頻率 已不再是上面所提到的集中在0 - - 5 0 0 h z 的低頻信號。頻率為2 0 0 0 , - 5 0 0 0 h z 的中 高頻振動已成為了影響軸承振動性能的主要因素( 如圖1 4 ) 。針對這種狀況發(fā)現(xiàn) 先前人們所運用的共振解調(diào)，包絡(luò)分析等針對低頻信號的分析方法在分析新軸承 1 0 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 問題時并不完全適用。故在本課題中的另一個難點就是要試圖尋找一種對中高頻 信號有良好分析能力的信號分析方法。 在對影響因素進行分析時，人們普遍采用通過建立振動模型，對外加激勵力 形式進行研究來分析振動信號的特點。研究發(fā)現(xiàn)，經(jīng)典振動模型僅僅從接觸變形 的角度來考慮軸承振動狀態(tài)，而忽略了潤滑等摩擦學(xué)因素對軸承振動的影響。潤 滑劑是軸承中非常重要的一部分，它極大的影響軸承振動性能。在這種情況下， 經(jīng)典振動模型已不太適應(yīng)，建立體現(xiàn)潤滑因素影響，更符合實際情況的軸承振動 模型對缺陷辨識是非常重要的。 0 1 2 口1 0 臻n 0 b 0 0 4 d 0 2 0 日于河 _ _ 、： 圖1 3 振動信號時域譜 圖1 4 振動信號頻譜 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 1 7 本文的主要研究內(nèi)容 本文一方面在經(jīng)典振動模型的基礎(chǔ)上，對潤滑狀態(tài)下的振動模型進行了完 善，進一步探討了在潤滑狀態(tài)下軸承缺陷的振動特性。另一方面力圖尋找合適的 振動信號方法提高缺陷信號的信噪比，達到對缺陷進行有效辨識的目的。具體研 究內(nèi)容如下： 1 、應(yīng)用結(jié)構(gòu)動力學(xué)和e h l ( 彈性流體潤滑) 理論，建立潤滑狀態(tài)下的軸承 振動理論模型。根據(jù)軸承測試振動的實際工況，建立在軸向載荷作用下的球軸承 五自由度振動微分方程，并進行計算機模擬。 2 、對軸承振動噪聲影響因素進行分析，按照影響因素的特點對激振力形式 進行了分類，以軸承元件損傷及表面波紋度為例討論了軸承振動激勵力的計算方 法，列出了由這幾種缺陷所引起的軸承的缺陷頻率，并對波紋度激勵力進行了仿 真計算。 3 、針對軸承缺陷信號的特點對信號分析方法進行選擇，利用小波包分析研 究軸承的缺陷特性。提出小波能量譜變化率的概念，以此為依據(jù)提取有用信號， 達到提高信噪比的目的。 4 、利用上述方法，對汽車空調(diào)器壓縮機軸承的實際振動信號進行分析，根 據(jù)振動模型所提供的缺陷特點達到對故障有效辨識的目的。研究其振動噪聲模 式。 1 2 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 2 滾動軸承的振動模型 實際中引起軸承振動的因素很多，無法實現(xiàn)單因素模型試驗。因此，建立軸 承振動模型非常必要，它有利于分析軸承運轉(zhuǎn)狀況和受力情況。當(dāng)振動模型中的 激勵確定后可以通過模型來分析在該激勵作用下軸承的振動狀態(tài)，這奠定了下一 步進行缺陷識別的基礎(chǔ)。 2 1 振動模型坐標(biāo)系選擇 滾動軸承內(nèi)部的運動學(xué)關(guān)系及受力狀態(tài)十分復(fù)雜，為了方便描述軸承的運動 和受力，選擇圖2 1 為分析軸承時所采用的坐標(biāo)系 圖2 1 坐標(biāo)系 圖中的直角坐標(biāo)系( x ，y ，z ) 的坐標(biāo)原點與軸承的幾何中心相重合，卜y 面與軸承滾道中間的徑向平面相重合，z 軸與軸承的轉(zhuǎn)軸相重合，釩球的位置從 x 軸記起，并沿逆時針方向旋轉(zhuǎn)。此坐標(biāo)系符合右手法則。 1 3 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 2 2 軸承動力學(xué)模型的建立 2 2 1 力學(xué)模型的假設(shè) 為分析軸承內(nèi)部激振因素，主要是各部件表面的波紋度對軸承振動的影響， 需將軸承系統(tǒng)簡化成一力學(xué)模型，為此，做如下幾點假設(shè)： 1 ) 內(nèi)圈與軸剛性聯(lián)接，只討論軸承的外圈在徑向平面內(nèi)的振動，不考慮軸 向竄動及套圈的傾斜。 2 ) 滾動體總是處于壓縮狀態(tài)，即有足夠大的軸向預(yù)緊力使?jié)L動體在滾動中 總處于受壓狀態(tài)，以保證軸承的穩(wěn)定運轉(zhuǎn)。 3 ) 滾動體與滾道間的彈性接觸力與接觸變形的關(guān)系滿足h e r t z 接觸理論。 簡化后的軸承模型如圖2 2 所示。 訊i 瓢 爨 0 圖2 2 軸承振動模型 2 2 2 軸承的動力學(xué)方程 對于振動系統(tǒng)模型來說，它們都具有相似的微分方程。球軸承外圈的振動微 分方程為： 阻f + 怫+ k p = 【f 】 ( 2 1 ) 1 4 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 其中，m 】為軸承振動等效質(zhì)量陣，【c 】為等效阻尼陣，醫(yī)】為等效剛度陣，p 】為 等效載荷陣，s 為模型受力后的位移響應(yīng)向量。下面我們要分別針對振動方程中 的這幾個矩陣的表達式進行分析。 2 2 3 軸承振動質(zhì)量矩陣 軸承內(nèi)圈隨轉(zhuǎn)動軸一起轉(zhuǎn)動，鋼球相對于軸承外圈來說質(zhì)量很小，為方便 起見，在計算軸承振動時，對內(nèi)圈與鋼球的質(zhì)量影響作為外激勵力來等效處理。 所以滾動軸承的質(zhì)量矩陣只包括外圈的質(zhì)量，它可表示為如下形式： 阻】= 研o 0m o0 0o 0o o0 o o0 0 珊00 o，o 00i 其中，m 為軸承外圈質(zhì)量，z 為軸承外圈相對于x ，y 軸的轉(zhuǎn)動慣量。 2 2 4 軸承振動阻尼與剛度矩陣 ( 2 2 ) 定義軸承中角位置妒，( _ ，= 1 , 2 ，) 的鋼球在其運動過程中所形成的接觸副 中的剮度為k 4 、阻尼為c $ ，整體軸承的剛度為k 、阻尼為c 。我們發(fā)現(xiàn)整體 軸承的剛度和阻尼并不能用個鋼球剛度茁。、阻尼c 。簡單疊加。下面我們就 針對軸承整體進行分析。 在上圖所示的坐標(biāo)系下，外圈受到徑向、軸向、力矩載荷作用，外圈擁有5 自由度，外圈的位移向量表示為： s = $ ，s ，逆，或，口， r ( 2 3 ) 式中s x ，s ，和s ，分別為外圈幾何中心沿x 和y ，z 方向的相對位移，以，口，則分別 為繞x 和y 軸的角位移。 在角位置竹處，外圈的軸向和徑向位移分別為s 血和，它與通過外圈中 心的位移s ，墨、s z 及角位移色，巳有如下的關(guān)系： 1 5 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 s i d = s i + r 8 l 。s i n c s r 8 y 。c o s q j s ”= s x c o s q j + s y s 證譯i 其中，r 為鋼球中心圓半徑r = 譬，下標(biāo)口，分別表示軸向與徑向 鋼球，沿h e r t z 接觸方向的總位移滿足： s i2 s i r e o s g + s j 。s i n g 式中，為接觸角。把( 2 4 ) ，( 2 5 ) 帶入式( 2 6 ) 得到： s i = s ；c o s g 。c o s q j + sp e o s g s i n f 。j + s ：。s i n g 定義矩陣厶： + r 以s i n a 。s i n f 口j 一，b + s i n g c 0 8 吩 式( 2 7 ) 可表達為 = c o s 口。c o s 伊， c o s g s m 竹 s m 口 r 。s i l l g $ 1 n 乃 一r s i n a c o s 幣i s i 2 l i s 設(shè)軸承局部變形增量為8 ( s j ) = l j ( 舔) ( 2 4 ) ( 2 5 ) ( 2 6 ) ( 2 7 ) ( 2 8 ) ( 2 9 ) ( 2 1 0 ) 在靜態(tài)條件下，圖2 2 所示的系統(tǒng)的虛彈性勢能e 與系統(tǒng)虛功礦的關(guān)系為： r 、 孵= 一留= 一k 考s j s ( s ，) = 一( 舔) l 0 7 島j s ( 2 1 1 ) 卜1 戶1j 式中為滾動體數(shù)。 又彈性力所作的虛功可表示為： 椰= 一洶y k 弦 ( 2 1 2 ) 對比式( 2 1 1 ) 與( 2 1 2 ) 推出軸承整體的剛度矩陣表達式為： 舊= 島巧 ( 2 1 3 ) 1 6 基于小波能量譜的軸承振動噪聲缺陷辨識方法 同理可以推出阻尼矩陣表達式： 【c 】= l ，t 島 ( 2 1 4 ) i = 1 處在角位置紡處鋼球的阻尼白和剛度置西的大小僅與軸承受力、尺寸、材 料、運轉(zhuǎn)狀態(tài)、潤滑油膜系數(shù)有關(guān)，而與鋼球所處的位置無關(guān)，那么式( 2 1 3 ) 、 ( 2 1 4 ) 就可簡化為： 舊：k ，妻f o ，。 ( 2 1 5 ) 【c 】= c , z t - ，7 l j = l 式中，k 。、q 分別為軸承單個接觸副的剛度與阻尼 2 2 5 軸承振動方程分析 圖2 2 清楚地表明了軸承載荷，我們用疋表示沿z 軸的中心軸向載荷，e 為 沿x 方向的徑向載荷，m 為y 方向的力矩載荷，軸承載荷表示為： f = f e + e ( f ) 0 ( f ) e + c ( f ) m ，( 力肘+ 硝j r ( 2 1 6 ) c ( f ) ，0 ) 分別為對應(yīng)的激勵力在x ，y 方向的分量，m ：( f ) ，m ，( f ) 為對應(yīng)的激勵 力矩在x ，y 方向的分量。 確定了振動微分方程中的質(zhì)量、阻尼、剛度、載荷矩陣，代入振動微分方程 ( 2 1 ) ，得到球軸承振動方程： 塒o o肼 0o oo oo 0 o o 0 mo 0， 0 o 七c 范l j l i