轴承故障频率的计算方法

1、侧隙对噪声的影响，主要表现在轻负荷的、扭矩变化大的、反转的或者高 速的齿轮装置。为了保证小侧隙而又不产生新的噪声源， 变齿根的几何尺寸，加大顶隙，以便油和油气顺利地排出 行之有效的办法是改 。同时，顶隙的加大 可以改善轮齿的柔度，减少载荷的冲击，并且得到一些误差的补偿。 ( 3 )转速和载荷 转速加倍，齿轮噪声的声压级平均增加6 d B左右，并且这个增量几乎与负 载无关。假使齿轮的速度由， 。 变化到， 后，噪声的变化量为 4 L 二 2 0 1g 上( 2 一 1 3 ) v v 在大载荷情况下，齿面间的摩擦力增加，使节线冲击力也增大。当载荷大 到使齿轮变形以致影响啮合精度时，就会引起啮合冲击力，这些情况均使噪声 增大。在低速、低载情况下，载荷对噪声影响的试验结果表明噪声声压级与载 荷之间有着线性关系，其经验公式为 低速 ( n 3 0 0 0 r / m i n ) 、小载荷情况下 O L = 1 0 1o g ,o 李 乙 。 ( 2 一1 4) 高速 ( n 4 0 0 0 r / m i n ) 、小载荷及低速 ( n 3 0 0 0 r / m i n ) . 二 二 2

2、0 1o g ,o 李 儿 0 大载荷情况下 ( 2 一1 5 ) 式中，“一 噪声声压级变化量 ( d B ) ; L 。 一 轮齿原比载荷 ( 单位齿宽长度上承受的力 ( N / m m ) ) L 一 变化后的轮齿比载荷。 由以上两个式子可以看出，在低速、小载荷时，比载荷加倍，噪声增加约 3 d B ;而在高速、小载荷或低速大载荷时，比载荷加倍，噪声约增加 6 d B 。此 外，在高速、大载荷情况下，传递功率加倍，噪声声功率约增加6 d B o ( 4 )润滑 润滑油可防止啮合齿面直接接触，又有阻尼作用。适当的润滑可以减少齿 面间的摩擦力从而减小噪声，其降噪量随润滑油量、粘度的增大而增大。若润 滑不当，反而会使噪声增加，特别是在高速齿轮传动中，从啮合齿顶隙挤压出 的空气或润滑油具有相当高的速度。当产生冲击波或 “ 困油”现象时，润滑油 在顶隙中排不出去，齿轮将受到冲击激励的影响，从而产生振动，便会产生噪 声。 再如， 采用飞溅润滑会增加油粒的相互碰撞和对箱壁冲击而引起扰动噪声。 2 .3 . 2轴承噪声 3 5 1 - 1 3 9 1 和齿轮一样，轴承也是变速箱中的主要噪声源之一

3、。轴承可以分为滑动轴 承和滚动轴承两大类。滑动轴承比滚动轴承刚性好，阻尼大，振动小，通常其 噪声比滚动轴承小的多，只是当润滑情况不良，发生轴颈与轴承内表面的金属 与金属的干摩擦时，才会产生刺耳的噪声。而滚动轴承，由于其结构原因，既 使能制造出一种无几何误差且表面粗糙度极低的滚动轴承，但由于装配间隙及 在负荷区滚道和滚动体间产生的弹性变形，仍会产生噪声。所以这里重点讨论 滚动轴承噪声的产生及其控制。 ( 一)滚动轴承噪声分类 滚动轴承噪声分类如图2 -5 所示。 轴承安装后产生的噪声 轴承座共振声 图2 一5滚动轴承噪声分类 1 轴承固有噪声 滚动轴承的本质噪声，是指既使轴承的各种控制尺寸均为理想尺寸 ( 内外 滚道和滚动体均为真圆， 有游隙) ， 不存在任何误差，当轴承旋转时也会产生的 固有噪声，也就是说对滚动轴承而言是本身固有的一种噪声，是不可避免的， 它与轴承的制造和使用无关。滚动轴承的固有噪声包括以下几种: ( 1 ) 圈套声 圈套声是各类滚动轴承都会发生的噪声，是滚动轴承的基本噪声源。它 是轴承旋转而发出的一种平稳、连续的噪声。产生这种噪声的根本原因就在于 弹性套圈的弯曲固有振

4、动。这种振动既有径向的也有轴向的。固有振动引起的 噪声的显著特点是:既使回转速度发生变化，噪声的主频率也几乎不变，即主 频率与转速无关。但声压级随着转速的提高而增加。很明显，提高套圈断面的 平面度，增加套圈厚度，固有噪声会得到改善。 ( 2 )滚动体下落声 滚动体下落声发生在比较大型的滚柱轴承或滚珠轴承中。当这种大型轴承 只受径向负荷且又在低速下旋转时，由于离心力小，使其处在非负荷圈上的滚 柱或滚珠撞击保持器或滚道面而产生噪声。当转速增加到一定值时，下落声就 会消失。在具有径向间隙的轴承上，只要径向载荷作用，就会导致滚动体发生 振动，产生噪声。为了防止这种振动和噪声，应尽量减少轴承间隙，必要时可 给轴承施加适当预加载荷。 ( 3 )摩擦声 摩擦声主要是指金属相互摩擦的噪声，常产生于滚珠轴承，尤其是较大型 的滚珠轴承中。润滑油脂的润滑性能差，或者轴承只承受径向载荷而径向间隙 又比较大时，都容易产生摩擦声。使用液体油润滑时，几乎不产生摩擦声。 摩擦声不太稳定，有时是连续的，有时是间歇的，只发生在一定的转速范 围内，而该范围又随轴承型号而变。要减少摩擦声可采用性能良好的润滑油， 减少轴承安装

5、后的径向间隙或者提高轴承的刚度。 2 .与设计、加工误差有关的噪声 这种噪声是因为轴承设计或工艺制造误差而造成的。它主要由以下三种噪 声组成。 ( 1 )沟道噪声 众所周知，既使使用最精密的加工技术来加工沟道 ( 或滚道)和滚动体表 面，也根本不可能做出绝对理想的圆形，在沟道表面和滚动体表面总是存在着 任意的微小的形状误差，这种误差在宏观上表现为形位误差，在微观上则表现 为波纹度和粗糙度。由波纹度和粗糙度产生的振动包括一系列的随机脉冲，当 轴承旋转时， 这些脉冲将引起轴承的“ 沟道噪声” ， 这种噪声构成了轴承噪声的 主要成份。严格控制套圈和滚动体的圆度、波纹度、粗糙度和滚动体的加工精 度，这样沟道噪声就会显著降低。 ( 2 )滚动噪声 滚动噪声是指滚动体相对于滚动面回转、 滑动、摩擦或撞击时产生的噪声。 该噪声主要发生于滚动体进入和退出载荷区的时刻。滚动噪声一般具有以下特 点: ( 1 ) 使用润滑性能不好或粘度极大的润滑油 ( 脂)时最容易发生。 ( 2 ) 轴承 只受径向载荷而径向游隙又比较大时最容易发生。实际上，滚子轴承最容易产 生滚动噪声。 ( 3 )保持架噪声 一般情况下产

6、生这种噪声的原因是滚动体和保持架、保持架和引导面之间 的滑动摩擦。保持架和滚动体发生相互撞击而发出的声音具有周期性，当采用 滚动体引导保持架时，这种运动的不稳定性较为严重.保持架噪声主要发生在 球轴承与圆锥滚子轴承上，在径向间隙过大、润滑性能不良及轴上传递扭矩波 动等情况下，均会产生这种噪声。防止保持架噪声的措施如下: a 尽量采用套圈引导方式并注意给予引导面充分的润滑， 或者对保持架的 结构作适当的改进。 b . 轴承高速旋转时， 兜孔间隙大的轴承其保持架振动振幅远大于兜孔间隙 小的保持架振动振幅，所以兜孔间隙取值尤为重要。 c . 要注意尽量减小径向游隙。 d .尽量提高保持架制造精度， 改善保持架表面质量， 可以减少滚动体与保 持架发生碰撞或摩擦。 3 伤痕及夹杂物引起的噪声 该类噪声主要是指不文明生产产生的碰卡伤或发生疲劳剥落、锈蚀斑痕以 及夹杂物进入轴承工作面而引起的噪声。 ( 1 )伤痕噪声 当滚动表面具有裂纹、碰伤、压坑和锈斑时，就会产生周期性的振动和噪 声 ( 即所谓的斑痕声) 。 如果转速保持一定， 其频率就恒定不变。当斑痕发生在 一个滚动体上时，产生的振动和噪声的频

7、率较低;若斑痕发生在滚道面上时， 产生的振动和噪声的频率则较高，斑痕较多时，甚至会出现连续谱。 ( 2 )夹杂物噪声 夹杂物噪声是指在轴承的运转过程中各种灰尘、铁屑等杂质进入轴承工作 面造成的非周期性的振动和噪声。只要加强维护和保养及提高工作责任心，杂 质声完全是可以避免的。 杂质混入轴承，在产生夹杂物噪声的同时，还会在轴承滚珠和滚道上产生 斑痕，从而加剧斑痕声。 还有一类和轴承相关但不是由轴承本身产生的噪声。这类噪声是由于轴承 在机械和机器中安装不当引起的，即由于装有轴承的机械受到轴承振动激励而 共振所产生的共鸣噪声。使轴承与轴承座两者的固有频率不相近，可以防止这 种噪声的产生。 ( 二)滚动轴承噪声的频率 高质量的滚动轴承噪声很低，但存在某种缺陷、损伤的轴承的噪声会明显 增大。轴承的振动和噪声对于探察轴承的各种缺陷和损伤具有重要的意义。如 果能根据轴承的一些给定参数，计算出轴承的各种频率，就可以按计算出的频 率与频谱图上的峰值频率进行比较，从而判断出轴承的缺陷和损伤，并进一步 采取对策。轴承的各种频率的计算公式如表2 - 2 所示ll l ( 三 )轴承噪声的影响因素 轴承类型 相

8、同运行条件下， 不同类型的滚动轴承产生的噪声大小也不同。 试验表明， 一般情况下 另外， ，向心球轴承产生的噪声比圆锥滚子轴承产生的噪声要低。 对于同种类型的轴承，轴承内径越大，引起的振动和噪声也越大。 有的调查说明， 直径增加5 毫米， 噪声约增大 1 - v 2 分贝。同时轴承的响度级随 着滚珠直径的增大而增大。 2 .轴承精度 轴承滚动体、内环、外环各自 精度的提高都有利于轴承噪声的降低，而滚 动体精度是影响轴承噪声的主要因素。 表2 -2滚动轴承噪声频率的近似计算公式 序号频率/ H z 工况 1 r= n / 6 0轴的旋转频率 2 r= ( n / 1 2 0 ) 1 一 ( d l D ) c o s 9p 外圈固定，保持架的旋转频率 3 r= ( n / 1 2 0 ) 1 + ( d l D ) c o s rp 内圈固定，保持架的旋转频率 4 r = ( n / 1 2 0 ) ( D / d ) l 一 ( d 2 / D 2 ) c o s 2 gyp 外圈固定时滚动体的旋转频率 5 r= ( z x n / 1 2 0 ) 1 一 ( d l D ) c o

9、s p 外圈固定， 外滚道上一固定点和滚 动体之间的接触频率 6 f = ( z x n / 1 2 0 ) 1 + ( d / D ) c o s rp 内圈固定，内滚道上一固定点和滚 动体之间的接触频率 7 r = ( n l 6 0 ) ( D l d ) I 一 ( d 2 I D 2 ) c o s 2 P 滚动体上一个固定点和内外滚道 的接触频率 8 r = (n / 6 0 ) 1 一 喜 1 一 (d l D ) c o s ip 外圈固定，内滚道和保持架之间的 相对旋转频率 9 r 一 (n / 6 0 ) l 一 粤 1 + (d / D ) c o s y 内圈固定， 外滚道和保持架之间的 相对旋转频率 1 0 r 一 (z x n / 6 0 ) 1 一 喜 1 一 (d l D ) c o s ip 外圈固定， 滚动体和内滚道上一固 定点的接触频率 1 1 r 一 (: 、 n / 6 0 ) 1 一 粤 1 十 (d / D ) c o s 4p 乙 内圈固定， 滚动体和外滚道上一固 定点的接触频率 注:n 一轴的转速 ( r / m i n ) ; d -滚动体的平均直径;D-滚动轴承的平均直径; 0) 等于节圆锥之半， 对于向 心球轴承或滚子轴承v 为零， 对于向心推力轴承， 价 是接触角。 滚动体的直径差是直接影响轴承正常工作的一个参数。如直径差较小，则 接触刚度下降;若直径差较大，则接触滚子数就会减少。特别是在轴承转速比 较慢的情况下，过小的滚子在轴承环转动时静止不动，而是由保持架推动它产 生撞击，引起噪声。 另外，滚动体波纹度也会对轴承的振动和噪声产生比较大的影响，提高滚 动体表面波纹度能使轴承振动和噪声下降。 要全面地降低轴承的振动和噪声， 除了要控制滚动体表面

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