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菅原SUGAWARA--滾動軸承振動與噪聲的相關性解析
滾動軸承的振動與噪聲,已從過去主要針對 電動機軸承的特殊性能要求之一,成為現在許多 類型軸承的基本性能要求之一。有關軸承振動與 噪聲的研究,長期以來備受關注,從理論分析到試 驗研究,成果紛呈。但迄今為止,關于軸承振動與 噪聲的理論,仍認是不成熟的;關于軸承振動與 噪聲的試驗,仍存在許多問題需要探究。在具體 的研究和分析中,有時常將軸承振動與噪聲統歸 于1個問題,有時又將其看作為1個問題的2個 方面,有時又將其全分為2個獨立的問題。其中,通過控制軸承振動能否控制軸承噪聲,就形成了1個曾經長期爭論、莫衷一是的思辨性問題。
1 振動與噪聲的本質關系
振動即物體的往復運動,也即物體的運動狀 態隨時間在極大值和極小值之間交替變化的過程。聲音是由物體振動產生的,一切發聲的物體 都在振動,但不是所有的物體振動都產生聲音,只 有當振動頻率在一定范圍內,且通過介質被人的聽覺器官感知時,才稱為可聽聲,簡稱為聲音。其中, 一切無規律的或隨機的、從人的主觀和心理感覺上不希望存在的干擾聲則叫噪聲。所以概括而言, 振動與噪聲的因果邏輯關系就是:一定條件的 物體運動稱為振動,一定條件的振動產生聲音,一 定條件的聲音才屬于噪聲。 除了特定用途,振動與噪聲是有害的,所以必 須加以控制。如振動對設備儀器的危害;會影響功能實現,降低工作精度,加劇零件磨損,甚至 引起結構疲勞破壞;對人身的危害;過量的振 動會使人不舒適、疲勞, 甚至導致人體病理性損傷。而由振動形成的噪聲,則主要是會造成環境污染,危害人體健康。由于振動與噪聲的因果關系, 所以,對于控制振動而言,通常就是直接控制振動本身;對于控制噪聲而言,一般則必須溯本求源,控制其成因;振動(當然也可采用吸音、隔 音或消音等另一途徑的措施) 。由于音頻范圍為 20～ 20000 Hz, 低于 20 Hz 的次聲波和高于 20000 Hz 的超聲波作用到人的聽覺器官時不引 起聲音的感覺,即人耳聽不到,所以控制噪聲僅需 控制音頻范圍內的振動即可,尤其是控制人耳特 別敏感的300～6000Hz左右的頻率(最敏感的頻 率是3000～4 000 Hz,其中,最有害的是1000～ 4000 Hz)部分, 效果最為明顯。
2 軸承振動與噪聲的特性
軸承振動與噪聲,既有一般機械振動與噪聲的共性,又有其特性。除了潤滑、安裝和使用過程中引起的振動與噪聲之外,軸承本身具有以下振動與噪聲特性。
2.1 軸承的振動特性
( 1) 軸承振動的原因非常復雜,振動形式有徑 向振動、軸向振動以及許多耦合振動。
( 2) 由于軸承結構所致,其本身具有無法避免的固有振動:
①滾動體通過承載區振動;
②套圈受 載彎曲變形振動。
( 3) 在現有制造水平下,軸承振動主要與套圈 滾道和滾動體的波紋度有關,而與圓度和表面粗 糙度非顯著相關。
( 4) 軸承振動包含從低頻到高頻的各種頻率 成分的振動,即其振動頻率是處處密實的。
( 5) 測量軸承振動的全頻段范圍為 50～ 10000 Hz。為了便于分析, 還將該全頻段分為 3個 頻段:50～ 300 Hz;300 ～ 1800 Hz;1800 ～ 10000 Hz。
2.2 軸承的噪聲特性
( 1) 軸承噪聲由產生軸承振動的許多因素引起,其中影響較大的主要是套圈滾道和滾動體的表面粗糙度和波紋度。
( 2) 軸承噪聲的重要聲源還包括滾動體與保 持架的撞擊聲、保持架由于渦動而產生的嘯叫聲、 滾動體與滾道的接觸摩擦聲(潤滑狀態不好時) 等。
( 3) 軸承聲音頻率的本底噪聲具有白噪聲特點,但異常噪聲主要頻率成分都集中在1000～ 10000 Hz,即軸承噪聲一般表現為中、高頻噪聲。
( 4) 測量軸承噪聲的全頻段范圍為 100～ 15000 Hz(也有按125～ 16 000 Hz 的) 。 根據以上振動與噪聲的頻率成分特性,通常 還可以按振動頻率范圍的高低來區分是作為軸承振動或是噪聲問題來研究。如日本的作法是:當頻率在l000 Hz 以下時歸于振動問題,在1000 Hz 以上時歸于噪聲問題。
3 控制軸承振動的目的是控制軸承噪聲
軸承只要運轉,就肯定會產生振動與噪聲。由于軸承的結構特點和精密程度,其本身產生的振動非常小,由于軸承振動而引起危害的可能性 也非常小。控制軸承振動,實際上從一開始,或者 說一直以來,其主要目的都不是控制振動,而是控制噪聲。如日本從1933 年起就開始進行電動機 軸承的降振研究,是因為當時電動機的運轉噪聲 太大;美國在二戰時期開始潛心研究降低潛艇軸 承的振動,也是因為德國的聲納能捕捉到潛艇發 動機工作時的噪聲。因此說,為了控制軸承噪聲, 才一直在間接地控制軸承振動。現在,對軸承振 動或噪聲的控制,已從過去的主要用于電動機的 深溝球軸承, 發展到角接觸球軸承、圓柱滾子軸 承、圓錐滾子軸承、甚至調心滾子軸承等許多類 型。振動與噪聲已成為這些軸承在一些應用場合 的最重要的動態性能之一。尤其是對于家用電器、辦公機具等用軸承,要求更為嚴格,需要采用靜音軸承, 其中空調器軸承甚至需要采用靜音軸承。為此,在此類用途的軸承生產過程的終 檢中,都要進行振動或噪聲的100%的全數測量控制。 當然, 在監測和診斷軸承故障方面, 運用振 動遠比噪聲要容易實現和可靠得多,因此,振動 無疑是主要研究方向。但是,這已經不屬于軸承 本身的問題,而屬于軸承應用的問題,應另當別 論。 由于軸承振動與噪聲這種直接相關性,在一 定條件下可以說是同義語,所以在生產和使用中, 總是將減振降噪連在一起, 低振動軸承也往 往習慣性地稱之為低噪聲軸承,緣由即此。 通過控制軸承振動來控制軸承噪聲, 不僅直接抓住了噪聲的源頭和成因,還由于實現起來比 較簡單, 如測量振動受環境條件影響較小、基礎振 動易于分離、便于在生產實際中應用等。而測量噪聲則對環境條件要求較高,需要具有很低的背 景噪聲, 因此一般必須在建造成本較高的消聲室內進行。
4 測量軸承振動不能全替代測量軸承噪聲
盡管振動是因,噪聲是果,通過控制振動可以控噪聲,但現行的控制軸承振動的方法卻不能全替代控制軸承噪聲。現行的測量軸承振動的常規方法是:內圈旋轉,測量靜止外圈上的徑向振動。基于此測量結果而評價的軸承振動,盡管也可以評價軸承噪聲,但顯然只是與徑向振動相關的噪聲。然而,軸承振動不僅只有套圈的徑向振動,而且還有套圈的軸向振動;滾動體和保持架的自由竄動、滾動體與滾道間的摩擦聲等,除去已影響套圈徑向振動的分量外, 其他部分都會引起軸承噪聲,卻沒有計入。另外,軸承噪聲還有一些不是由于軸承振動引起的,比如軸承中運動零件與周圍空氣形成的“空運聲"等,也必須全部納入。因此,僅用現行的測量軸承振動的方法是不能全替代測量軸承噪聲的。有研究結果表明,軸承振動與噪聲的相關性為0.7,盡管這一結論說明了用控制軸承振動來替代控制軸承噪聲是可行和有效的,但同時也反證了其他30%的影響并沒有包含進去。因此說,要在全意義上控制軸承噪聲,顯然只有直接控制其本身,這才是
有效的解決途徑。
5 測量軸承振動與噪聲的方法
5.1 測量軸承振動的方法
測量振動的方法較多,有電測法、機械法和光學法等,其中常用的是電測法。按測量振動的物理量不同,可分為位移、速度和加速度。其中,位移適用于測量低頻振動;速度適用于測量中頻振動;加速度則適用于測量高頻振動。位移、速度和加速度3個參數之間,可以通過數學微分或積分相互得出,但加速度通過積分獲得速度和位移的誤差較小,而將位移或速度進行微分則誤差較大。
由于軸承振動通常表現為中、高頻振動,因此測量軸承振動適用于采用的物理量是速度和加速度。其中,測量加速度時, 一般采用全頻段,即50～ 10 000 Hz,也可采用 3頻段;測量速度時,一般采用3頻段,也可采用全頻段。3頻段對應的產生軸承振動的制造精度方面的因素主要是:
50～ 300 Hz:套圈滾道的圓度;
300～ 1 800 Hz:套圈滾道的波紋度, 滾動體的圓度;
1 800～ 10 000 Hz:套圈滾道和滾動體的表面粗糙度。
測量軸承振動加速度,盡管有許多優點,如常用的壓電式加速度計頻帶寬、靈敏度高、系統誤差小、可靠性好、體積較小和質量較輕、應用最為廣泛等,但所測振動基本上由中、高頻成分決定,在低頻段內即使振動值變化很大也不易反映出來。
測量軸承振動速度,盡管有一些不足,如常用的電動式速度計一般幅值和頻率有限、易受強電流和強磁場的干擾、體積較大且較重等,但所測振動值比較穩定,在總振動水平中可以反映任何頻段內振動水平的變化,因此能夠比較客觀地評價振動質量,采用3頻段則更能提高測量振動的信息量。
鑒于上述測量振動速度與加速度之間的優劣比較,測量軸承振動已越來越傾向于采用速度,尤
其是國際標準化組織第4技術委員會(滾動軸承技術委員會) ISO/TC4 于 2004 年發布了 ISO 15424《滾動軸承 振動測量方法》,其中明確規定了測量軸承振動采用速度后,更奠定了其應被優先選擇的地位。
5.2 測量軸承噪聲的方法
測量噪聲比測量振動以及其他許多物理量都困難一些,也不易測準,即測量誤差較大。測量噪聲的理想聲場是自由聲場。自由聲場是指在均勻各向同性的介質中,邊界影響可以不計的聲場。在自由聲場中,聲波可以將聲源的輻射特性向各個方向不受阻礙或干擾地傳播。但自由聲場很難實現,一般只能獲得滿足一定測量誤差要求的近似的自由聲場,如消聲室中的聲場。消聲室能有效地吸收入射聲波,反射聲波對聲場的影響基本上可以忽略不計,所以在一定的頻率范圍內,消聲室中的聲場基本上可以認為是自由聲場。
測量軸承噪聲的方法是在消聲室內,采用A計權網絡聲壓級(A 計權聲級適用于模擬人耳對55 dB 以下低強度噪聲的頻率特性,并對低頻成分的衰減程度很大),背景噪聲要求一般應低于15 dB( A)甚至12 dB(A) 。測量時, 軸承噪聲與背景噪聲的差值最好應在10dB(A)以上,min必須保證在4dB(A) 以上,否則就很難準確測出軸承噪聲。對于微、小型軸承,由于其噪聲水平較低,一般難以滿足與背景噪聲的差值在10dB(A)以上的要求, 當其差值低于規定要求時,應按表1所列值進行修正。
| 差值 | 4～ 5 | 6～ 9 |
| 修正值 | -2 | -1 |
軸承噪聲頻率范圍較寬,但當頻率超過8000Hz 時,測量噪聲強度的難度較大,而且超過8000Hz 的噪聲,實際上對軸承噪聲強度已影響不大。因此只要測量500～8000Hz的聲壓級,就基本上 可以評價出軸承的噪聲質量水平。換言之,對于軸承噪聲,不在全頻段范圍進行測量也是可行的。
在消聲室測量軸承噪聲屬于非接觸式測量,還有1種在工廠現場常用的接觸式測量,其方法是將軸承的振動信號轉化為聲音信號,通過揚聲器進行放大,再由人耳聽聲音,憑經驗對軸承進行噪聲質量檢查這種方法盡管對測量環境無特殊要求,但實質上不屬于噪聲測量,而仍是振動測量。
6 軸承噪聲壽命的定義和估算
軸承噪聲壽命的定義是:軸承以一定噪聲限值水平運轉的總時間。經噪聲檢測合格的軸承,運轉一段時間后,由于會產生滾道面磨損、潤滑脂劣化等原因,致使噪聲增大,當超過噪聲容許范圍時,即認為軸承噪聲壽命終結,不能繼續使用。
根據以上軸承噪聲壽命的定義,對于低噪聲軸承而言,實際上包含2個要求,即不僅要求噪聲低,而且要求噪聲水平的保持性要好,即應具有一定的噪聲壽命。 試驗和經驗證明,軸承噪聲壽命的估算,可以與一些工況條件或因素相關聯。下面以對噪聲要求嚴格的家電軸承為例。
6.1 軸承噪聲壽命和滾動體與滾道間的接觸應力相關
滾動體與滾道間的接觸應力大小,將直接影響軸承的摩擦磨損,進而影響軸承的噪聲壽命。以深溝球軸承為例, 噪聲壽命要求超過10 000 h時(長噪聲壽命場合) ,接觸應力不應大于800 MPa;5 000～ 10 000 h 時(普通用途), 接觸應力不應大于1000MPa;低于5000h時(剛性要求較嚴),接觸應力不應大于1 500MPa。
6.2 軸承噪聲壽命與預載荷相關
軸承承受徑向載荷時,由于徑向游隙的存在,僅有承載區內的部分滾動體承受載荷。當滾動體從非承載區運動到承載區的過程中,滾動體自重與離心力的合力的大小及方向不斷發生變化,滾動體將交替與套圈滾道發生碰撞,從而產生噪聲。 這種噪聲可以通過對軸承施加預緊予以消除。
以深溝球軸承為例,噪聲壽命要求超過10 000 h時, 預載荷取定值為(0.005～ 0.01)Cr(Cr為軸承徑向額定動載荷) ;5000～ 10 000 h 時, 預載荷取定值為(0.01～0.015)Cr ;低于 5 000 h 時,預載荷取定值為(0.015～ 0.02) Cr 。對于常用型號深溝球軸承, 預載荷推薦為:608 為 30 N;6200～ 6202 為40 N 。
6.3 軸承噪聲壽命與潤滑脂壽命相關
潤滑脂對于軸承振動而言,具有阻尼作用,因此對于軸承噪聲來說,就具有消聲作用。潤滑脂質量的不斷劣化,將會嚴重影響軸承的噪聲。根據軸承的尺寸大小和工作條件,噪聲壽命大約為潤滑脂壽命的1/3～ 1/2。
7 結束語
振動與噪聲從本質上說,是1個事情的2個方面,具有高度相關性;但從表現形式來看,由于是2種物理現象,又各有其顯著相異性。軸承的振動與噪聲也不例外,但同時還有其特殊性。 對于軸承振動的控制,其目的主要是控制噪聲。隨著軸承產品質量的不斷提高,軸承運轉的聲音也越來越小,測量軸承噪聲所需要的環境條件和儀器就要求更加嚴格復雜,不僅費用高,而且技術上也難以達到。而測量振動比測量噪聲更加簡便,同時也證明非常有效,因此ISO/TC4 已于2007年決定取消有關軸承噪聲測量方法的國際標準工作項目,而在這之前的2004年,有關軸承振動測量方法已發布了系列標準。從這一動向可以看出,在軸承振動與噪聲的控制上,振動將成為主要控制對象,振動速度將成為主要測量與評定指標, 這實際上也明確了今后有關軸承振動與噪聲的主流技術發展方向。
