CN117571287A - 燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位方法及系统 - Google Patents
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Abstract
本发明公开一种燃机动力涡轮端轴承‑转子系统的故障定位方法及系统，涉及故障定位技术领域，先建立考虑轴承故障条件下的燃机动力涡轮端的轴承‑转子系统的系统动力学模型，再对系统动力学模型进行求解，得到轴承‑转子系统的加速度响应矢量，根据加速度响应矢量进行故障定位，从而可在不对燃机动力涡轮端进行拆分的前提下，快速准确的对滚动轴承进行故障定位。
Description
技术领域
本发明涉及故障定位技术领域，特别是涉及一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位方法及系统。
背景技术
在燃气轮机动力涡轮系统中，滚动轴承和动力涡轮转子是重要的组成元件，滚动轴承和动力涡轮转子之间的摩擦和振动会产生较强的干扰噪声，进而影响燃气轮机动力涡轮系统的效率和稳定性。目前，在滚动轴承发生故障时，如果不对燃气轮机动力涡轮系统进行拆分，则无法确定滚动轴承的故障位置，十分不便。
基于此，亟需一种在不拆分燃气轮机动力涡轮系统的前提下，对滚动轴承进行故障定位的技术。
发明内容
本发明的目的是提供一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位方法及系统，可在不对燃机动力涡轮端进行拆分的前提下，快速准确的对滚动轴承进行故障定位。
为实现上述目的，本发明提供了如下方案：
一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位方法，所述故障定位方法包括：
建立考虑轴承故障条件下的燃机动力涡轮端的轴承-转子系统的系统动力学模型；
对所述系统动力学模型进行求解，得到所述轴承-转子系统的加速度响应矢量，根据所述加速度响应矢量进行故障定位。
一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位系统，所述故障定位系统包括：
模型构建模块，用于建立考虑轴承故障条件下的燃机动力涡轮端的轴承-转子系统的系统动力学模型；
故障定位模块，用于对所述系统动力学模型进行求解，得到所述轴承-转子系统的加速度响应矢量，根据所述加速度响应矢量进行故障定位。
根据本发明提供的具体实施例，本发明公开了以下技术效果：
本发明用于提供一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位方法及系统，先建立考虑轴承故障条件下的燃机动力涡轮端的轴承-转子系统的系统动力学模型，再对系统动力学模型进行求解，得到轴承-转子系统的加速度响应矢量，根据加速度响应矢量进行故障定位，从而可在不对燃机动力涡轮端进行拆分的前提下，快速准确的对滚动轴承进行故障定位。
附图说明
为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。
图1为本发明实施例1所提供的故障定位方法的方法流程图；
图2为本发明实施例1所提供的滚动体与内外圈接触示意图；
图3为本发明实施例1所提供的滚动体与内外圈相对变形的一种示意图；
图4为本发明实施例1所提供的滚动体与内外圈相对变形的另一种示意图；
图5为本发明实施例1所提供的滚动体与滚道点接触模型示意图；
图6为本发明实施例1所提供的滚动轴承外圈故障示意图；
图7为本发明实施例1所提供的滚动轴承内圈故障示意图；
图8为本发明实施例1所提供的滚动轴承滚动体故障示意图；
图9为本发明实施例1所提供的Timoshenko梁单元示意图；
图10为本发明实施例1所提供的滚动轴承几何结构示意图；
图11为本发明实施例1所提供的外圈故障轴承仿真信号；
图12为本发明实施例1所提供的外圈故障轴承试验信号；
图13为本发明实施例1所提供的不同缺陷宽度下外圈故障试验振动响应三维频谱图；
图14为本发明实施例1所提供的缺陷宽度为0.4mm下外圈故障转子系统试验响应；
图15为本发明实施例1所提供的缺陷宽度为1mm下外圈故障转子系统试验响应；
图16为本发明实施例1所提供的内圈故障轴承仿真信号；
图17为本发明实施例1所提供的内圈故障轴承试验信号；
图18为本发明实施例1所提供的不同缺陷宽度下内圈故障试验振动响应三维频谱图；
图19为本发明实施例1所提供的缺陷宽度为0.4mm下内圈故障转子系统试验响应；
图20为本发明实施例1所提供的缺陷宽度为1mm下内圈故障转子系统试验响应；
图21为本发明实施例1所提供的滚动体故障轴承仿真信号；
图22为本发明实施例1所提供的滚动体故障轴承试验信号；
图23为本发明实施例1所提供的不同缺陷宽度下滚动体故障试验振动响应三维频谱图；
图24为本发明实施例1所提供的缺陷宽度为0.4mm下滚动体故障转子系统试验响应；
图25为本发明实施例1所提供的缺陷宽度为1mm下滚动体故障转子系统试验响应；
图26为本发明实施例1所提供的外圈故障下轴承处振动响应；
图27为本发明实施例1所提供的内圈故障下轴承处振动响应；
图28为本发明实施例1所提供的滚动体故障下轴承处振动响应；
图29为本发明实施例2所提供的故障定位系统的系统框图。
具体实施方式
下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。
本发明的目的是提供一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位方法及系统，可在不对燃机动力涡轮端进行拆分的前提下，快速准确的对滚动轴承进行故障定位。
为使本发明的上述目的、特征和优点能够更加明显易懂，下面结合附图和具体实施方式对本发明作进一步详细的说明。
实施例1：
本实施例用于提供一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位方法，如图1所示，所述故障定位方法包括：
S1：建立考虑轴承故障条件下的燃机动力涡轮端的轴承-转子系统的系统动力学模型；
S2：对所述系统动力学模型进行求解，得到所述轴承-转子系统的加速度响应矢量，根据所述加速度响应矢量进行故障定位。
本实施例中，建立考虑轴承故障条件下的燃机动力涡轮端的轴承-转子系统的系统动力学模型，可以包括：
(1)建立滚动轴承的动力学分析模型。
1)滚动轴承的接触变形：
滚动轴承承受外部载荷前，滚动体与内、外圈的接触情况如图2所示，图2中，x方向为轴向，r方向为径向，Oi为内圈的沟曲率中心，Oo为外圈的沟曲率中心，滚动体与内外圈的初始接触角为α0，Oi和Oo之间的初始距离为A0。滚动轴承在受到外部载荷后，滚动体以及内、外圈的弹性变形如图3和图4所示，假设外圈故障，外圈的沟曲率中心Oo位置保持不变，内圈的沟曲率中心Oi位置变化到O′i，因此，受到载荷后的接触角为αj，受载后内外圈沟曲率中心的距离为Aj，第j个滚动体在接触法向上的接触变形量为δj，结合图2-4可知，接触变形量δj为：
式(1)中，δj为第j个滚动体在接触法向上的接触变形量；Aj为受载后内外圈沟曲率中心的距离；A0为受载前内外圈沟曲率中心的初始距离。
轴承受到载荷前的距离A0可表示为：
A0＝(fo+fi-1)db； (2)
式(2)中，fo为外圈的沟道曲率半径系数；fi为内圈的沟道曲率半径系数；db为滚动体的直径。
轴承受到载荷后的距离Aj可表示为：
式(3)中，α0为初始接触角；δxj为轴承的轴向弹性变形；δrj为轴承的径向弹性变形。
式(4)中，δx为滚动体x方向的加速度响应；Rj为内滚道沟曲率中心轨迹半径；φy为滚动体绕y方向的扭转位移；ψj为第j个滚动体的方位角；φz为滚动体绕z方向的扭转位移；δy为滚动体y方向的加速度响应；δz为滚动体z方向的加速度响应。
式(5)中，dm为轴承节圆直径；D为滚动体的直径。
设滚动体个数为m，内圈转速为ωi，外圈固定不动，外圈转速ωo＝0，外滚道半径内滚道半径/>可以得到保持架旋转速度为：
式(6)中，ωc为保持架旋转速度。
因此，t时刻第j个滚动体的方位角ψj为：
2)滚动轴承的椭圆接触等效模型：
在进行滚动轴承完整动力学建模之前，需要先将滚动轴承转化为等效模型。为了分析滚动体与内外滚道之间的相互作用，本实施例应用Hertz接触理论，得到轴承内部接触变形分布情况，进而求解滚动轴承非线性接触力和力矩。滚动体与滚道之间的点接触模型如图5所示。
假设滚动体与套圈点接触摩擦副凸表面为正，凹表面为负，滚珠-内圈接触椭圆的主曲率可表示为：
式(8)中，ρbxj为第j个滚动体在x方向的主曲率；rbx为第j个滚动体在x方向的曲率半径；ρbyj为第j个滚动体在y方向的主曲率；rby为第j个滚动体在y方向的曲率半径；ρixj为内滚道在x方向的主曲率；rix为内滚道在x方向的曲率半径；Dm为轴承节圆直径；αij为滚动体与内圈接触角；ρiyj为内滚道在y方向的主曲率；riy为内滚道在y方向的曲率半径。
同理，滚珠-外圈接触椭圆的主曲率可表示为：
式(9)中，ρoxj为外滚道在x方向的主曲率；rox为外滚道在x方向的曲率半径；αoj为滚动体与外圈接触角；ρoyj为外滚道在y方向的主曲率；roy为外滚道在y方向的曲率半径。
滚珠-内圈在接触椭圆处的主曲率之和为：
Σρij＝ρbxj+ρbyj+ρixj+ρiyj； (10)
同理，滚珠-外圈在接触椭圆处的主曲率之和为：
Σρoj＝ρbxj+ρbyj+ρoxj+ρoyj； (11)
根据Hertz接触理论可以得到滚动体与内、外圈的载荷-变形系数knij、knoj，其表达式为：
式(12)中，E′ij、E′oj为滚动体与内、外圈的综合弹性模量；Σρij和Σρoj为滚动体与内、外圈在接触椭圆处的主曲率之和；和/>为内圈载荷变形系数因子和外圈载荷变形系数因子，由下式计算获得：
式(13)中，Keij为滚动体与内圈的第一类椭圆积分；eij为滚动体与内圈的等效椭圆率；Eeij为滚动体与内圈的第二类椭圆积分；Keoj为滚动体与外圈的第一类椭圆积分；eoj为滚动体与外圈的等效椭圆率；Eeoj为滚动体与外圈的第二类椭圆积分；均由Hamrock和Dowson通过曲线拟合的近似公式获得，如下：
式(14)中，Ry为y方向等效曲率半径；Rx为x方向等效曲率半径。
由此可得滚珠与内外圈之间的总载荷-变形系数kn，其表达式为：
式(15)中，n为接触指数，对于球轴承可以设n＝1.5。
在求得总载荷-变形系数kn和第j个滚动体的法向变形δj后，可根据Hertz接触理论求得第j个滚动体对轴承内圈沿法线方向的接触力Qj，即：
因此，作用在轴上的X、Y和Z方向上的轴承力如下：
式(17)中，FX为滚动轴承沿X轴的轴承力分量；m为滚动体的个数；Qj为第j个滚动体对轴承内圈沿法线方向的接触力；αj为受载后接触角；FY为滚动轴承沿Y轴的轴承力分量；ψj为第j个滚动体的方位角；FZ为滚动轴承沿Z轴的轴承力分量。
轴承力矩如下：
式(18)中，MY为滚动轴承绕Y轴的扭矩分量；Rj为内滚道沟曲率中心轨迹半径；MZ为滚动轴承绕Z轴的扭矩分量。
式(17)和式(18)即构成本实施例的动力学分析模型，基于上述动力学分析模型，以燃机动力涡轮端的滚动轴承为对象，可以得到轴承的轴承力分量和扭矩分量，对轴承的运动和受力进行分析。
(2)建立考虑轴承故障条件下的滚动轴承的故障模型，所述故障模型包括外圈故障模型、内圈故障模型和滚动体故障模型。
1)外圈故障激励力建模：
如图6所示，当轴承外圈产生磨损故障，滚动体在通过故障点时会对整个转子产生冲击振动。假设磨损故障点为一凹坑，由局部缺陷的几何关系可知，故障区域的几何尺寸决定了滚动体在损伤处是否形成冲击，当且仅当时，外圈的损伤才会形成冲击，否则将产生谐波激振。对于早期的磨损故障，故障面积较小，通常满足上述要求，形成冲击振动。其中，L为故障区域的直径，db为滚动体的直径，a为磨损故障深度。
在滚动体通过外圈故障点时，外圈故障模型认为轴承元件之间的间隙突增，轴承的接触力趋近于0，由图6可知，故障时产生的轴承间隙增加量λD为：
式(19)中，λD为轴承间隙增加量；db为滚动体的直径；L为故障区域的直径。式(19)即为本实施例的外圈故障模型。
2)内圈故障激励力建模：
如图7所示，内圈磨损故障采用凹坑进行模拟，在轴承-转子系统运动过程中，内圈与转子相对位置不变，随转子旋转，保持架和内圈转速不同。每当滚动体经过内圈故障点时，滚动体和内圈之间的接触刚度系数发生变化，从而导致接触应力发生变化。与外圈故障类似，当滚动体经过内圈故障点时，会对整个轴承-转子系统产生脉冲振动。如图7所示，L为故障区域的直径，a为磨损故障深度，因此有当滚动体通过内圈故障点时，内圈故障模型中认为轴承元件之间的间隙突增，轴承的接触力趋近于0，在图7中可以看出，滚动体在经过内圈故障点时的轴承间隙增加量λD为：
式(20)中，λD为轴承间隙增加量；db为滚动体的直径；L为故障区域的直径。式(20)即为本实施例的内圈故障模型。
3)滚动体故障激励力建模：
如图8所示，对于滚动体故障，本实施例采用局部凹陷模拟滚动体表面的磨损点，滚动轴承在运动过程中，由于其本身存在自转，并且每自转一周会与内外圈均有接触，从而导致轴承自身的刚度与阻尼发生变化，使得轴承-转子系统产生以频率为滚动体故障频率的周期性冲击响应结果。
设滚动体磨损故障点直径为L，滚动体故障角为β3，其表达式为：
因此，当滚动体的自转角度θK满足下式(22)时，就可认为滚动体上的故障点与轴承内外圈发生接触：
式(22)即为本实施例的滚动体故障模型。根据Hertz接触理论，滚动轴承的接触刚度变形系数n会增加到3，并且轴承间隙会发生激增，产生轴承冲击力，在轴承-转子系统中达到模拟滚动体故障的目的。
(3)将动力学分析模型和故障模型进行融合，得到滚动轴承的故障激励力模型，故障激励力模型包括外圈故障激励力模型、内圈故障激励力模型和滚动体故障激励力模型。
在对轴承动力学进行数值求解的过程中，只需在满足时，将式(16)中的δj替换为δj与式(19)中的λD的和值，同时，基于Hertz接触理论，当轴承接触表面不存在故障时，接触指数n为1.5，当滚动体经过故障点时，接触指数n为3，通过式(22)中的第一个公式进行判断，即当满足式(22)中的第一个公式时，令式(16)中的n为3，否则令式(16)中的n为1.5，从而得到外圈故障激励力模型。
在对轴承动力学进行数值求解的过程中，只需在满足时，将式(16)中的δj替换为δj与式(20)中的λD的和值，同时，基于Hertz接触理论，当轴承接触表面不存在故障时，接触指数n为1.5，当滚动体经过故障点时，接触指数n为3，通过式(22)中的第二个公式进行判断，即当满足式(22)中的第二个公式时，令式(16)中的n为3，否则令式(16)中的n为1.5，从而得到内圈故障激励力模型。
在对轴承动力学进行数值求解的过程中，只需在满足式(22)时，将式(16)中的δj替换为δj与L的和值，同时，基于Hertz接触理论，当轴承接触表面不存在故障时，接触指数n为1.5，当滚动体经过故障点时，接触指数n为3，通过式(22)进行判断，即当满足式(22)时，令式(16)中的n为3，否则令式(16)中的n为1.5，从而得到滚动体故障激励力模型。
(4)利用有限单元法对转子进行动力学建模，得到转子的运动方程。
在进行转子动力学建模之前，需要将转子分割成若干个梁单元，每个梁单元可视为线弹性，本实施例采用Timoshenko梁单元进行建模，如图9所示，每个节点具有在轴向、横向和弯曲方向上的五个位移自由度。则本实施例的转子的运动方程包括多个梁单元的运动方程，梁单元是对转子进行分割而得到的，不考虑梁单元的内部阻尼，梁单元的运动方程可以表示为：
式(23)中，Mb为梁单元质量矩阵；为梁单元的加速度响应矢量；K为轴承-转子系统刚度矩阵；Gb为反对称的梁单元陀螺矩阵；/>为梁单元的速度响应矢量；Kb为梁单元刚度矩阵；Ω为轴承-转子系统的转速；/>为考虑离心力时的梁单元附加质量矩阵；u为梁单元的位移响应矢量，u＝{δx,δy,δz,φy,φz}，δx,δy,δz为梁单元沿着x、y、z方向的接触变形，φy,φz为梁单元绕着y、z方向的扭转位移；Fb为梁单元外力矢量。
将转子的每个梁单元的运动方程利用有限单元法进行组装，便可得到转子的运动方程。
(5)将故障激励力模型和运动方程进行融合，得到燃机动力涡轮端的轴承-转子系统的系统动力学模型，系统动力学模型包括外圈故障系统动力学模型、内圈故障系统动力学模型和滚动体故障系统动力学模型。
将外圈故障激励力模型和运动方程进行融合，即可得到外圈故障系统动力学模型，将内圈故障激励力模型和运动方程进行融合，即可得到内圈故障系统动力学模型，将滚动体故障激励力模型和运动方程进行融合，即可得到滚动体故障系统动力学模型。
系统动力学模型包括：
式(24)中，Ms为轴承-转子系统质量矩阵；为轴承-转子系统的加速度响应矢量；Cs为轴承-转子系统阻尼矩阵，本实施例使用瑞丽阻尼，即Cs＝c0Ms+c1Ks，其中，c0，c1为与一阶固有频率和二阶固有频率有关的常数；Ω为轴承-转子系统的转速；Gs为轴承-转子系统陀螺矩阵；/>为轴承-转子系统的速度响应矢量；Ks为轴承-转子系统刚度矩阵；us为轴承-转子系统的位移响应矢量，其包括滚动轴承的位移；Qs为轴承-转子系统外力矢量，包括转子不平衡力与轴承非线性接触力，轴承非线性接触力即通过滚动轴承的动力学分析模型得到的轴承力分量。
S2中，对系统动力学模型进行求解，得到轴承-转子系统的加速度响应矢量，根据加速度响应矢量进行故障定位，可以包括：
(1)对外圈故障系统动力学模型进行求解，得到轴承-转子系统的第一加速度响应矢量，根据第一加速度响应矢量判断轴承-转子系统的滚动轴承的外圈是否故障。
(2)对内圈故障系统动力学模型进行求解，得到轴承-转子系统的第二加速度响应矢量，根据第二加速度响应矢量判断轴承-转子系统的滚动轴承的内圈是否故障。
(3)对滚动体故障系统动力学模型进行求解，得到轴承-转子系统的第三加速度响应矢量，根据第三加速度响应矢量判断轴承-转子系统的滚动轴承的滚动体是否故障。
本实施例可采用Newmark-β法进行外圈故障系统动力学模型、内圈故障系统动力学模型和滚动体故障系统动力学模型的求解。
其中，根据第一加速度响应矢量判断轴承-转子系统的滚动轴承的外圈是否故障，可以包括：对第一加速度响应矢量随时间变化的第一时域图进行时频变换，得到第一频域图；对第一频域图进行包络处理，得到第一包络谱图；判断第一包络谱图是否在第一故障频率的倍频处出现共振峰，若是，则确定轴承-转子系统的滚动轴承的外圈故障，若否，则确定轴承-转子系统的滚动轴承的外圈不故障，以判断轴承-转子系统的滚动轴承的外圈是否故障。倍频是指第一故障频率的一倍频、二倍频、...、N倍频等，只在一个倍频处出现共振峰，就可认为故障，共振峰是指峰值。
其中，根据第二加速度响应矢量判断轴承-转子系统的滚动轴承的内圈是否故障，可以包括：对第二加速度响应矢量随时间变化的第二时域图进行时频变换，得到第二频域图；对第二频域图进行包络处理，得到第二包络谱图；判断第二包络谱图是否在第二故障频率的倍频处出现共振峰，若是，则确定轴承-转子系统的滚动轴承的内圈故障，若否，则确定轴承-转子系统的滚动轴承的内圈不故障，以判断轴承-转子系统的滚动轴承的内圈是否故障。
其中，根据第三加速度响应矢量判断轴承-转子系统的滚动轴承的滚动体是否故障，可以包括：对第三加速度响应矢量随时间变化的第三时域图进行时频变换，得到第三频域图；对第三频域图进行包络处理，得到第三包络谱图；判断第三包络谱图是否在第三故障频率的倍频处出现共振峰，若是，则确定轴承-转子系统的滚动轴承的滚动体故障，若否，则确定轴承-转子系统的滚动轴承的滚动体不故障，以判断轴承-转子系统的滚动轴承的滚动体是否故障。
当滚动轴承的工作表面局部磨损时，会产生一系列宽带冲击振动。这些冲击会激励轴承系统，并引起一系列冲击衰减响应，如图10所示。
(1)考虑外圈故障的滚动轴承特征频率分析：
计算外圈故障频率fout本质上就是计算内圈转一圈的时间内，有多少个滚动体通过了外圈的故障点。相对于静止的外圈，滚动体绕着外圈轴心旋转，转角为：
因此，单个滚动体相当于绕着轴心公转了1/2(1-db/Dpcosα)圈，即相当于与外圈故障点接触了1/2(1-db/Dpcosα)次。当滚动体的个数为Nb时，则内圈转一圈相当于各滚动体总共与外圈接触了Nb/2(1-db/Dpcosα)次，则外圈故障频率fout由下式得出，即第一故障频率的表达式为：
式(26)中，fout为第一故障频率；Nb为滚动体的个数；fc为滚动体公转频率；db为滚动体的直径；Dp为轴承节圆直径；α为接触角；fs为内圈旋转频率。
(2)考虑内圈故障的滚动轴承特征频率分析：
计算内圈故障频率fin本质上就是计算内圈转一圈的时间内，有几个滚动体通过了内圈的故障点。这里使用和计算fout一样的思路，因此，在内圈旋转一周的时间内，滚动体相对于内圈的转角θib为：
θib＝π(1+db/Dp)； (27)
因此有，第二故障频率的表达式为：
式(28)中，fin为第二故障频率。
(3)考虑滚动体故障的滚动轴承特征频率分析：
由于轴承外圈固定，所以图10中B点速度为0，A点与C点速度关系为VA＝2VC＝πfs(Dp-dbcosα)＝2πfcdp，由此可得：
式(29)中，fc为滚动体绕轴心公转的频率。
设滚动体在滚道内滚动时的自转频率为fb，fb求解过程如下所示：滚动体自转一周，滚动体故障点与内圈和外圈各接触一次，滚动体周长为πdb，滚动体自转一周的周期为db/fc(Dp+dbcosα)，代入上面fc，即可求得滚动体自转频率，即第三故障频率的表达式为：
式(30)中，fball为第三故障频率。
故障频率计算如下表：
表1滚动轴承故障特征频率
本实施例考虑了非线性赫兹接触力以及滚动轴承刚度变化引起的变柔度振动(VC振动)等因素的影响，建立了滚动轴承三种故障激励力模型，通过分析三种典型故障类型的机理，建立了相应的滚动轴承-转子系统的系统动力学模型，并采用Newmark-β法进行求解，通过故障滚动轴承-转子耦合振动特性的分析，可以更好地理解和预测机械系统中滚动轴承和转子之间的相互作用，带来故障轴承条件下轴承-转子系统振动特性变化过程，可实现燃机涡轮端转子拆卸困难前提下，对轴承-转子故障位置快速定位。
本实施例还进一步研究了滚动轴承在不同故障程度下对动力涡轮轴承-转子系统振动特性的影响规律，通过与故障滚动轴承-转子系统振动特性测试试验台的试验结果进行对比，验证了滚动轴承典型故障激励力模型的准确性。
验证模型所用的试验台采用故障轴承-转子试验台，电机采用三相交流伺服电机驱动，试验转速设置为1000r/min。转子左侧由N1004滚子轴承支承，右侧使用7204B角接触球轴承作为支撑，并设置角接触球轴承为故障轴承。转子上的三个圆盘质量从左至右依次是4kg、5kg、2.5kg，并且系统可以在故障轴承上施加垂直向上的径向载荷。交流控制器可显示电机的实际转速与径向载荷的大小，并且控制转速的大小，以及试验台的启动。使用三相加速度传感器用来采集试验过程中故障轴承座处的振动加速度信号。加速度传感器通过3通道数据线与计算机连接，使用LMS采集振动加速度信号。本次试验过程中，采样频率设置为6.4kHz，每组数据采样时间为16s。
试验过程如下：
(1)布置并安装加速度传感器，并调试传感器的安装位置。
(2)用网线连接计算机与数据采集仪。
(3)系统通电，采集仪和计算机开机，更改IP地址，连接前端。
(4)打开软件，设置各个传感器的灵敏度，同时设置加速度传感器单位、供电方式、量程、分析频率、线数、时域采样频率等参数。开始振动响应测试。
(5)现场测试的同时，快速分析振动响应的时域信号和频谱，重点关注结果是否包含滚动轴承故障频率。
(6)记录试验过程中遇到的异常现象或特殊现象。
故障滚动轴承7204B的尺寸参数列于下表2：
表2故障轴承7204B的几何参数
根据以上参数，可计算滚动轴承故障特征频率如下表3所示：
表3滚动轴承故障特征频率
试验所用的轴承故障采用电火花加工，在滚动轴承内外滚道上加工宽度为0.4mm、0.8mm和1mm的裂缝，用以模拟外、内滚道损伤所产生的冲击，在滚动体分别切割出一个直径为0.4mm、0.8mm和1mm，深度约1mm的凹坑，用以模拟滚珠的损伤所生的冲击。
(1)含外圈故障轴承-转子系统振动响应及试验验证：
本实施例对含外圈故障的滚动轴承-转子系统进行振动特性分析，故障宽度为0.8mm，外圈缺陷初始位置为6点钟位置。同时，设置系统初始位移x0＝0，初始速度转子转速为1000r/min，载荷为3.6KN。由图11可知，由于外圈局部缺陷，导致轴承-转子系统会产生以故障频率的倒数为脉冲间隔的周期性冲击振动，由图11(b)可知，在外圈故障的影响下，轴承-转子系统激起了482Hz的共振频率，并且在主要共振频率附近出现等同于外圈故障频率的边频带。在外圈故障包络谱中，出现以外圈故障频率及其倍频为主的频域特征，其主要特征频率为75Hz。
本实施例所需的轴承外圈故障下轴承座处的振动信号是通过故障轴承-转子试验台获取，试验过程中设置转速为1000r/min，采样频率为6400Hz，试验选用故障宽度为0.8mm的角接触球轴承。如图12(a)所示，试验信号的时域振动曲线呈现周期性脉动；如图12(b)所示，试验信号的共振峰出现在496.29Hz下，与仿真信号的共振峰位置相差2.8％，并且在图12(c)的包络谱中，出现接近外圈故障频率及其倍频的频域峰值，分别为79.57Hz、153.13Hz、303.26Hz，与仿真结果接近。
由图11和图12可知，通过对比仿真与试验信号的故障特征频率可知，最大误差为2.2％，该误差存在的原因可能因为所建立的轴承动力学模型仅考虑了滚动体与滚道之间的纯滚动，以及忽略了真实试验场地存在背景噪声的影响。
对滚动轴承外圈故障作用下，不同故障程度对系统振动响应影响进行了分析，设置外圈故障宽度变化范围为0.4mm～1mm，试验结果的三维频谱如图13所示，结果表明，对应fout频率处的加速度幅值最大，并且结合表4可知，随着故障宽度的变化，系统振动响应会随着宽度的增大而加剧，即振动加速度幅值增大。
表4不同故障程度下外圈故障轴承典型频率处幅值
图14列出了试验信号在缺陷宽度为0.4mm下的时域图、频域图以及包络谱图，图15列出了试验信号在缺陷宽度为1mm下的时域图、频域图以及包络谱图，从图14、图15以及表4可看出，缺陷宽度仅影响振动信号强度，但不影响特征频率分布，与此同时，缺陷宽度会改变共振峰位置，随着宽度值增加而向高频区转移，其根本性原因是由于随着缺陷宽度区域增加，转动过程中接触刚度更迭速度更快，从而增大高频固有频率。
(2)含内圈故障轴承-转子系统振动响应及试验验证：
如图16所示，通过内圈局部缺陷滚动轴承仿真信号进行频域分析和包络谱分析，可发现冲击特征现象明显与幅值调制现象突出，并且包络谱中的频率与内圈故障特征频率及其倍频非常接近。此外，从包络谱图中可观察到局部存在转频及其组合频率，其原因为轴承内部缺陷角度位置会随转轴转动时间发生变化，致使滚动体与内圈故障点之间接触载荷随空间位置出现周期性变化。
本实施例设置故障参数为：缺陷宽度0.8mm，缺陷深度1.5mm，并通过试验获取7204B角接触球轴承内圈故障的信号特征，图17为内圈故障下轴承座处的试验信号，由图17可知，内圈故障的包络谱图中频率峰值主要为16.79Hz、105.76Hz、121.62Hz，与仿真内圈故障特征频率相接近，最大误差不超过2.7％，除此之外试验结果中还出现转频与内圈故障特征频率的组合频率，同时试验结果的共振峰位置与仿真结果相符合，从而证明了模型的准确性。
为探究不同内圈故障程度对转子系统振动特性的影响，分析内圈故障宽度在0.4mm、0.8mm、1mm下的三维包络谱，如图18所示，内圈故障特征频率及其高次谐波处幅值随着缺陷宽度增加而增加，同时转频组合频率处幅值也出现不同幅度变化，但不会引起仅受平衡故障影响转频幅值变化。
表5不同缺陷宽度下内圈局部缺陷滚动轴承典型频率处幅值
图19为轴承-转子系统在内圈故障宽度为0.4mm下的试验振动响应结果，
图20为轴承-转子系统在内圈故障宽度为1mm下的试验振动响应结果，从图19、图20以及表5中可以看出，随着缺陷宽度增大，系统振动响应幅值增大，这是由于内圈缺陷宽度变化会影响滚动轴承内部的接触刚度，故缺陷宽度增加会导致共振峰向高频区偏移。
(3)含滚动体故障轴承-转子系统振动响应及试验验证：
为了研究轴承-转子系统在滚动体故障下的振动响应，7204B角接触球轴承的轴承座处的仿真响应如图21(a)所示，冲击响应的幅值受滚动体故障间隙变化影响趋势有所不同，换言之，此时的振动信号是高度调制的，在包络谱图21(c)中，可发现68.75Hz、137.5Hz和206.7Hz等频率，近似接近滚动体故障特征频率前三阶倍频。
图22为7204B角接触球轴承内圈故障情况下轴承座处的测试信号，设置0.8mm的缺陷宽度，1mm的缺陷深度。观察可知，试验与仿真结果的时域信号峰值基本在一致，但是仿真过程中没有考虑从真实试验条件下的背景干扰，因此导致试验信号的冲击振动不明显；在包络谱图中可发现在滚动体故障特征频率(66.87Hz)处出现明显谱线，这与滚动体故障特征频率68.53Hz非常接近，此试验结果与仿真结果相差2.8％，并且试验结果的包络谱中不存在滚动体故障特征频率的倍频，这是由于仿真模型未考虑滑动因素，并且试验过程中滚动体不能保证每自转一周就与内外滚道接触一次。
如图23所示，不同缺陷宽度变化工况对含内圈局部缺陷转子系统振动响应产生不同程度影响，为了更加清晰分析缺陷宽度对响应幅值影响程度，表6列举了滚动体故障特征频率及其倍频处的幅值，结合图23与表6可知，滚动体故障特征频率及其倍频随着缺陷宽度增大而呈现单调递增的趋势。
表6不同缺陷宽度下滚动体故障滚动轴承典型频率处幅值
图24为滚动轴承-转子系统在滚动体宽度为0.4mm下的振动响应结果，图25为滚动轴承-转子系统在滚动体宽度为1mm下的振动响应结果，结合图24、图25与表6可以看出，随着缺陷宽度增大，系统振动响应幅值增大；受缺陷宽度变工况影响，共振峰位置出现明显的偏移，偏移趋势明显向高频区转移，其根本原因是由于缺陷刚度变化导致接触刚度随之变化，故向高频区域转移。
(1)外圈故障下动力涡轮轴承-转子系统故障动力学特征分析：
设滚动轴承外圈故障点的故障直径L＝1mm，故障深度a＝2.794mm，损伤位置为外圈垂直最下方，转子转速ωR＝3270r/min，转频fR＝54.5Hz，图26(a)、图26(b)为动力涡轮轴承-转子系统在轴承处的振动速度和振动加速度的信号波形图，从图中可以看出，外圈故障造成了冲击信号的周期变化，损伤的冲击周期T＝0.00328s，与外圈故障频率fout＝303.96Hz对应的时间间隔基本一致。并且，在轴承处的加速度振动响应冲击效果更加，从图中可以看出滚动体在经过外圈故障点所产生的脉冲序列，并且随着滚动体脱离故障区，脉冲信号呈现衰减趋势。
如图26(c)所示，对加速度时域响应进行频谱分析可知，在脉冲振动的作用下，在1200Hz与1600Hz附近中产生共振峰，且每个共振峰之间的间隔为303.16Hz；利用HHT对轴承处振动信号分析可知，包络谱中可以清晰地看到外圈故障频率303Hz及其峰值逐渐衰减的倍频，这与共振峰之间的间隔相吻合，进一步验证了故障提取方法与动力学模型的准确性。
(2)内圈故障下动力涡轮轴承-转子系统故障动力学特征分析：
设滚动轴承内圈故障点的故障直径L＝1mm，故障深度a＝2.794mm。内圈损伤位置随着内圈旋转而不断变化，转子转速ωR＝3270r/min，即转频fR＝54.5Hz。图27(a)、图27(b)为内圈故障时动力涡轮轴承-转子系统在轴承处的振动速度与加速度的时域波形曲线，从加速度时域结果可以看出，内圈故障导致的冲击振动的大小以及脉冲间隔存在较强的无规律性，速度冲击响应之间的时间间隔分别为0.00196s与0.0175s，这与内圈故障特征频率以及转子转频的倒数一一对应。造成这种现象的主要原因是内圈故障的位置会随着转子不停的转动，并且内圈故障会引起轴承局部结构的变形和不平衡，使得轴承内圈的运动轨迹不规则，进而产生频率等同于转子转速的调制信号。
对加速度振动信号进行频谱分析可知，动力涡轮轴承-转子系统在1100Hz与1500Hz处激起两个共振峰，并且在共振峰附近出现频率接近转频的边频带，这与时域信号中存在0.0175s的冲击间隔相一致，进而证明了内圈故障受到了转子旋转的调制；而且，共振峰之间的频率间隔为514.34Hz与故障频率的理论结果相接近，结合加速度振动信号的包络谱分析，包络谱同样体现了内圈故障频率以及以转频为边频带的调制频率，进一步验证了本实施例的诊断方法与内圈故障激励力模型的准确性。
(3)滚动体故障下动力涡轮轴承-转子系统故障动力学特征分析：
设滚动轴承中滚动体故障点的故障直径L＝1mm，滚动体上的故障点深度a＝2mm，滚动体故障的位置会随着保持架的旋转以及自身的自转而不断发生变化，转子的转频设置为fR＝54.5Hz。图28(a)为动力涡轮端滚动轴承-转子系统在轴承处的振动速度的时域曲线，图中展现出冲击振动时间间隔为0.004977s，倒数换算为频率后与滚动体故障频率200.506Hz相一致。图28(b)为滚动轴承处振动加速度信号的包络谱图，从图可以滚动体故障特征频率值200.969Hz与理论故障频率fball＝200.506Hz相近，可以看出在轴承滚动体故障的作用下，包络谱中出现了以滚动体故障频率及其倍频为代表的多个峰值，这正对应了滚动体故障会导致多个频率的振动信号增强。
本实施例进行故障轴承及转子系统动力学分析方法，针对实际动力涡轮滚动轴承-转子系统，提出了五自由度的滚动轴承故障动力学分析模型，将其与转子动力学模型相结合，建立了故障轴承作用下的轴承-转子动力学分析模型，并通过滚动轴承故障试验台对其进行了验证。通过试验验证，发现故障宽度对振动响应有较大影响，故障程度增加时振动程度明显增大，共振峰也向高频处移动。针对某燃机动力涡轮转子的实际模型，研究了不同类型的故障轴承作用下，轴承-转子系统的动力学性能。结果表明，当外圈或滚动体出现故障时，包络谱中的主要频率为外圈特征频率与滚动体特征频率，而内圈故障会激发转子转频和内圈故障特征频率。综上所述，滚动体故障作用下轴承-转子系统的计算结果充分揭示了滚动体故障对动力涡轮转子特性的影响规律，同时也验证了本实施例对滚动体故障激励力建模的准确性，为轴承-转子-机匣动力学建模提供了理论基础。同时，针对某燃机动力涡轮转子实际模型，研究了不同故障情况下的动力学性能。当外圈或滚动体出现故障时，包络谱中的主要频率为外圈特征频率与滚动体特征频率，而内圈故障会激发转子转频和内圈故障特征频率，实际燃机涡轮端故障时，可根据上述结论进行故障信号的识别以及判断。
实施例2：
为了执行上述实施例1对应的方法，以实现相应的功能和技术效果，下面提供一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位系统，如图29所示，所述故障定位系统包括：
模型构建模块M1，用于建立考虑轴承故障条件下的燃机动力涡轮端的轴承-转子系统的系统动力学模型；
故障定位模块M2，用于对所述系统动力学模型进行求解，得到所述轴承-转子系统的加速度响应矢量，根据所述加速度响应矢量进行故障定位。
本说明书中各个实施例采用递进的方式描述，每个实施例重点说明的都是与其他实施例的不同之处，各个实施例之间相同相似部分互相参见即可。对于实施例公开的系统而言，由于其与实施例公开的方法相对应，所以描述的比较简单，相关之处参见方法部分说明即可。
本文中应用了具体个例对本发明的原理及实施方式进行了阐述，以上实施例的说明只是用于帮助理解本发明的方法及其核心思想；同时，对于本领域的一般技术人员，依据本发明的思想，在具体实施方式及应用范围上均会有改变之处。综上所述，本说明书内容不应理解为对本发明的限制。
Claims (10)
1.一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位方法，其特征在于，所述故障定位方法包括：
建立考虑轴承故障条件下的燃机动力涡轮端的轴承-转子系统的系统动力学模型；
对所述系统动力学模型进行求解，得到所述轴承-转子系统的加速度响应矢量，根据所述加速度响应矢量进行故障定位。
2.根据权利要求1所述的一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位方法，其特征在于，所述建立考虑轴承故障条件下的燃机动力涡轮端的轴承-转子系统的系统动力学模型，具体包括：
建立滚动轴承的动力学分析模型；
建立考虑轴承故障条件下的滚动轴承的故障模型；所述故障模型包括外圈故障模型、内圈故障模型和滚动体故障模型；
将所述动力学分析模型和所述故障模型进行融合，得到滚动轴承的故障激励力模型；所述故障激励力模型包括外圈故障激励力模型、内圈故障激励力模型和滚动体故障激励力模型；
利用有限单元法对转子进行动力学建模，得到转子的运动方程；
将所述故障激励力模型和所述运动方程进行融合，得到燃机动力涡轮端的轴承-转子系统的系统动力学模型；所述系统动力学模型包括外圈故障系统动力学模型、内圈故障系统动力学模型和滚动体故障系统动力学模型。
3.根据权利要求2所述的一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位方法，其特征在于，所述动力学分析模型包括：
其中，FX为滚动轴承沿X轴的轴承力分量；m为滚动体的个数；Qj为第j个滚动体对轴承内圈沿法线方向的接触力；αj为受载后接触角；FY为滚动轴承沿Y轴的轴承力分量；ψj为第j个滚动体的方位角；FZ为滚动轴承沿Z轴的轴承力分量；
其中，MY为滚动轴承绕Y轴的扭矩分量；Rj为内滚道沟曲率中心轨迹半径；MZ为滚动轴承绕Z轴的扭矩分量。
4.根据权利要求2所述的一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位方法，其特征在于，所述外圈故障模型包括：
其中，λD为轴承间隙增加量；db为滚动体的直径；L为故障区域的直径；
所述内圈故障模型包括：
其中，λD为轴承间隙增加量；db为滚动体的直径；L为故障区域的直径；
所述滚动体故障模型包括：
其中，θK为滚动体的自转角度；β3为滚动体的故障角。
5.根据权利要求2所述的一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位方法，其特征在于，所述运动方程包括多个梁单元的运动方程，所述梁单元是对转子进行分割而得到的；所述梁单元的运动方程包括：
其中，Mb为梁单元质量矩阵；为梁单元的加速度响应矢量；K为轴承-转子系统刚度矩阵；Gb为梁单元陀螺矩阵；/>为梁单元的速度响应矢量；Kb为梁单元刚度矩阵；Ω为轴承-转子系统的转速；/>为梁单元附加质量矩阵；u为梁单元的位移响应矢量；Fb为梁单元外力矢量。
6.根据权利要求2所述的一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位方法，其特征在于，所述系统动力学模型包括：
其中，Ms为轴承-转子系统质量矩阵；为轴承-转子系统的加速度响应矢量；Cs为轴承-转子系统阻尼矩阵；Ω为轴承-转子系统的转速；Gs为轴承-转子系统陀螺矩阵；/>为轴承-转子系统的速度响应矢量；Ks为轴承-转子系统刚度矩阵；us为轴承-转子系统的位移响应矢量；Qs为轴承-转子系统外力矢量。
7.根据权利要求2所述的一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位方法，其特征在于，对所述系统动力学模型进行求解，得到所述轴承-转子系统的加速度响应矢量，根据所述加速度响应矢量进行故障定位，具体包括：
对所述外圈故障系统动力学模型进行求解，得到所述轴承-转子系统的第一加速度响应矢量，根据所述第一加速度响应矢量判断所述轴承-转子系统的滚动轴承的外圈是否故障；
对所述内圈故障系统动力学模型进行求解，得到所述轴承-转子系统的第二加速度响应矢量，根据所述第二加速度响应矢量判断所述轴承-转子系统的滚动轴承的内圈是否故障；
对所述滚动体故障系统动力学模型进行求解，得到所述轴承-转子系统的第三加速度响应矢量，根据所述第三加速度响应矢量判断所述轴承-转子系统的滚动轴承的滚动体是否故障。
8.根据权利要求7所述的一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位方法，其特征在于，
根据所述第一加速度响应矢量判断所述轴承-转子系统的滚动轴承的外圈是否故障，具体包括：对所述第一加速度响应矢量随时间变化的第一时域图进行时频变换，得到第一频域图；对所述第一频域图进行包络处理，得到第一包络谱图；判断所述第一包络谱图是否在第一故障频率的倍频处出现共振峰，若是，则确定所述轴承-转子系统的滚动轴承的外圈故障，若否，则确定所述轴承-转子系统的滚动轴承的外圈不故障，以判断所述轴承-转子系统的滚动轴承的外圈是否故障；
根据所述第二加速度响应矢量判断所述轴承-转子系统的滚动轴承的内圈是否故障，具体包括：对所述第二加速度响应矢量随时间变化的第二时域图进行时频变换，得到第二频域图；对所述第二频域图进行包络处理，得到第二包络谱图；判断所述第二包络谱图是否在第二故障频率的倍频处出现共振峰，若是，则确定所述轴承-转子系统的滚动轴承的内圈故障，若否，则确定所述轴承-转子系统的滚动轴承的内圈不故障，以判断所述轴承-转子系统的滚动轴承的内圈是否故障；
根据所述第三加速度响应矢量判断所述轴承-转子系统的滚动轴承的滚动体是否故障，具体包括：对所述第三加速度响应矢量随时间变化的第三时域图进行时频变换，得到第三频域图；对所述第三频域图进行包络处理，得到第三包络谱图；判断所述第三包络谱图是否在第三故障频率的倍频处出现共振峰，若是，则确定所述轴承-转子系统的滚动轴承的滚动体故障，若否，则确定所述轴承-转子系统的滚动轴承的滚动体不故障，以判断所述轴承-转子系统的滚动轴承的滚动体是否故障。
9.根据权利要求8所述的一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位方法，其特征在于，
所述第一故障频率的表达式为：
其中，fout为第一故障频率；Nb为滚动体的个数；db为滚动体的直径；Dp为轴承节圆直径；α为接触角；fs为内圈旋转频率；
所述第二故障频率的表达式为：
其中，fin为第二故障频率；
所述第三故障频率的表达式为：
其中，fball为第三故障频率。
10.一种燃机动力涡轮端轴承-转子系统的故障定位系统，其特征在于，所述故障定位系统包括：
模型构建模块，用于建立考虑轴承故障条件下的燃机动力涡轮端的轴承-转子系统的系统动力学模型；
故障定位模块，用于对所述系统动力学模型进行求解，得到所述轴承-转子系统的加速度响应矢量，根据所述加速度响应矢量进行故障定位。
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Legal Events
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| PB01 | Publication | ||
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| SE01 | Entry into force of request for substantive examination | ||
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