唐紅利，牛榮軍，代彥賓，崔永存，鄧四二

（1.河南科技大學 機電工程學院，河南 洛陽 471003；2.中車株洲電機有限公司，湖南 株洲 412000）

機械和電磁是電動機振動的2 個主要來源。機械振動主要來自風扇、軸承旋轉等機械運動的激勵源。盡管滾動軸承產生的振動和噪聲與其他零件相比較小，但隨著旋轉機械越來越高的穩(wěn)定性需求，對滾動軸承低振動、低噪聲的性能要求也越來越高，結構參數、軸向預載荷、轉速、潤滑參數等是滾動軸承運行中需要重點考慮的關鍵參數。支承軸承對電動機運行的平穩(wěn)性起著重要作用，針對軸承振動問題開展系統研究，對電動機的減振降噪具有重要的工程意義。

軸承對轉子系統的振動影響得到國內外學者的關注。在理論研究方面：文獻［1?2］研究了載荷對轉子系統中軸承振動問題的影響；文獻［3］認為軸承的時變剛度是轉子系統動力學特性的重要因素；文獻［4］分析了轉速和軸承游隙對動態(tài)響應的影響；文獻［5］研究了電磁剛度和軸承彈性支承對轉子臨界轉速和偏心力作用下的橫振幅值的影響；文獻［6］以某型異步電動機的深溝球軸承?轉子系統為研究對象，從電動機轉速、系統阻尼、軸承徑向游隙、軸承鋼球數4個方面分析了系統的非線性振動特性；文獻［7］建立含軸承零件工作表面波紋度的深溝球軸承動力學模型，以低噪聲深溝球軸承為例，對不同工況參數下軸承的振動特性進行理論分析，結果表明存在可有效降低振動的合理的轉速范圍。

試驗方面：文獻［8］搭建了單盤兩支點轉子?軸承系統試驗臺，用電渦流與加速度傳感器對圓柱滾子軸承支承端的位移及加速度進行測量分析，研究了軸承在熱平衡過程中以及不同潤滑油溫度下的振動響應；文獻［9］針對一臺3.5 MW雙饋電動機中軸承振動過大的問題進行分析，基于電動機振動模態(tài)的基本原理，采用敲擊法進行試驗模態(tài)分析并找出振動超標的根本原因，將振動降低到標準范圍。

綜上所述，針對電機軸承?轉子系統的振動研究大多建立電磁模型進行整體振動分析或建立不考慮磁拉力作用的軸承?轉子系統模型，試驗方面主要搭建軸承?轉子系統模型但未考慮驅動電動機本身的振動問題，關于電動機中支承軸承的振動分析更是鮮有研究。因此，本文以某型變壓器鼓風機中電動機非傳動端支承軸承為研究對象，搭建電動機振動測試系統，通過改變轉速、升速率、保持架類型、預載荷和配置游隙等因素對軸承振動特性進行系統研究。

1 電動機結構和軸承配置方式

某型變壓器鼓風機用電動機結構如圖1所示，電動機軸系一般采用雙支承結構，內部軸承作為軸系的支承點，承受外界的軸向、徑向載荷并將其通過軸承、電動機端蓋傳遞到機座上［10］。對于鼓風機上使用的小型電動機，適用配置為轉速能力卓越但承載能力不高的2 套深溝球軸承，右（N）端軸承為非傳動（定位）端，左（D）端為浮動端，2 套軸承共同承受電動機的徑向載荷，N 端軸承還需承受電動機的軸向載荷。

圖1 電動機結構及軸承配置Fig.1 Structure of motor and configuration of bearings

為減小電機軸承的振動、噪聲，在D 端的左側添加波形彈簧增加預緊，預載荷為

式中：k為剛度系數，一般取5 ～ 10 N/mm；d為軸承內徑，mm。

N 端軸承為6206?2RS 型深溝球軸承，其結構參數見表1。

表1 6206深溝球軸承結構參數Tab.1 Structural parameters of deep groove ball bearing 6206

2 轉子臨界轉速及軸承振動頻率

2.1 轉子臨界轉速

為避免轉子運轉時產生較大的振動，需計算其臨界轉速，影響轉子臨界轉速的主要因素有支承剛度、材料性質、轉子剛度及質量等。已知轉子材料彈性模量為206 GPa，泊松比為0.3，密度為7.85 g/cm3，建立如圖2所示的有限元模型，對模型劃分網格、施加轉子質量（10.045 kg）以及兩端軸承的約束，分析計算模型前5階模態(tài)并繪制坎貝爾圖（圖3），得到的轉子臨界轉速見表2，由圖可得轉子轉速（3000 r/min）低于一階臨界轉速，故此電動機轉軸為剛性軸。

表2 電動機轉子的臨界轉速Tab.2 Critical speed of motor rotor

圖2 電動機轉子有限元模型Fig.2 Finite element model of motor rotor

2.2 電機軸承振動頻率

軸承在運行時，各零件之間會由于外部振源而發(fā)生不同程度的振動沖擊，當振動達到某個臨界范圍，即外部振動頻率等于軸承零件固有頻率時，就會發(fā)生共振現象。軸承零件的固有頻率與其自身的材料、形狀和質量有關。滾動體的固有頻率為

內、外圈的固有頻率為

式中：r為滾動體半徑；ρ為密度；E為彈性模量；n為固有頻率階數；a為套圈軸線到中性軸的半徑；I為套圈截面繞中性軸的慣性矩；m為套圈單位長度的質量。計算可得軸承各零件的固有頻率大多集中在20～60 kHz，該頻段內易呈現故障特征。

滾動軸承的振動比較復雜，故障信號與正常信號之間差異很大。如果在運動界面存在缺陷，會產生較大的沖擊，進而引起多個頻率成分的疊加，6206深溝球軸承各零件的特征頻率見表3。

表3 6206深溝球軸承各特征頻率Tab.3 Characteristic frequencies of deep groove ball bearing 6206

3 軸承振動特性試驗

為準確研究軸承對電動機振動特性的影響，搭建鼓風機電動機振動測試系統，在室溫條件下開展試驗，系統研究電動機轉速、升速率、軸承保持架類型、預載荷和游隙對電動機N 端軸承的振動響應。每次試驗前均先將新軸承裝機磨合并冷卻至室溫，然后再開始試驗。采用點溫槍監(jiān)測電機軸承的工作溫度，試驗中電機軸承工作溫度在20～40 ℃表明潤滑脂未失效。每組數據的采集時間為180 s。

3.1 試驗臺

搭建的電機軸承振動試驗臺如圖4所示，硬件系統包括驅動電動機變頻轉動的A700 變頻器、采集振動信號的數字采集器、數據采集模塊、三軸加速度傳感器以及傳感器電纜；軟件系統為針對NI系統硬件開發(fā)的多功能信號采集與分析的SignalPad測控軟件。

圖4 電機軸承振動試驗臺Fig.4 Vibration test bench for motor bearing

在N 端軸承端蓋上布置PCB 三軸加速度傳感器，用于測試軸承在x，y，z方向的振動加速度。加速度傳感器的諧振頻率不小于25 kHz，有效值在1～10 kHz 范圍的分辨率為0.002 m/s2，線性度不大于1%，橫向靈敏度不大于5%，抗沖擊性為±68600 m/s2，溫度范圍為?54～121 ℃，采樣頻率為3200 Hz。

3.2 轉速對軸承振動特性的影響

電動機的轉頻為50 Hz，即轉速為3000 r/min，運行180 s時N端軸承垂向振動加速度測試結果的幅頻如圖5所示，運行過程中的振動以電動機轉頻為主，其與軸承的轉速及鋼球數有關，在定轉速下較均勻且穩(wěn)定；由于電動機存在安裝誤差以及不對中現象，會包含少量電動機轉頻的倍頻成分。

圖5 定轉速下6206軸承z向振動信號特征參數Fig.5 Characteristic parameters of z?direction vibration signal of bearing 6206 under constant speed

對電動機不同轉速（1800，2100，2400，2700，3000 r/min）條件下N 端軸承3 個方向的加速度振動有效值時域圖進行處理，結果如圖6 所示：轉速對x方向振動有效值的影響最大，對y方向振動有效值的影響最??；隨著轉速的增加，振動有效值不斷增大，說明在轉速不斷升高的過程中未產生共振模態(tài)。

圖6 不同轉速下6206軸承的振動有效值Fig.6 RMS of vibration of bearing 6206 under different rotational speeds

3.3 升速時間對軸承振動特性的影響

分別設置電動機轉速勻速上升至3000 r/min的時間為10，20，30，40，50 s，軸承在x方向的時頻譜如圖7 所示，升速時間越長，在升速階段產生的振動峰值越高，升速率對振動頻率無影響。

圖7 不同升速時間下6206軸承x方向振動信號的時頻圖Fig.7 Time? frequency diagrams of x?direction vibration signal of bearing 6206 under different speed?up times

3 個方向的振動有效值如圖8 所示：不同升速時間對軸承達到設定轉速后穩(wěn)定階段3 個方向的振動有效值無明顯影響，在未到設定轉速前振動有效值均達到最大。因此， 實際應用中應盡量減小電動機的啟動時間，從而降低加速過程中的振動幅值，避免與其他零件產生共振。

圖8 不同升速時間下6206軸承穩(wěn)定階段振動有效值Fig.8 RMS of vibration of bearing 6206 at stable stage under different speed?up times

3.4 保持架類型對軸承振動特性的影響

設置電動機轉速為3000 r/min，N 端軸承為CN 組游隙，預載荷為300 N，分別對裝配有鋼制沖壓保持架、尼龍保持架的軸承（圖9）進行振動試驗。保持架材料不同主要體現在鋼球與保持架之間的碰撞力，鋼球在旋轉過程中與內、外溝道接觸，保持架類型對振動的影響可通過外圈進行測量評估，故三軸加速度傳感器仍布置在外圈所在的軸承室上。

圖9 沖壓鋼保持架和尼龍保持架材料Fig.9 Stamped steel cage and nylon cage materials

試驗結果如圖10所示：尼龍保持架軸承的振動有效值低于沖壓保持架軸承，x，y方向的振動加速度有效值較z方向降低更顯著，分別降低了5.46%和13.4%。這是由于保持架的阻尼作用減小其與鋼球的碰撞，抑制了保持架振動并使其運轉更穩(wěn)定。

圖10 裝配不同保持架6206軸承的振動有效值Fig.10 RMS of vibration of bearing 6206 with different cages

3.5 配置游隙對軸承振動特性的影響

設置電動機轉速為3000 r/min，預載荷為300 N，N 端軸承分別配置C2，CN，C3 和C4 組游隙進行振動試驗，結果如圖11 所示，CN 游隙組軸承在3 個方向的振動有效值最小。在徑向載荷作用下，軸承游隙過大，承載區(qū)會變小，承載的鋼球數較少，單個鋼球的承載較大，進出承載區(qū)時易產生較大的振動；軸承游隙過小，運轉時會出現卡滯及異常振動現象。因此，對于轉速不高的小型電動機N端支承軸承，應選擇CN游隙組。

圖11 不同游隙組下6206軸承的振動有效值Fig.11 RMS of vibration of bearing 6206 under different clearance groups

3.6 預載荷對軸承振動特性的影響

設置轉速為3000 r/min，N端軸承采用CN組游隙，D 端軸承采用波形彈簧墊圈預緊，通過增加不同的墊片厚度來調整預載荷（120，180，240，300，360 N）進行振動試驗，結果如圖12所示：過小或過大的預緊均導致軸承的振動有效值升高，不利于軸承穩(wěn)定運轉；預載荷對軸承z向振動有效值的影響較大，對y向影響最小，這是由于預載荷增大使承載鋼球數增加，大大削弱了鋼球與保持架相互的推動和碰撞。根據試驗結果并考慮預載荷對軸承壽命和發(fā)熱的影響，本文選擇300 N的預載荷。

圖12 不同預載荷下6206軸承的振動有效值Fig.12 RMS of vibration of bearing 6206 under different preloads

4 結論

1） 電動機在小于臨界轉速的工況下運行時，電機軸承的頻率以電動機轉頻為主，x，y，z方向的振動值隨著轉速的提高均增大，轉速對x方向的影響最大，對y方向的影響最小。

2） 為避免電動機在啟動過程中產生過大的振動，應盡量減小達到工作轉速所需的時間。

3） 對于轉速不高的小型臥式電動機，N 端軸承宜采用CN游隙組以減小振動。

4） 相對于鋼制沖壓保持架，電機軸承采用尼龍保持架更有利于其穩(wěn)定運轉。

5） 存在一個最佳的預載荷使振動有效值達到最小，過大或過小的預緊都不利于軸承的穩(wěn)定性。

電機軸承采用的是密封脂潤滑，由于潤滑脂的流變特性等因素也會對軸承的振動特性有所影響，后續(xù)將考慮潤滑劑的影響并進行更深入的試驗研究。