某型伺服電機軸承異響研究

鐘成堡,文智明,劉治利

(1.廣東省高性能伺服系統企業重點實驗室,珠海 519070; 2.珠海格力電器股份有限公司,珠海 519000)

0 引 言

工業產品逐步向高速、高精方向發展,對產品低噪聲、低振動的需求越來越高。伺服電機作為工業機器人、數控機床等工業產品的核心零部件,其產品開發過程對噪聲、振動也有更嚴格的要求[1-2]。伺服電機噪聲、振動的測試評價,一方面考慮到對環境、產品性能的影響,另一方面,噪聲振動信號中包含了較多特征信息,可以作為故障診斷的一個手段。

本文針對某型伺服電機聽感異常問題進行研究。雖然反映的是噪聲聽感問題,但可能隱含了生產工藝的缺陷,存在質量隱患。因此,應用噪聲振動的研究手段著手分析該異常問題,對于提高產品的質量具有重要意義。

通過對比測試正常樣機與異常樣機噪聲振動及轉軸模態,定位出是軸承跑圈導致異常。最后,通過軸承裝配工藝的改進,解決了該問題,從而解決了生產質量隱患問題。

1 異常問題背景

某型伺服電機在試制過程中,終檢時發現部分樣機運行時出現不連續的異常聲音,提供了4臺樣機以供研究,其中一臺為聽感正常樣機,3臺為異常樣機,樣機編號對應關系如表1所示。

表1 正常與異常樣機編號

該型伺服電機的結構簡圖如圖1所示,主要

圖1 某型伺服電機結構簡圖

由前、后端蓋,前、后軸承,電機定、轉子,轉軸,制動器,編碼器及波形彈性墊圈(以下簡稱波墊)組成。前、后軸承內圈與轉軸為過盈配合,外圈與前、后端蓋軸承室為間隙配合,并通過厭氧金屬膠粘接固定。

2 異常問題分析定位

電機的噪聲源主要分為三類:電磁噪聲、機械噪聲和空氣動力噪聲。從伺服電機的結構圖可以看出,伺服電機不涉及風扇部件,且運行轉速相對不高,產生空氣動力噪聲很小,可忽略,僅需考慮電磁噪聲與機械噪聲。機械噪聲的激勵包括轉子不平衡、轉子不對中、軸承故障、制動器摩擦等;電磁振動噪聲則主要由驅動器輸出電流至電機定子而產生的交變電磁力引起[1]。

不同的噪聲源有不同的頻率特性,通過噪聲振動測試手段可以定位出噪聲源與產生機理。

2.1 噪聲、振動測試分析

產線反饋聽感異常相對來說比較主觀,無助于問題的分析解決。因此,首先對4臺樣機進行噪聲振動測試,按國標GB/T 10069.1—2006規定方法在半消聲室內進行空載彈性安裝下的聲功率級測試[3],測試現場如圖2所示。

圖2 伺服電機噪聲振動測試現場示意圖

4臺樣機在額定轉速(3 000 r/min)下聲功率總值如表2所示,噪聲頻譜對比如圖3所示。從全頻段噪聲總值對比看,2#、3#樣機比1#樣機偏大1.6 dB(A)、3.8 dB(A),而4#樣機反而稍優于1#樣機噪聲,說明并不能從噪聲總值去判斷是否異常。從圖3頻譜對比可以看出,2#、3#、4#樣機在1/3倍頻程的630～1 250 Hz頻段噪聲總值比1#樣機偏高10 dB(A)以上。因此,需結合噪聲頻譜的異常頻段進一步分析異常原因。

表2 各樣機額定轉速下聲功率總值對比(dB(A))

圖3 4臺樣機額定轉速下噪聲頻譜對比

對圖3(b)中幅值差異較大的1 000 Hz附近噪聲頻譜局部放大,如圖4所示。可以看到,相比1#正常樣機,異常樣機除出現電機運行頻率(50 Hz)的倍頻噪聲幅值外,均出現了±0.2、±0.4等分數倍頻的噪聲信號。根據該信號特征,首先可以排除異常噪聲由電磁激勵引起,應該為機械激勵異常導致。

圖4 4臺樣機額定轉速下1 000 Hz附近噪聲頻譜對比

為進一步定位,對異常嚴重的3#樣機的振動頻譜進一步分析,如圖5所示。

圖5 3#樣機額定轉速下1 000 Hz附近振動頻譜

可以看到,異常分數倍頻處,主要是前軸承位及殼體中部振動較大,考慮到該型伺服電機結構,前端蓋與機殼為一體設計,機械激勵應主要由前軸承處引起。根據頻率特性也可以排除是軸承的內、外圈、滾動體及保持架的故障問題。因此,初步判斷為前軸承外圈松動跑圈[4]。

2.2 模態測試分析

通過以上分析,初步判斷異常原因為前軸承外圈松動跑圈。為進一步驗證,本文對4臺樣機的軸系(轉軸+轉子)軸向平動模態進行了測試對比,通過對比模態頻率的大小可以對比出支承剛度的大小,進而判斷出前軸承外圈是否松動。

原理如下:外殼體與軸系之間通過前、后軸承支承,前、后軸承內圈與轉軸過盈配合,外圈與軸承室通過金屬膠水固結。因此,理論上,考慮軸系-外殼體軸向相對平動模態,軸系與外殼體可以簡化成如圖6所示的模型。圖6(c)表示最終的集總簡化模型,則軸向平動模態頻率可按式(1)計算。圖6(a)表示正常狀態下的簡化模型,其軸向總剛度由前、后軸承軸向剛度并聯而成,可由式(2)計算。圖6(b)表示前軸承外圈松動狀態下的簡化模型,此時前支承剛度由前軸承剛度及波墊剛度串聯組成,則其軸向總剛度可由式(3)計算。表達式如下:

(1)

ka=ka1+ka2

(2)

(3)

式中:M為外殼體部分質量;m為軸系質量;ka為軸向總剛度;ka1為后軸承軸向剛度;ka2為前軸承軸向剛度。

圖6 軸系-外殼體軸向平動模態簡化模型

深溝球軸承的軸向剛度量級一般在107～108N/mm[5],而波墊的剛度量級一般在102～103N/mm[6]。因此,當前軸承外圈松動時,前支承剛度主要由串聯剛度中相對較小的波墊剛度決定,而總的軸向剛度就主要由并聯剛度中相對較大的后軸承軸向剛度決定,即式(3)可以簡化:

(4)

對比式(2)與式(4),考慮到前軸承基本尺寸更大,剛度相比更大,即當前軸承外圈松動時,軸向總剛度比正常時要小2倍以上,對應的模態頻率要小1.4倍以上,即為正常時的0.7倍以下。

因此,通過對比軸系相對外殼體軸向平動模態頻率的大小可以明確地判斷出前軸承外圈是否松動。

軸系-外殼體軸向相對平動模態頻率通過錘擊實驗得到,實驗現場如圖7所示。在電機軸伸前端面布置振動加速度傳感器,使用沖擊力錘沿軸向敲擊軸伸前端面,可以得到軸系軸向的傳遞函數曲線,進而識別出模態頻率。4臺樣機軸端加速度/力的傳遞函數曲線實驗結果如圖8所示,識別出的模態頻率對比如表3所示。可以看出,3臺異常樣機的模態頻率相比正常樣機要明顯偏低一半以上,驗證了以上的理論分析結論,更加明確了該異常問題的原因為前軸承外圈松動跑圈。

圖7 軸系錘擊實驗現場圖片

圖8 4臺樣機加速度/力傳遞函數曲線對比

表3 4臺樣機軸向平動模態頻率試驗結果對比

2.3 樣機解剖驗證

通過以上振動噪聲研究手段已經明確了異常原因,為驗證以上分析結論,特對異常樣機進行了解剖分析。圖9為4#樣機的解剖照片,另外2臺異常樣機也存在相同情況,在此不再一一羅列。

圖9 4#樣機解剖照片

從圖9可以看出主要異常點:1)解剖時前軸承沒有粘在軸承室內而是隨轉軸拆出,說明軸承與軸承室松脫或粘接不牢,正常樣機拆解時軸承會粘住軸承室內;2)從前軸承外圈表面看,膠水基本都被刮落到后端面,外圈前部基本無膠水痕跡,中后部有較淺膠水痕跡,也說明膠水用量不足;3)波墊的3個波峰處存在明顯的漆面磨損痕跡,說明軸承外圈存在松動,發生相對轉動即跑圈情況。

因此,通過異常樣機的解剖分析,驗證了以上的實驗與理論分析的結論。

3 改進措施與驗證

通過以上分析,造成聽感異常的原因是伺服電機前軸承外圈跑圈,而造成跑圈的主要原因是前軸承外圈與軸承室的膠水被刮落及膠水不足。結合電機結構,改進措施如下:1)完善涂膠工藝,分別在軸承室的前、中、后三段和軸承外圈的前半段涂抹一圈膠水,隨著軸承的裝入帶動,膠水均勻分布于配合面上;2)控制前軸承裝入前軸承室時的對中精度控制,避免偏心,導致一側間隙過小刮落膠水。

圖10 5臺樣機加速度/力傳遞函數曲線對比

根據以上研究,通過錘擊實驗獲取軸系軸向平動模態頻率并進行對比可以快速識別是否存在軸承松脫的問題。因此,對改進工藝之后隨機抽取的4臺樣機(編號5～8#)進行了錘擊實驗,傳函曲線對比如圖10所示,軸向平動模態頻率識別結果如表4所示。可見,改進后,4臺樣機軸向模態頻率基本與正常1#樣機相當,可以判斷改進有效。另外,對4臺樣機進行了運行聽感體驗確認,反饋無異常。

表4 4臺工藝改進軸向平動模態頻率實驗結果對比

4 結 語

本文針對某型伺服電機小批過程中反饋的噪聲異常聽感問題,通過噪聲振動研究手段定位出了異常原因主要由前軸承外圈松脫跑圈導致,并通過解剖驗證。最后,提出了改進方案,并通過軸系模態頻率測試對比驗證了改進方案的有效性。

通過本文研究,總結如下:

1)針對該異常問題,通過測試電機聲功率總值對比,并不能區分樣機是否異常;需要進一步結合噪聲頻譜對比分析確認;

2)該機型出現前軸承外圈跑圈時,在頻譜上主要體現出630～1 250 Hz頻段噪聲整體偏高,且伴隨有±0.2、±0.4倍頻的噪聲、振動能量;

3)當出現軸承跑圈時,軸系的軸向總支承剛度會降低一半以上,軸系-外殼體軸向平動模態頻率會降低到正常水平的0.7倍以下。通過錘擊實驗獲取軸向平動模態頻率進行對比,可以有效識別出是否存在軸承外圈松脫,可作為產線質檢手段。