吸入式掃路車軸承耦合故障振動特性分析

肖俊洲

長沙中聯重科環境產業有限公司 湖南長沙 410000

環境保護意識的提升，使人們對社會生存環境的要求越來越高，傳統的人工掃路工具已被吸入式智能掃路車代替，由于此種掃路車可實現對道路垃圾的自動化清掃，且使用成本較低、工作效率較高，因此吸入式掃路車一經投放市場后，便受到了多個產業對其的爭先追捧。

目前，掃路車也因此被廣泛應用于市場，但由于此種裝置的研發尚處于初期階段，在使用中仍可能存在不可避免的問題[1]。以軸承為例，此種零部件是屬于機械設備中的關鍵構成部分，主要用于支撐機械旋轉體在運行或工作過程中的摩擦系數，是吸入式掃路車的關鍵構成零件。但根據市場統計數據顯示，超過45%的吸入式掃路車故障均是由于軸承故障所導致的，當掃路車軸承發生故障時，裝備內其它相關零構件的正常運行也受到相同的影響，即發生耦合故障，會直接對掃路車的正常運行造成影響[2]。在進行故障點診斷過程中，故障處會產生振動信號，并通過復雜的路徑將信號傳輸至振動傳感器，以此為依據，用于定位耦合故障發生點，但考慮到振動信號的傳輸會受到路徑中多因素的影響，這些因素都會造成終端對故障點識別的不準確。因此，本文將以吸入式掃路車為例，對其軸承發生耦合故障時的振動特性展開分析，以此提高對耦合故障發生點定位的精準度。

1 吸入式掃路車軸承耦合故障振動特性分析

1.1 構建吸入式掃路車軸承傳動非線性動力模型

由于吸入式掃路車軸承耦合故障振動問題具有明顯的非線性動力學特征，因此，在對其進行特性分析時，需要構建吸入式掃路車軸承傳動非線性動力模型。首先，利用6自由度Timoshenko梁結構對吸入式掃路車軸承中的主動軸結構、從動軸結構進行建模；其次，結合Jones軸承建立理論，構建吸入式掃路車軸承在模擬靜力狀態下的動力學模型結構，以此進一步推導出吸入式掃路車軸承結構的剛度矩陣[3]。最后，結合有限元分析模式，針對吸入式掃路車軸承轉子耦合的非線性動力學模型進行構建。按照上述構建思路，對吸入式掃路車軸承的彈性轉軸進行模型構建，沿著軸承的軸線，將其劃分為若干個相同大小的軸段結構，如圖1所示。

圖1 吸入式掃路車軸承傳動非線性動力模型

圖1 中每個吸入式掃路車軸承軸段均采用兩節點的Timoshenko 梁結構模型，并保證其每個節點上均含有三個不同方向上的移動，并分別對應相應的轉動自由度θ 。結合拉格朗日算法，得出吸入式掃路車軸承傳動的動力學方程，如公式（1）所示：

公式（1）中，eQ 表示為吸入式掃路車軸承彈性軸段所承受的廣義力矢量； eM 表示為軸承傳動單元質量矩陣； eG 表示為軸承傳動矩陣； eK 表示為軸承傳動單元剛度矩陣。吸入式掃路車軸承在高速旋轉的過程中，會受到外載荷的作用影響，因此軸承結構的內圈、外圈。球心等位置均會發生相應的變化[4]。結合Jones軸承結構模型構建理論，得出吸入式掃路車軸承受力變形后其內部幾何關系。

考慮到吸入式掃路車軸承的離心力、軸承力矩、慣性力等特點，構建在任意受載條件下的靜力學分析模型。在靜力學分析模型當中，將吸入式掃路車所有軸承的內圈結構之間的接觸力進行疊加計算，并始終保持其承載力的平衡，確定吸入式掃路車軸承的非線性接觸力矩。

1.2 軸承耦合故障轉子裂紋呼吸效應分析

當吸入式掃路車軸承出現耦合故障問題時，通常會伴隨著軸承轉子結構的裂紋現象產生，因此在對其故障振動特性分析時，還需要對軸承耦合故障轉子裂紋進行呼吸效應分析[5]。假設軸承轉子總長度為L，則軸承轉子所承受的軸向上的力與剪力、扭矩、彎矩之間會形成恒定的外力作用。假設每個節點上均包含6個自由度，根據公式（2）計算得出軸承耦合故障轉子裂紋引起的附加柔度系數為：

公式（2）中，γ 表示為軸承耦合故障轉子裂紋引起的附加柔度系數；α 表示為轉子轉動角度；jp 表示為恒定外力；ip表示為軸向力；U 表示為軸承耦合故障轉子裂紋左端距離。根據上述公式計算，結合斷裂力學能量釋放理論得出，當吸入式掃路車發生軸承耦合故障時，轉子產生的裂紋會引起一定的附加應變能，裂紋從出現到逐漸擴展所需的能量可通過不同裂紋結構對應的應力強度因子以及泊松比計算得出[6]。再通過由于無裂紋產生的轉子的柔性系數矩陣進行比較，可以最終得出出現裂紋的轉子剛度矩陣。

為保證后續對吸入式掃路車軸承耦合故障振動特性進行分析時，得到更加準確的結果。本文引入應力強度因子理念，用于模擬吸入式掃路車軸承出現耦合故障問題時產生裂紋的呼吸效應[7]。當轉子裂紋處于張開的狀態時，則認為此時的受力為拉應力，假設應力強度因子為T，則此時T的取值為T>0；當軸承轉子結構的裂紋處于閉合狀態下，則認為此時的受力為壓應力，T的取值為：T<0；當軸承轉子結構的裂紋處于閉合與張開的節點時，T的取值為：T=0。綜上所述，在吸入式掃路車軸承發生耦合故障時，得出裂紋閉合與張開相互垂直的直線，并將其作為臨界線，結合公式（2）計算得出，轉子裂紋的柔性系數以及積分的上下界線[8]。

若在分析過程中，吸入式掃路車軸承轉子的裂紋處于其他狀態時，則應當通過裂紋的開閉臨界線確定其上下積分界限。確定的具體步驟為：

首先，沿吸入式掃路車軸承轉子裂紋的邊界，將其劃分為多個大小完全相同的組成部分；

其次，隨著軸承轉子的不斷運動，在吸入式掃路車不同的運動狀態下，分別計算得出，其故障裂紋邊界的應力強度；

最后，將總應力歸零，再次確定裂紋閉合和張開的邊界點，并將其代入到上述公式（2）計算得出故障時裂紋的張開和閉合狀態的上下界限。

2 實驗分析

2.1 軸承齒輪轉子耦合故障穩態響應動力學特征分析

以軸承在發生耦合故障問題時，其轉子結構的裂紋相對深度為0.5mm為例，其裂紋的剛度系數應當在兩個轉動周期內幅值應當以波浪型的趨勢發生改變。根據上述“呼吸效應”進一步得出，裂紋的產生可看作是兩種周期成分的組成：幅值波動較大的長周期和幅值波動較小的短周期[9]。根據吸入式掃路車軸承的轉動形式，假設發生耦合故障問題時，軸承轉子裂紋位于主動輪轉軸位置，為方便后續論述，假設裂紋的單元長度L為75mm，裂紋單元的直徑d為25mm，則按照上述建模方式，構建吸入式掃路車軸承傳動非線性動力模型。其它齒輪的參數如表1所示。

表1 吸入式掃路車軸承傳動非線性動力模型齒輪參數

結合本文上述論述，結合數值積分算法，對存在轉子裂紋現象的軸承耦合故障振動問題進行動力學分析。當吸入式掃路車的軸承齒輪傳動過程中，若存在軸承轉子裂紋產生，則此時的信號時域將成為故障最明顯的特點，同時還會伴隨著賦值調制的現象產生。當載波與調制波之間產生了不用轉動頻率或擬合頻率時，其變化幅度更加明顯，此時產生的現象證明，吸入式掃路車軸承耦合故障振動時，在嚙合頻率位置上產生了較為明顯的邊頻帶。

針對上述現象進行分析得出，其主要原因是轉子裂紋呼吸效應造成的。除此之外，軸承中轉子結構產生裂紋的是還會伴有呼吸效應的產生，又會進一步造成轉子的剛度系數出現呈波形周期性的變化。在兩種不同頻率的作用下，相互耦合疊加還會造成剛度系數的動態激勵源產生。除此之外，吸入式掃路車軸承齒輪自身的激勵源也會產生時變剛度嚙合，導致嚙合頻率的振動現象產生。因此，在上述多種不同動態激勵的作用下，最終產生了幅值調制的振動響應。

當吸入式掃路車軸承單軸轉子發生裂紋耦合故障現象時，其響應與頻率當中會出現更加明顯的頻成分，這一特征可視為吸入式掃路車軸承發生耦合故障的重要征兆。針對吸入式掃路車軸承轉子發生多種齒輪共同作用的耦合效應時，通常會表現出與單軸轉子完全不同的故障特征。因此，在對吸入式掃路車軸承耦合現象進行故障診斷時，應當通過二倍頻、幅值調制等特點，綜合判斷吸入式掃路車軸承是否存在轉子裂紋故障現象產生。

2.2 軸承齒輪轉子耦合故障瞬態響應動力學特征分析

軸承齒輪轉子耦合故障穩態響應動力學特征外，吸入式掃路車軸承在發生耦合故障時，還會產生相應的瞬態響應動力學特征。而通常情況下，軸承中齒輪的耦合故障中含有較為豐富的狀態信息，而通過穩態響應很難對其發生的具體故障問題在瞬態下體現[10]。因此，在對軸承齒輪轉子耦合故障瞬態響應動力學特征分析時，首先假設吸入式掃路車軸承轉頻在15s時間內由0Hz逐漸增加到50Hz。通過將含有軸承轉子耦合故障的齒輪傳動瞬態響應與正常軸承轉子的瞬態響應進行對比得出，未發生耦合故障問題的正常齒輪其轉子的第一個共振峰值應當出現在3.2s-3.5s范圍內，而含有轉子耦合故障的齒輪，其第一個共振峰值出現時間為2.45s。將瞬態響應時的加速信號進行短時傅里葉變換，通過對比得出，正常齒輪轉子的第一個共振峰值出現時，其頻率大小為683.4Hz，而含有轉子耦合故障的齒輪，其第一個共振峰值出現時，頻率大小為523.85Hz，明顯小于正常齒輪。產生這一現象的主要原因是軸承轉子在發生耦合故障問題時，軸承的固有頻率減小。因此，綜上所述，當吸入式掃路車軸承發生耦合故障問題時，其固有頻率的減小與信號的轉頻的提升，可作為判斷軸承轉子結構是否存在裂紋現象的重要因素。

3 結語

為探究吸入式掃路車軸承在發生耦合故障時具備的振動特性，結合Timoshenko 梁結構模型構建理論，以某吸入式掃路車為例，開展研究。通過本文研究得出，通過穩態響應中的二倍頻、幅值調制以及瞬態相應中的頻率的減小與信號的轉頻的提升，均可以作為判斷軸承中轉子結構是否處在斷裂的主要判定依據，以此在發生軸承耦合故障問題時，可以進一步為其維護與維修提供依據，從而在第一時間恢復吸入式掃路車的正常運行。在后續的研究中，為保證吸入式掃路車的穩定運行，還將對其發生耦合故障的條件因素進行深入分析，從而在出現耦合前，避免故障問題的產生。