设备状态检测与故障诊断 论文刘耕070.docx
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设备状态检测与故障诊断论文刘耕070
研究生课程考核试卷
科目:
设备状态监测与故障诊断
教师:
谢志江教授
姓名:
刘耕学号:
20110702001
专业:
机械制造类别:
学术
上课时间:
2012年3月至2012年5月
考生成绩:
卷面成绩
平时成绩
课程综合成绩
阅卷评语:
阅卷教师(签名)
第一题:
论齿轮啮合频率产生的机理及齿轮故障诊断方法
一、齿轮特征频率分析:
齿轮是一种较为复杂的成形零件,保证其制造和装配质量比较困难,特别是在高速重载下运行的齿轮,其工作条件更为恶劣,因此,齿轮的状态监测与故障诊断显得尤为重要。
齿轮是最常用的机械传动零件,齿轮故障也是转动设备常见的故障。
据有关资料统计,齿轮故障占旋转机械故障的10.3%。
齿轮故障可划分为两大类,一类是轴承损伤、不平衡、不队中、齿轮偏心、轴弯曲等,另一类是齿轮本身(即轮齿)在传动过程中形成的故障。
在齿轮箱的各零件中,齿轮本身的故障比例最大,据统计其故障率大于60%以上。
由于结构和工作原理上的一些特点,齿轮的振动型号较为复杂,在对其进行振动故障诊断时,往往需要同时在时域和频域上进行分析。
齿轮故障的特征频率基本上由两部分组成:
一部分为齿轮啮合频率机器谐波构成的载波型号;另一部分为低频成分(主要为转速频率)的幅值和相位变化所构成的调制型号。
调制信号包括了幅值调制和频率调制。
齿轮传动的特点是:
啮合过程中啮合点的位置和参与啮合的齿数都是周期性变化的,这就造成了齿轮轮齿的受力和刚度成周期性变化,由此而引起的振动必然含有周期性成分,反映这个周期性特征信号的就是啮合频率及其高次谐波。
1.齿轮的运动学分析如图1所示
图1齿轮运动学分析
因为
,且
,所以
。
然而,A、B又是从动轮的啮合点,但齿轮副只有一个啮合点时,随着啮合点沿着啮合线移动,从动轮的角速度存在着波动;但有两个啮合点时,因为只能有一个角速度,因而在啮合的齿轮产生弹性变形里,这个弹性变形随啮合点的位置、轮齿的刚度以及啮合的进入和脱开而变化,是一个随时间变化的力
。
因此,齿轮传动系统的啮合振动是不可避免的。
振动的频率就是啮合频率,也就是齿轮的特征频率,其计算公式如下:
齿轮的啮合频率:
啮合频率的高次谐波频率:
其中:
—齿轮轴的转速
,
—齿轮的齿数。
无论齿轮处于正常状态还是故障状态,在齿轮的振动信号中,啮合频率
这一振动分量始终都是存在的。
只有两种状态下的振动幅值大小有差异的。
齿轮啮合情况良好,啮合频率及其谐波的幅值相对较低。
因此需要分析下产生啮合频率的原因。
主要的原因有以下几种:
(1)在啮合过程中啮合的齿上所承受的载荷的变化
以渐开线圆柱直齿齿轮为例。
假设齿轮的重合度ε=1~2,传递的转矩不变。
则在齿轮的啮合过程中,由于单、双齿啮合的交替,会使原来由两对齿承担的载荷突然由一对齿承担,或者由一对齿承担的载荷突然由两对齿承担。
从而使作用在齿轮上的载荷发生突变。
如图2所示。
在双齿啮合E-F,G-H段,载荷较小,在单齿啮合段F-G,载荷较大。
齿上的载荷每啮合一次就发生一次变化,其变化频率为:
zω。
因此,负载变化的频率等于啮合频率
。
图2啮合时齿轮载荷分布图
2)节点附加的力方向和运动方向变化
如图3,设主动轮与从动轮在啮合线B2P区域任意点S点啮合时它们在S点的绝对速度分别是Vs1和Vs2。
由齿轮啮合原理可知,Vs1和Vs2沿N1N2方向的速度分量应相等:
图3齿轮在B2P啮合示意图
在P点处主动轮和从动轮之间没有相对滑动。
在啮合线B2P区域,主动轮和从动轮的相对运动是从动齿轮齿廓沿主动轮齿廓向主动轮的齿根处滑动,摩擦力方向与相对运动的方向相反,是指向齿根的齿廓切线方向;在啮合线B1P区域主动轮和从动轮的相对运动方向是从动轮齿廓沿主动轮齿廓向主动轮的齿顶处滑动,摩擦力方向与相对运动的方向相反,是指向齿顶的齿廓切线方向。
在啮合点P处主动轮和从动轮之间做出滚动,没有相对滑动,在此处没有摩擦力。
由此可以看出在一次啮合中,齿轮上的摩擦力方向以啮合点P为分界线发生一次变化,如图4所示。
在单位时间内的变化次数及变化频率为角速度和齿轮齿数的乘积。
因此,在节点附近力方向和运动方向的变化频率等于啮合频率
。
图4啮合时齿轮上摩擦力方向示意图
(3)啮合过程中,齿轮啮合处的刚度变化
如图5,以渐开线圆柱直齿齿轮为例。
假设齿轮的重合度ε=1~2,传递的转矩不变。
由于齿轮重合度的不为整数的原因,则在齿轮的啮合过程中,有时候一对齿啮合,有时两对齿啮合,在单齿啮合区B-C中齿轮的啮合综合刚度较小,齿轮弹性变形较大;在双齿啮合区A-B和C-D中,由两对齿承受载荷,齿轮啮合综合刚度较大,齿轮弹性变形较小。
此外,在啮合开始时的A点主动齿轮在齿根处啮合,弹性变形较小,从动齿轮在齿顶处啮合,弹性变形较大。
在啮合结束点D点,情况刚好相反。
这样在每啮合一次齿轮啮合处的刚度变化一次。
齿轮啮合处的刚度变化如图6所示。
其中(d)为齿轮啮合处的刚度变化图。
因此,啮合处得刚度变化频率等于啮合频率
。
图5齿轮啮合示意图
图6啮合时齿轮啮合刚度示意图
二、齿轮故障诊断方法:
常见的齿轮故障形式有四种:
即断齿、齿面磨损、齿面胶合和擦伤,以及齿面接触疲劳。
据国外抽样分析,齿轮各种故障的比例是:
断齿占41%;点蚀占31%;划痕占10%;磨损占10%;其他8%。
齿轮的各种故障在运行中都具体表现为一个传动误差,即齿轮在传递恒定扭矩时,输出轴的实际角位置,与理想的、没有误差和变形时输出轴角位置的差值,这个差值就构成了齿轮振动和噪音的主要激发源。
传动误差大,齿轮进入和脱离啮合时的碰撞就加剧,就会产生较高的振动峰值,并且形成短暂时间的幅值变化和相位变化。
幅值变化产生幅值调制,相位变化产生频率调制。
同故障产生不同的调制形式,因此齿轮故诊断分析方法有以下几种方法:
1.功率谱分析法:
功率谱分析可确定齿轮振动信号的频率构成和振动能量在各频率成分上的分布,是一种重要的频域分析方法。
幅值谱也能进行类似的分析,但由于功率谱是幅值的平方关系,所以功率谱比幅值谱更能突出啮合频率及其谐波等线状谱成分而减少了随机振动信号引起的一些“毛刺”现象。
振幅谱也能进行类似的分析,但由于功率谱是振幅的平方关系,所以功率谱比振幅谱更能突出啮合频率及其谐波等线状谱成分,而减少了随机振动信号引起的一些“毛刺”现象。
应用功率谱分析时,频率轴横坐标可采取线性坐标或对数坐标.
对数坐标(恒百分比带宽)适合故障概括的检测和预报,对噪声的分析与人耳的响应接近;但对于齿轮系统由于有较多的边频成分,采用线性坐标(恒带宽)会更有效。
2.边频带分析法
边频带出现的机理是齿轮啮合频率
的振动受到了齿轮旋转频率
的调制而产生,边频带的形状和分布包含了丰富的齿轮故障信息,要提取边频带信息,在频谱分析时必须有足够高的频率分辨率。
当边频带谱线的间隔小于频率分辨率时,或谱线间隔不均匀,都阻碍边频带的分析,必要时应对感兴趣的频段进行频率细化分析(ZOOM分析),以准确测定边频带间隔,见图7:
图7工程实际使用的频谱图
a)幅值谱b)细化后的边频带
一般从两个方面进行频带分析,一是利用变频带的频率对称性,找出
的频率关系,确定是否为一组边频带。
二是比较各次测量中边频带振幅的变化趋势。
根据边频带呈现的形式和间隔,有可能得到以下信息:
1)当边频间隔为旋转频率
时,可能为齿轮偏心、齿距的缓慢的周期变化及载荷的周期波动等缺陷存在,齿轮每旋转一周,这些缺陷就重复作用一次,即这些缺陷的重复频率与该齿轮的旋转频率相一致。
旋转频率
指示出问题齿轮所在的轴。
2)齿轮的点蚀等分布故障会在频谱上形成类似1)的边频带,但其边频阶数少而集中在啮合频率及其谐频的两侧(参见图9)。
3)齿轮的剥落、齿根裂纹及部分断齿等局部故障会产生特有的瞬态冲击调制,在啮合频率其及谐频两侧产生一系列边带。
其特点是边带阶数多而谱线分散,由于高阶边频的互相叠加而使边频族形状各异。
(参见图10)。
严重的局部故障还会使旋转频率
及其谐波成分增高。
图9图10
3.倒频谱分析法:
对于同时有数对齿轮啮合的齿轮箱振动频谱图,由于每对齿轮啮合时都将产生边频带,几个边频带交叉分布在一起,仅进行频率细化分析识别边频特征是不够的;由于倒频谱处理算法将功率谱图中的谐波族变换为倒频谱图中的单根谱线,其位置代表功率谱中相应谐波族(边频带)的频率间隔时间(倒频谱的横坐标表示的是时间间隔,即周期时间),因此可解决上述问题。
图11用倒频谱分析齿轮箱振动信号中的边频带
功率谱:
频率f/kHz;倒频谱:
周期时间τ/ms
图11是某齿轮箱振动信号的频谱,图11-a的频率范围为0~20kHz,频率分辨率为50Hz,能观察到啮合频率为4.3kHz及其二次三次谐波,但很难分辨出边频带。
图11-b的频率范围为3.5~13.5kHz,频率分辨率为5Hz,能观察到很多边频带,但仍很难分辨出边频带。
图11-c的频率范围进一步细化为7.5~9.5kHz,频率分辨率不变,可分辨出边频带,但还有点乱。
若进行倒频谱分析,如图11-d所示,能很清楚地表明对应于两个齿轮副的旋转频率(85Hz和50Hz)的两个倒频分量(Ai和Bi)。
倒频谱的另一个主要优点是对于传感器的测点位置或信号传输途径不敏感以及对于幅值和频率调制的相位关系不敏感。
这种不敏感,反而有利于监测故障信号的有无,而不看重某测点振幅的大小(可能由于传输途径而被过分放大)。
第二题:
论滚动轴承故障的特征频率推导计算
1、滚动轴承的振动分析
滚动轴承的振动可由外部振源引起,也可由轴承本身的结构特点及缺陷引起。
此外,润滑剂在轴承运转时产生的流体动力也可以是振动(噪声)源。
上述振源施加于轴承零件及附近的结构件上时都会激励起振动。
滚动轴承的振动复杂多样,它所造成的振动大致分为以下三类:
(一)与轴承变形有关的振动:
轴承是一弹性变形体,轴承受载荷时,由于承载滚动体的不断变换使得轴承在运行时发生弹性振动。
它与轴承的异常状态无关。
(二)与轴承加工有关的振动:
轴承各元件在加工中不可避免地出现加工误差。
如表面波纹、轻微的擦痕、装配误差等均会引起轴承振动。
(三)轴承在运行时发生故障而引起的振动:
轴承在实际运行过程中,由于发生破碎、断裂、剥落等故障而产生振动。
这些振动反应了轴承的损伤情况,所以是应该注意的,这类振动所产生的振动信号是监测分析的对象。
1.滚动轴承的基本参数
1.1滚动轴承的典型结构
滚动轴承的典型结构如图1所示,它由内圈、外圈、滚动体和保持架四部分组成。
图1滚动轴承的典型结构
滚动轴承的主要几何参数:
轴承节径D:
轴承滚动体中心所在的圆的直径
轴承节径D:
轴承滚动体中心所在的圆的直径
滚动体直径d:
滚动体的平均直径
内圈滚道半径r1:
内圈滚道的平均半径
外圈滚道半径r2:
外圈滚道的平均半径
接触角α:
滚动体受力方向与内外滚道垂直线的夹角
滚动体个数Z:
滚珠或滚珠的数目
1.2滚动轴承的特征频率
为分析轴承各部运动参数,先做如下假设:
(1)滚道与滚动体之间无相对滑动;
(2)承受径向、轴向载荷时各部分无变形;
(3)内圈滚道回转频率为fi;
(4)外圈滚道回转频率为fO;
(5)保持架回转频率(即滚动体公转频率为fc)。
参见图1,则滚动轴承工作时各点的转动速度如下:
内滑道上一点的速度为:
Vi=2πr1fi=πfi(D-dcosa)
外滑道上一点的速度为:
VO=2πr2fO=πfO(D+dcosa)
保持架上一点的速度为:
Vc=1/2(Vi+VO)=π
由此可得保持架的旋转频率(即滚动体的公转频率)为:
从固定在保持架上的动坐标系来看,滚动体与内圈作无滑动滚动,它的回转频率之比与d/2r1成反比。
由此可得滚动体相对于保持架的回转频率(即滚动体的自转频率,滚动体通过内滚道或外滚道的频率)
根据滚动轴承的实际工作情况,定义滚动轴承内、外圈的相对转动频率为
一般情况下,滚动轴承外圈固定,内圈旋转,同时考虑到滚动轴承有Z个滚动体,则滚动轴承的特征频率如下:
滚动体在外圈滚道上的通过频率zfoc为:
滚动体在内圈滚道上的通过频率Zfic为:
滚动体在保持架上的通过频率(即滚动体自转频率fbc)为:
1.3滚动轴承的固有振动频率
滚动轴承在运行过程中,由于滚动体与内圈或外圈冲击而产生振动,这时的振动频率为轴承各部分的固有频率。
固有振动中,内、外圈的振动表现最明显,如图2所示
图2 滚动轴承套圈横截面简化图与径向弯曲振动振型示意图
轴承圈在自由状态下的径向弯曲振动的固有频率为:
式中n—振动阶数(变形波数),n=2,3,…;
E—弹性模量,钢材为210GPa;
I—套圈横截面的惯性矩,mm4;
γ—密度,钢材为7.86X10-6kg/mm3;
A—套圈横截面积,A≈bh,mm2;
D—套圈横截面中性轴直径,mm;
g—重力加速度,g=9800mm/S2。
有时钢球也会产生振动,钢球振动的固有频率为:
式中R—钢球半径;
E—弹性模量,钢材为210GPa;
γ—密度,钢材为7.86X10-6kg/mm3;
g—重力加速度,g=9800mm/S2。
2、正常轴承振动信号特征
正常的轴承也有相当复杂的振动和噪声,有些是由轴承本身结构特点引起的;有些和制造装配有关,如滚动体和滚道的表面波纹、表面粗糙度以及几何精度不够高,在运转中都会引起振动和噪声。
1.轴承结构特点引起的振动
滚动轴承在承载时,由于在不同位置承载的滚子数目不同,因而承载刚度会有所变化,引起轴心的起伏波动,振动频率为Zfoc(图3)。
要减少这种振动的振幅可以采用游隙小的轴承或加预紧力去除游隙。
2.轴承钢度非线性引起的振动
滚动轴承的轴向刚度常呈非线性(图4),特别是当润滑不良时,易产生异常的轴向振动。
在刚度曲线呈对称非线性时,振动频率为fn,2fn.,3fn,…;在刚度曲线呈非对称非线性时,振动频率为
…分数谐频(fn为轴回转频率)。
这是一种自激振动,常发生在深沟球轴承,自调心球轴承和滚柱轴承不常发生。
图3 滚动轴承的承载刚度和滚子位置的关系
图4 轴承的轴向刚度
3.轴承制造装配的原因
3.1加工面波纹度引起的振动
由轴承零件的加工面(内圈、外圈滚道面及滚动体面)的波纹度引起的振动和噪声在轴承中比较常见,这些缺陷引起的振动为高频振动(比滚动体在滚道上的通过频率高很多倍)。
高频振动及轴心的振摆不仅会引起轴承的径向振动,在一定条件下还会引起轴向振动。
表1列出的振动频率与波纹度峰数的关系。
表中,n为正整数,Z为球(滚动体)数,fic为单个滚动体在内圈滚道上的通过频率,fc为保持架转速,fbc为滚动体相对于保持架的转动频率。
表1振动频率与波纹度峰数的关系
3.1轴承偏心引起的振动
如图5所示,当轴承游隙过大或滚道偏心时都会引起轴承振动,振动频率为nfn,fn为轴回转频率,n=1,2,…。
3.2滚动体大小不均匀引起轴心摆动
如图6所示,滚动体大小不均匀会导致轴心摆动,还有支承刚性的变化。
振动频率为fc和nfc士fn,n=1,2,…,此处fc为保持架回转频率,fn为轴回转频率。
图5 轴承偏心引起的轴承振动 图6 滚动体大小不均匀引起的轴心摆动
3.3轴弯曲引起轴承偏斜
轴弯曲会引起轴上所装轴承的偏移,造成轴承振动。
轴承的振动频率为nfc士fn,n=1,2,…。
此处fc为保持架回转频率,fn为轴回转频率。
4.滚动轴承的声响
滚动轴承在运转时由于各种原因会产生振动,并通过空气传播成为声音,声音中包含着轴承状态的信息。
轴承声响有如下几种:
轴承本质的声音是一切轴承都有的声音。
滚道声是滚动体在滚动面上滚动而发生的,是一种滑溜连续的声音。
它与套圈的固有振动有关,频率一般都在1kHz以上,并与轴承转速有关。
辗压声主要发生在脂润滑的低速重载圆柱滚动轴承中,类似于“咯吱咯吱”的声音。
保持架声音是由保持架的自激振动引起的,保持架振动时会与滚动体发生冲撞而发出声音。
高频振动声是由加工面的波纹度引起的振动而发出的声音。
在与使用有关的声音中,伤痕声是由滚动面上的压痕或锈蚀引起的,为周期性的振动和声音。
尘埃声是非周期性的。
综合以上所述,正常的轴承在运转时也会有十分复杂的振动和声响,而故障轴承的声音则更复杂。
3、故障轴承振动信号特征
轴承发生故障后,其振动特征会有明显的变化,主要有以下几方面:
1.疲劳剥落损伤
当轴承零件上产生了疲劳剥落坑后(图7以夸大的方式画出了疲劳剥落坑),在轴承运转中会因为碰撞而产生冲击脉冲。
图8给出了钢球落下产生的冲击过程的示意图。
在冲击的第一阶段,在碰撞点产生很大的冲击加速度〔图8(a)和(b)〕,它的大小和冲击速度v成正比(在轴承中与疲劳损伤的大小成正比)。
第二阶段,构件变形产生衰减自由振动(图c),振动频率取决于系统的结构,为其固有频率(图d)。
振幅的增加量A也与冲击速度v成正比(图e)。
在滚动轴承剥落坑处碰撞产生的冲击力的脉冲宽度一般都很小,大致为微秒级。
因力的频谱宽度与脉冲持续时间成反比,所以其频谱可从直流延展到100~500kHz。
疲劳剥落损伤可以在很宽的频率范围内激发起轴承传感器系统的固有振动。
由于从冲击发生处到测量点的传递特性对此有很大影响,因此测点位置选择非常关键,测点应尽量接近承载区,振动传递界面越少越好。
图7轴承零件上的疲劳剥落坑
有疲劳剥落故障轴承的振动信号如图9(a)所示,图9(b)为其简化的波形。
T取决于碰撞的频率,T=1/f碰。
在简单情况下,碰撞频率就等于滚动体在滚道上的通过率ZFic或Zfoc或滚动体自转频率fbc。
图8冲击过程示意图
图9有疲劳剥落故障轴承的振动信号
2.磨损
随着磨损的进行,振动加速度峰值和RMS值缓慢上升,振动信号呈现较强的随机性,峰值与RMS值的比值从5左右逐渐增加到5.5~6。
如果不发生疲劳剥落,最后振动幅值可比最初增大很多倍,变化情况见图10。
3.胶合
图11为一运转过程中发生胶合的滚动轴承的振动加速度及外圈温度的变化情形。
在A点以前,振动加速度略微下降,温度缓慢上升。
A点之后振动值急剧上升,而温度却还有些下降,这一段轴承表面状态已恶化。
在B点以后振动值第二次急剧上升,以致超过了仪器的测量范围,同时温度也急剧上升。
在B点之前,轴承中已有明显的金属与金属的直接接触和短暂的滑动,B点之后有更频繁的金属之间直接接触及滑动,润滑剂恶化甚至发生炭化,直至发生胶合。
从图中可以看出,振动值比温度能更早地预报胶合的发生,由此可见轴承振动是一个比较敏感的故障参数。
图10轴承磨损时振动加速度
图11发生胶合的轴承试验曲线
当轴承出现故障后,在其振动频谱中会出现其特征频率的谱峰。
但在实际中,谱峰的频率并不总是精确地等于理论计算值。
这主要是由于滚动体并非作纯滚动,实际轴承的几何尺寸误差以及轴承安装后的变形等因素造成的。
所以在频谱图上寻找各特征频率时,需在计算的频率值的上下找其近似的值作为诊断依据。
另外,上面各特征频率的计算公式都是以一个剥落坑与一个滚动体接触为前提的。
所以在实际应用时,在上述计算公式上还得乘上滚动体数。
此外,随着故障程度的增加,经常还会出现一些以特征频率为主频,以轴频为差值的调制边频现象。
而当内圈、外圈和滚子同时出现故障时,由频谱分析明确诊断故障比较困难。
由于润滑不良和混入异物等原因使滚动元件表面劣化,致使滚动表面原来的凹凸不平程度变得更加厉害。
这种凹凸不平具有随机性,因此由此而引起的振动也保持其随机性,只是由于凹凸形状的变大,相应的激振力也会增大。
因此由此产生的振动,其振幅也会相应增大。
当轴承的滚动体表面产生剥落和裂纹等局部缺陷时,随着轴承的运转,缺陷部分每当与其它元件表面接触一次就会产生一个冲击脉冲力,该脉冲具有明显的周期性,这种周期性脉冲一旦出现,就说明该轴承的某个元件已产生了某种缺陷。
轴承内、外圈上出现裂纹或点蚀后,轴承产生的振动波形是不同的。
当轴承外表面产生剥落时,由于外圈固定不动,其承受力不变,时域波形呈现出一串等幅值脉冲波形;而当轴承内圈产生剥落时,由于内圈随轴旋转,因此承受的压力具有周期性的变化,其时域波形呈现出脉冲幅值受到某一低频信号的调制现象。
第三题:
齿轮箱状态在线监测与故障诊断系统设计
一、齿轮箱状态检测与故障诊断系统发展概况
工况监视与故障诊断近20年来受到国内外各界的广泛重视,并逐渐成为设备管理与维护领域不可或缺的重要环节。
齿轮箱作为机械设备中一种必不可少的连接和传递动力的通用零部件,在航空工业、电力系统、农业机械、运输机械、冶金等现代工业发展中得到了广泛的应用。
它一般由齿轮、轴承、轴和箱体等零部件组成。
在今天科学技术飞速发展的时代,机械装备向着大型化、高效率、高强度、自动化和高性能的方向发展,作为传递动力的齿轮装置几乎在任何大型设备中都具有重要的作用。
所以工程界对齿轮箱运行状态的关注也由以前的漠视转变为关心。
齿轮箱种类繁多,安装于设备的位置也大相径庭,一些齿轮箱置于设备的外侧或易于观测的位置,其运行状态可以使用一些简易工具就能判断出来。
如:
许多矿山机械上的变速箱。
但是有些齿轮箱安装隐蔽、结构复杂、难于拆卸,需要对其状态进行自动监测和不解体诊断。
基于上述原因,本文开展了对实现齿轮箱状态监测及故障诊断方法的研究。
研究中所涉及的信号处理问题,如:
时域下的常规处理、频域分析以及能量谱分析等。
这些都是故障诊断领域的经典问题,对它们的研究具有重要理论和学术价值。
研究中所涉及的专家系统原理,如:
人工神经网络、灰色理论和数据融合是智能模式识别方法的一部分。
将它们应用于齿轮箱状态监测与故障诊断中,对发展与完善传动箱乃至整个诊断理论体系都有积极的推动作用。
二、齿轮箱状态检测与故障诊断系统基本规划
设备正常运转起来的时候,因为各零部件的相互间作用,会产生一定的振动,但这种振动比较平稳。
当零部件发生异常时,会出现振动增大,振动性质改变等现象。
本文是通过对振动信号的分析,来实现监测和诊断。
这种方法可以在不停机的情况下,了解设备的运转情况,判定故障部位、原因等。
从前面的理论中可以得知,当齿轮箱出现不同部位的故障时,采用振动分析法,通过对振动信号进行降噪、滤波、时域、频域分析,以达到实时监测的目的。
本文的基本思路为:
数据采集系统采集振动信号,通过数据采集卡输入到工控机中,在虚拟仪器平台开发的软件中对振动信号进行分析处理,以达到在线监测和故障诊断的目的。
1.系统硬件选定
近年来由于PC技术的发展,采用高性能的PC作为一般运算负载的服务器已经成为普遍现象,P
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- 设备状态检测与故障诊断 论文 刘耕 070 设备 状态 检测 故障诊断