Глава седьмая
ВИБРАЦИЯ И ШУМ ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ МАШИН
ИСТОЧНИКИ ШУМА И ВИБРАЦИИ
Основными источниками вибрации и шума ЭМ являются: остаточный дисбаланс (неуравновешенность) ротора, наличие эллипса цапфы вала, наличие электромагнитных сил (магнитного шума) и аэродинамических сил. Кроме того, вибрации и шум возникают от подшипников качения и щеточного узла. Зная амплитуды и частоты отдельных составляющих колебательного процесса, т. е. его спектр, можно выявить источники этих колебаний. Пример спектрограммы вибрации приведен на рис. 7.1.
Рис. 7.1. Спектрограмма вибрации электродвигателя
Остаточная неуравновешенность ротора.
При вращении ротора с массой Мр и угловой скоростью
несовпадение центра масс (ЦМ) ротора с осью вращения на величину е, называемую удельным дисбалансом (рис. 7.2), вызывает появление приложенной к ЦМ радиальной центробежной силы
[7.9]. В случае
если корпус ЭМ установлен на "мягкие" амортизаторы (собственная частота колебаний корпуса на амортизаторах < 0,25ft), сила Гц вызы
вает колебательные перемещения корпуса с амплитудой
где Мк — масса корпуса, а Кц — динамический коэффициент усиления вибрации, зависящий от динамических свойств системы ротор—вал—опоры (собственная частота колебаний сор>с ротора массой Мр и жесткостью вала и опор CBfG), масса машины
Мм ~Мр + AfK. Для "жесткого" ροτορί
и ускорение корпуса
При статической неуравновешенности (параллельном смещении оси ротора относительно его главной центральной оси инерции), когда е двух половин ротора равны по значению и по фазе, корпус перемещается параллельно оси вращения. Если имеется динамическая неуравновешенность (ось вращения ротора пересекается с главной центральной осью инерции ротора), то оба е равны, но находятся в противофазе, а корпус ЭМ совершает поворотные колебания [7.9]. Значение может изменяться из-за тепловой деформации ротора [7.16] и смещения проводников в пазах или в лобовой части ротора под действием Fu.
В системе ротор—вал—опоры кроме простейших колебаний, принадлежащих к первой форме колебаний (например, одна полуволна между опорами) с частотой
у длинных валов могут возникать колебания более сложной формы (например, с собственными частотами 2,5 ωp>c, принадлежащих ко второй форме колебаний).
Рис. 7.2. Возможные случаи дисбаланса:
а - статический дисбаланс; б — динамический; в - смешанный
Двоякая жесткость ротора (например, за счет длинного шпоночного паза) может быть причиной резонансных колебаний при ωι = ωPtC/2.
Эллипс цапфы вала.
Кинематическое возбуждение вибрации за счет принудительного перемещения оси вала с частотой 2coj создает эллипс цапфы (шейки) вала [7.16].
При посадке внутреннего кольца подшипника на вал [7.4] с натягом примерно 1/2 этого натяга проявляется как эллипс беговой дорожки подшипника. Таким же образом, но в меньшей степени проявляется и некруглостъ (гранность) цапфы вала до 3—4 порядка.
Подшипники качения.
Подшипники качения являются источником возмущающих сил с широким спектром частот от f\ до десятков и даже сотен килогерц (акустическая эмиссия) [7.4].
Отклонения размеров и формы вращающихся колец (при разностенности - радиальные биения, при наклоне плоскости беговой дорожки — осевые биения в подшипниках) создают радиальную и осевую вибрации вала с частотами (1 -5- 2)Д, так называемую неточность хода. Значение осевой вибрации зависит не только от осевого (торцевого) биения беговой дорожки вращающегося кольца, но и от наклона плоскости упорных торцов на валу и в корпусе, в который посажен подшипник. Осевая и радиальная вибрации подшипников тем больше, чем больше начальный зазор в подшипнике и угол контакта. Радиальное биение вращающегося кольца компенсируется при уравновешивании ротора.
Гранность (с числом граней примерно до 20) и волнистость (с числом волн до 100—200) беговых дорожек создают вибрации с частотами, примерно равными (10—200)/*!. При малом числе волн (граней) имеет место кинематическое возбуждение — малое перемещение оси вращения, а при большом числе волн — распространение деформационных волн в кольцах. При некоторых соотношениях чисел волн на вращающемся и неподвижном кольцах волнистость может проявляться особенно сильно. Гранность и волнистость шариков, например вследствие износа их поверхности из-за высокой скорости вращения шариков, может создавать вибрацию с частотами порядка десятков килогерц.
Переменная жесткость подшипника из-за изменения на одно из тел качения, находящихся в зоне нагружения (например, 4 или 5 шариков из 8), создает вибрацию с частотой fz =/?πζΤΙΟ где /сп — частота вращения сепаратора, a ζτ κ — число тел качения (шариков или роликов);
где dT>K — диаметр тел качения, D0 — диаметр, проходящий через центры тел качения.
Для подшипников серии 300 /сп примерно равна 0,38/ι. Эта вибрация тем сильнее, чем больше контактное давление (нагрузка) и зазор свободного подшипника. Что касается вибрации из-за разноразмерности шариков, частота которой носит случайный характер в диапазоне частот от /сп до (/cnzT>K)/2, то следует отметить, что, в связи с высокой точностью изготовления шариков, для подшипников классов 5 и более точных она практически не проявляется.
По указанным выше причинам возбуждаются также резонансные колебания элементов подшипника с частотами примерно 0,5—10 кГц (в зависимости от размеров подшипника), вплоть до частот резонанса шариков (порядка сотен килогерц). Они могут быть обнаружены при узкополосном анализе спектров вибрации подшипника при изменении частоты вращения. Значения их могут при этом изменяться мало, если они лежат в зоне возмущающих сил с непрерывным спектром, или значительно, если они лежат в зоне действия дискретных сил в начале спектра. Однако частота, на которой они проявляются, остается неизменной.
В связи с тем что частота вращения сепаратора некратна частоте вращения вала и изменяется в небольших пределах в зависимости от нагружения, вибрация подшипников качения носит характер стационарного случайного процесса, создающего непрерывный частотный спектр в широком диапазоне частот, характеризующийся среднеквадратической спектральной плотностью мощности.
При появлении каких-либо дефектов на поверхностях тел качения, недостаточной толщине смазочной пленки, при которой возможно зацепление вершин микронеровностей (от шероховатости), наличии зазоров между телами качения и беговыми дорожками (от неточности изготовления и сборки ЭМ и подшипников качения), нарушении в работе системы упругого осевого нажатия, например при заклинивании плавающего подшипника, или без него, в подшипнике качения возникают ударные процессы возбуждения сил с крутым фронтом нарастания и широким спектром частот. Для обнаружения этих дефектов, независимо от числа повторения импульсов, наиболее информативной является полоса частот 20—40 кГц.
На измерении уровня этих вибраций с помощью резонансных пьезодатчиков с собственной частотой 20—40 кГц основан прибор для диагностики состояния подшипников качения типа ИСП-1. Дефекты сборки ЭМ и дефекты на рабочих поверхностях подшипников качения вызывают амплитудную модуляцию высокочастотной (1 кГц) части вибрационного спектра подшипника, что позволяет с помощью прибора диагностировать состояние подшипника по уровню и спектральному составу кривых модуляции. Для выделения этих кривых используются схемы демодуляции (например, схемы ВФК см. [2.6, 3.4]).
Информацию о появлении дефектов дают амплитуды спектральных составляющих этих кривых вблизи частот, равных или кратных частоте вращения fвр = n/60, частотам fz и fсп, а также частоте вращения тел качения
Электромагнитные силы.
Рис. 7.3. Характер колебаний статоров электрических машин
Перемещающиеся в воздушном зазоре ЭМ магнитные поля создают различно направленные силы (главным образом радиальные), которые вызывают переменную деформацию статора (корпуса) и излучение воздушного шума [7.16]. Наибольшее значение при этом имеют силы, распределение которых вдоль зазора и частота изменений, вызывают собственные резонансные колебания статорного кольца. Характер форм колебаний статора (в случае симметричного кольца), имеющих различный порядок г, показан на рис. 7.3. Податливость кольца λκ = R3/(h/R)2, где R — средний радиус кольца, h — эквивалентное значение высоты статорного кольца и корпуса в радиальном направлении. Очевидно, что чем больше R, тем меньше собственная частота колебаний кольца fк с (100 Гц — 4 кГц). Наибольшую податливость имеет кольцо с деформацией порядка г = 2 (эллипс) и с числом полуволн 2г = 4. В ЭМ с вращающимся двухполюсным полем такую деформацию вызывают основные гармоники поля. Вызываемые этими гармониками в воздушном зазоре электромагнитные силы, пропорциональные квадрату индукции, изменяются с частотой 2fс. Квадрат синусоидально изменяющейся индукции с частотой fс создает силу притяжения, которая может быть разложена на постоянную или по окружности статора (силу сжатия), вызывающую деформацию нулевого порядка, и наложенную на нее синусоидально распределенную силу с числом полюсов 4р. Хотя частота изменения этой силы (2fс) обычно ниже собственной частоты деформации кольца fк>с, ее большое значение приводит к тому, что в двухполюсных синхронных электрических машин эти вынужденные колебания определяют уровень магнитного шума.
Кроме этой силы в воздушном зазоре ЭМ имеют также место силы от взаимодействия высших гармонических полей статора и ротора. При этом в зависимости от состава этих гармонических, в особенности зубцовых, определяемых в ЭМ с двоякой зубчатостью числом зубцов» статора и ротора, могут возникать разностные (дифференциальные)* поля с небольшим числом пар полюсов ρΆ—ζ \ — (zt ±р) и высокой угловой скоростью вращения в зазоре ωд = ω г2/рд (при скольжении s-» 0).
Эти поля могут вызывать резонансные колебания статорного кольца,, тем более опасные, чем ниже их порядок. Следует отметить, что в реальных несимметричных конструкциях статоров и корпусов ЭМ воз-. можно возбуждение эллипсных резонансных колебаний даже за счет полей с большим числом пар полюсов, вплоть до рассмотренных выше дифференциальных зубцовых полей.
В машинах постоянного тока при 2р < 4 и значительной высоте сердечников главных полюсов (ГП) и добавочных полюсов (ДП) вибрационная деформация корпуса может также вызываться тангенциальными магнитными силами, действующими на краях полюсных наконечников [7.4, 7.16]. Возможно возникновение резонансных изгибных колебаний сердечников ДП.
Существенное влияние на уровень магнитных вибраций оказывает эксцентриситет воздушного зазора.
Аэродинамические силы.
Основными источниками аэродинамического шума ЭМ являются: вентилятор (если он имеется), выступающие части ротора, а также радиальные вентиляционные каналы. Интенсивность излучаемого шума зависит от того, насколько удачны аэродинамические и акустические характеристики вентилятора и вентиляционных каналов, т. е. правильно выбраны конструктивные формы и геометрические размеры вентиляционной системы. Причинами возникновения аэродинамического шума являются:
составляющие шума, вызываемые срывом вихрей с задней кромки лопастей вентилятора и торцевых поверхностей вращающегося ротора, а также составляющие, определяемые турбулентностью воздушного потока при обтекании различных препятствий;
звуки сиренной тональности с дискретными частотами, обусловленные препятствиями на выходе воздушного потока из вентиляторного колеса;
тональные звуки с дискретными частотами, вызванные периодическими колебаниями давления на отдельных участках аэродинамической цепи (например, пульсации потока воздуха на выходе радиальных вентиляционных каналов ротора и входе радиальных вентиляционных каналов статора).
В современных высокооборотных вентилируемых машинах, особенно открытого и защищенного исполнения, аэродинамический шум преобладает над другими видами источников шума. Правильно сконструированная в акустическом отношении машина имеет сплошной спектр частот шума [7.4, 7.5].
Шум щеток.
Повышенный шум щеток обычно связан с дефектами щеточноколлекторного узла, ухудшающими кинематику движения щетки в щеткодержателе (см. гл. 6), в том числе с резонансными вибрационными процессами в траверсах и щитах. Он возникает от трения щетки о коллектор, а уровень его зависит от состава щеток и политуры коллектора.
Уровень шума зависит также от токовой нагрузки (он больше при XX) и температуры коллектора.
Спектр щеточного шума имеет диапазон частот 1—8 кГц, кратных коллекторной частоте (к · n/60), где к — число коллекторных пластин.
Определение уровней шума и вибрации, создаваемых отдельными источниками.
Для этой цели проводится снятие спектров вибрации и шума ЭМ при максимально возможном ослаблении всех действующих в данном частотном диапазоне источников, кроме исследуемого. Так, для определения интенсивности механических источников (остаточная неуравновешенность ротора, подшипники качения) с уменьшением магнитного потока снимают магнитные силы так, чтобы уровень магнитных вибраций был на 6—10 дБ ниже механических.
Для электрических машин с достаточным временем выбега интенсивность механических источников можно определять на выбеге при отключенной электрической машины и отсутствии токов в обмотках. Следует иметь в виду, что в реальных электрических машинах может иметь место связь между магнитными и механическими вибрационными силами и при исключении одного источника вибрации уровень вибрации от другого может несколько отличаться от действительного значения. Для учета этого обстоятельства следует определить зависимость уровня механической вибрации от напряжения. Следует также определить наличие и значение "чужой" вибрации, имеющей ту же частоту, но не зависящей от изменяемой в опыте величины (например, напряжения).
Для определения уровня магнитных вибраций желателен перевод ЭМ на подшипники скольжения. Для уменьшения аэродинамического шума должен быть снят вентилятор и заглушены вентиляционные окна корпуса. Щеточный шум можно уменьшить, оставив на коллекторе только щетки, пропускающие ток XX.
Для выделения составляющих вибрации, связанных с резонансными процессами, производится сравнение спектров при изменении частоты вращения (механические вибрации) или частоты питающего напряжения (магнитные вибрации). Все измерения проводятся в одних и тех же точках: на корпусе или местах крепления электрических машин.
При исследовании вибрации, создаваемой отдельными источниками, датчики устанавливаются возможно близко к месту их возникновения: на гнездах подшипников, наружных кольцах подшипников качения, корпусах, активной стали статора и т. д.
Наиболее просто и точно эти испытания проводятся при XX ЭМ. Исследования вибрации под нагрузкой требуют особого внимания к механическим соединениям, центровке ЭМ и учета помех от этих факторов на частоте вращения и кратных ей частотах.
