РОЗДІЛ 2
ДОСЛІДЖЕННЯ МЕХАНІЗМУ ПОХОДЖЕННЯ ВІБРАЦІЙ В КОНІЧНИХ РОЛИКОПІДШИПНИКАХ
2.1. Структурна вібрація роликопідшипників
Однією з основних задач, що стоять у даний час перед вітчизняною підшипниковою промисловістю, є зниження рівнів вібрації і шуму підшипників кочення. Головним напрямком рішення цієї задачі є вдосконалення технології виготовлення підшипників: підвищення геометричної точності кілець і тіл кочення (кульок і роликів), зменшення шорсткості робочих поверхонь, використання ізотропних по пружних властивостях вихідних матеріалів, забезпечення високого ступеня очищення мастильних матеріалів і деталей, а також чистоти складання, належних умов монтажу й експлуатації. Очевидно, що здійснення перерахованих заходів вимагає великих витрат і повинне бути економічно обґрунтоване. Деталі сучасних високоточних і малошумних підшипників повинні відповідати настільки високим вимогам, що реалізувати ці вимоги в умовах масового і, тим більше, серійного багатономенклатурного виробництва стає проблематично і досить дорого. У зв'язку з цим виникає питання про те, до якого ступеня варто посилювати допуски на параметри підшипників, де та нижня межа, за яким рівень вібрації визначається вже не похибками деталей підшипників, а їх структурними властивостями.
Відомо, що навіть у тих випадках, коли підшипник можна вважати ідеальним з погляду відсутності похибок геометрії і ізотропності матеріалів деталей, наявності між кільцями і тілами кочення нерозривної пружногідродинамічної мастильної плівки абсолютно чистого від забруднень мастильного матеріалу, підшипник усе-таки вібрує. Подібна вібрація, властива не тільки ідеальним, але в ще більшій мірі і реальним підшипникам, обумовлена їхньою будовою чи, інакше кажучи, структурою, і тому названа структурною вібрацією, що пояснюється, головним чином, двома причинами [60, 197].
Першою причиною є згинаючі деформації кілець підшипника силами, що діють на них з боку тіл кочення. Кільця підшипника згинаються під дією контактних навантажень з боку тіл кочення, приймаючи форму обертового разом з ними багатогранника. Подібні згинаючі деформації передаються на інші деталі машин чи поширюються в навколишньому середовищі (наприклад у повітрі) у вигляді акустичних хвиль - шуму. Частотами такої вібрації є частота проходження тіл кочення по кільцю і кратні частоти : qzfc, де q=1,2, ...; z - число тіл кочення; fc - частота обертання сепаратора. У більшості машин і приладів практичне значення можуть мати, головним чином, згинаючі деформації зовнішніх кілець підшипників [48, 60, 197].
Другою причиною структурної вібрації є коливання жорсткості підшипника при обертанні в результаті дії радіальної складової навантаження. В міру переміщення тіл кочення щодо лінії дії радіального навантаження жорсткість підшипника змінюється періодично з частотами, кратними частоті проходження кульок по необертовому кільцю. Розглядаючи найбільш розповсюджену схему обертового внутрішнього і необертового зовнішнього кілець, одержимо, що в результаті коливань жорсткості будуть виникати відносні переміщення кілець підшипника на тих же частотах, що й у першому випадку [197].
Варто помітити, що незважаючи на очевидність зазначених причин структурної вібрації підшипників, у науково-технічній літературі відсутні систематизовані кількісні оцінки її значимості. Зрозуміло, що рівень такої вібрації відносно невеликий у силу високої жорсткості кілець підшипників, малих значень відношення радіального навантаження до осьового при умовах, характерних для експлуатації більшості типорозмірів підшипників. У підшипниках невисокої точності така вібрація помітно не виявляється. У той же час, із збільшенням точності підшипників, структурна вібрація може грати усе більш помітну роль, і тому необхідна науково-обгрунтована оцінка її значимості [20, 143].
Оцінку значимості структурної вібрації підшипників можна здійснити двома способами. По-перше, порівнюючи розрахункові значення амплітуд зі значеннями, які реєструються на практиці. По-друге, зіставляючи розрахункові значення амплітуд структурної вібрації і вібрації, обумовленої похибками підшипників. В обох випадках порівнюватися повинні амплітуди гармонік вібрації на частотах qzfc. Перший спосіб оцінки не викликає утруднень, якщо вирішена задача структурної вібрації підшипника і знайдені амплітуди віброприскорень точок зовнішніх кілець при практичних вимірюваннях. Другий спосіб потребує деякого пояснення.
Теорія неідеальних кулькових підшипників з геометричними похибками робочих поверхонь кілець і кульок дозволяє пов'язати спектр похибок зі спектром вібрації [60]. Оскільки структурна вібрація має місце тільки на частотах qzfc, для проведення порівняння зі спектра вібрації неідеального кулькового підшипника повинні бути виділені саме ці гармонійні складові. З теорії випливає, що вібрація на частотах qzfc викликається тільки похибками геометрії зовнішнього кільця (у припущенні про ізотропність пружних властивостей матеріалу), причому гармоніками похибок з номерами . Середньоквадратичне значення амплітуди вібропереміщень зовнішнього кільця, як твердого тіла, при цьому дорівнює [48]
, (2.1)
перша гармоніка вібропереміщення, що має найбільше значення (на частоті проходження тіл кочення по зовнішньому кільцю zfc) обумовлюється гармоніками похибок геометрії зовнішнього кільця з номерами і , що, без врахування фаз, складаються в (2.1) середньоквадратичні.
Таким чином, для оцінки значимості структурної вібрації роликового підшипника другим способом варто розрахувати амплітуду першої гармоніки структурної вібрації від двох розглянутих джерел і провести її пряме порівняння з амплітудами гармонік хвилястості зовнішнього кільця з номерами і .
Вирішимо задачу структурної вібрації роликового підшипника, обумовленої двома названими причинами, на основі цього рішення розрахуємо амплітуди віброприскорень і вібропереміщень поверхонь зовнішніх кілець, найбільш розповсюджених у машино- і приладобудуванні роликових підшипник