基于頻譜分析的高速車床噪聲分析與控制

尹闊，吳慧敏

通用技術(shù)集團大連機床有限責任公司 遼寧大連 116620

1 序言

目前，我國制造業(yè)正推動著金屬切削機床向高速度、高精度和高效方向發(fā)展。高速電動機廣泛應用于數(shù)控機床，以滿足現(xiàn)代高速、高效金屬切削的需要。

機床的主軸轉(zhuǎn)速上升時，主軸線速度必然會上升，可能會產(chǎn)生高分貝的噪聲[1，2]。因此，如何在提高機床速度的同時，將機床噪聲的聲壓級控制在國標規(guī)定的83dB（A）以內(nèi)，是一個必須認真思考的課題。

為了滿足市場需求，我廠開發(fā)了某型號高速數(shù)控車床，車床最大主軸轉(zhuǎn)速為5000r/min。由于主軸端的帶傳動，噪聲控制相對比較困難。通過噪聲識別、分析和解決方案的制定，有效降低了噪聲聲壓級，為后續(xù)機床的優(yōu)化提供參考。

2 噪聲產(chǎn)生機理

機械設(shè)備運轉(zhuǎn)時，部件間存在著摩擦力、撞擊力或不平衡力等，導致機械部件和殼體產(chǎn)生振動，從而產(chǎn)生了機床噪聲[3]。

機械設(shè)備的類型和大小具有多樣性，沒有完全統(tǒng)一的噪聲標準。通常情況下，可通過測量機械結(jié)構(gòu)振動值的大小來評估，國際標準ISO 10186根據(jù)不同機械設(shè)備提供了不同功率的機械振動允許值，如圖1所示。

圖1 機械振動允許值

3 噪聲識別、分析及降噪

根據(jù)機床技術(shù)參數(shù)，該型號數(shù)控車床主軸最高轉(zhuǎn)速為5000r/min?？紤]到車床的高轉(zhuǎn)速會帶來噪聲高的問題，設(shè)計上已采取了A2-5型式、內(nèi)徑定心等措施。但是兩臺數(shù)控車床樣機試制出來后，最高轉(zhuǎn)速空運轉(zhuǎn)時，仍出現(xiàn)了尖銳的不規(guī)則沖擊聲，持續(xù)運轉(zhuǎn)時有起伏變化的波動沖擊聲，噪聲不合格問題顯著。需要對車床樣機的噪聲進行檢測分析，尋找噪聲來源，分析噪聲形成原因，從而采取相應對策以減少噪聲，為車床的批量投產(chǎn)做好準備。

3.1 噪聲源的識別

通常情況下，高速數(shù)控車床的噪聲聲壓級大于正常標準值是由于車床部件結(jié)構(gòu)的振動引起的[4]，因此減小振動噪聲必須識別出主要噪聲源。使用北京東方所的噪聲動態(tài)測試系統(tǒng)對噪聲信號進行頻譜分析，能夠快速和準確地識別出該車床的高頻噪聲源。

表1 空運轉(zhuǎn)工況頻率峰值

表2 切削工況頻率峰值

可以看出，空運轉(zhuǎn)工況下，主軸運轉(zhuǎn)對應的轉(zhuǎn)速n與頻率峰值f均近似滿足n=60f，由此判斷噪聲源為主軸旋轉(zhuǎn)部件結(jié)構(gòu)。

由于金屬切削加工時，切削用量不僅直接影響工件的加工精度與加工質(zhì)量，也關(guān)系著加工噪聲的大小，因此，工件的加工要嚴格按照工藝要求進行切削，避免額外噪聲的產(chǎn)生。

通過表1和表2的對比，可以確定兩臺樣機的噪聲主要來源均為主軸部件結(jié)構(gòu)。

3.2 低頻沖擊聲的分析與解決

機床運轉(zhuǎn)時發(fā)出的低頻沖擊聲（表現(xiàn)為咯噠聲），通常是由于主軸兩端的軸承低頻振動造成的。產(chǎn)生低頻振動噪聲常見的原因主要有軸承安裝位置錯誤、軸承松動或磨損破壞等[5]。主軸內(nèi)部軸承分為內(nèi)圈、外圈、滾動體和保持架。外圈設(shè)置在軸承座上，內(nèi)圈裝置會對主軸軸心的整體運行產(chǎn)生影響。

兩臺樣機均由成對的角接觸球軸承做前后支承，軸承承受徑向載荷和軸向載荷。外圈固定，內(nèi)圈轉(zhuǎn)動。軸承故障特征頻率計算公式如下[6]。

外圈故障頻率

內(nèi)圈故障頻率

三、試驗菌種畝用量及小區(qū)用量：百沃10公斤、454克；盧博士1公斤、45.4克；宏陽10公斤、454克；維恩倍爾25克、1.13克；鑫鑫盛達1公斤、45.4克。

滾動體單故障頻率

保持架外圈故障頻率

式中，r是軸承轉(zhuǎn)速（r/min）；n是滾珠個數(shù)（個）；d是滾動體直徑（mm）；D是軸承節(jié)徑（mm）；α是滾動體接觸角（°）。

將三相加速度傳感器放置于主軸箱靠近軸承位置，無需拆卸主軸等，并采用SmartBalancer頻譜分析儀實時振動測試，以進行振動信號的實時采集分析。振動監(jiān)測時需要主軸轉(zhuǎn)動參數(shù)、安裝刀具數(shù)量和傳感器位置與以往檢測相同，統(tǒng)計的測量數(shù)據(jù)才能夠真實體現(xiàn)出結(jié)構(gòu)故障的變化趨勢。

根據(jù)上述方法，對兩臺樣機進行了1個月相同間隔時間內(nèi)的連續(xù)測量，在0～1000Hz頻率范圍內(nèi)，軸承內(nèi)圈故障頻率約為322.7Hz，而且出現(xiàn)每一次測量信號幅值都比前一次上升的現(xiàn)象，結(jié)合軸承故障特征頻率計算值綜合考慮，即可確定該軸承的內(nèi)圈已經(jīng)發(fā)生了缺陷。

從測試結(jié)果（見圖2）中可以看出，內(nèi)圈故障頻率兩側(cè)都有明顯邊頻帶，表明該內(nèi)圈故障缺陷在該段工況運行時段內(nèi)不斷擴大，導致了測量信號幅值的增大。

圖2 內(nèi)圈故障測試結(jié)果

通過拆解，發(fā)現(xiàn)軸承內(nèi)圈已經(jīng)出現(xiàn)了缺陷，推測這種缺陷可能是由于主軸內(nèi)部傳動結(jié)構(gòu)出現(xiàn)問題，或是由于軸承安裝和潤滑等原因?qū)е碌?。更換軸承做好潤滑措施后，進行測試，發(fā)現(xiàn)低頻沖擊噪聲降低到相對微弱的程度，滿足了機床的技術(shù)驗收要求。

3.3 波動沖擊聲的分析與解決方案

根據(jù)空運轉(zhuǎn)工況和切削工況下的試驗結(jié)果對比發(fā)現(xiàn)，由于兩種工況任何一種轉(zhuǎn)速下，兩臺樣機都會產(chǎn)生波動變化的沖擊聲音，變化幅度相同，且非常清晰，所以通過人工計數(shù)的方法就可以得到該噪聲在每分鐘的起伏次數(shù)，進而得到振動頻率。經(jīng)試驗后多次計算，確定振動頻率為2.3Hz。

多次試驗驗證后，證實了波動沖擊聲是由傳動帶振動產(chǎn)生的，其振動頻率與計算得到的波動沖擊聲的振動頻率基本相同。這是由于傳動帶的橫向振動會引起傳動帶拉力變化，被動帶輪的速度隨之變化波動。帶輪與傳動帶為嚙合傳動，側(cè)向存在間隙，傳動帶速度變化會導致傳動過程中發(fā)生瞬間脫離嚙合，從而產(chǎn)生沖擊噪聲。

下面進行解決方案的研究。通常情況下，傳動帶橫向振動可以類比弦振動。因此其振動頻率經(jīng)驗公式為

式中，L是傳動帶長度（mm）；T是張緊力（N）；ρ是單位長度（mm）。

可以明顯看出傳動帶長度與其振動頻率成反比關(guān)系。要減小振動頻率，必須增大傳動帶長度，即增大主動帶輪與被動帶輪間的中心距。因此，采用了給主軸箱加高50mm，并且更換加長新傳動帶的方案進行試驗。試驗結(jié)果為波動沖擊聲明顯減小，而且變化幅度非常微弱。進而說明了傳動帶的橫向振動為產(chǎn)生波動沖擊噪聲的根本原因。

因此，如何減小或者消除傳動帶振動是非常關(guān)鍵的。兩臺樣機裝配過程中都是4根傳動帶為一組以傳動高轉(zhuǎn)速的，并且通過觀察發(fā)現(xiàn)，傳動時有一根或兩根傳動帶抖動比較劇烈，結(jié)合上述振動頻率經(jīng)驗公式，可以判斷出同組傳動帶的長短可能不相同，或者傳動帶的張緊力不同，導致發(fā)生振動。

綜合以上分析，制定新方案為在其中一臺樣機上更換傳動帶長度和質(zhì)量都相同的傳動帶組，適當增加傳動帶張緊力。多次試驗兩臺樣機對比結(jié)果后，證明新方案基本消除了傳動帶振動，波動沖擊噪聲降低明顯。

4 結(jié)束語

1）由于該高速數(shù)控車床噪聲來源主要是車床主軸箱部件結(jié)構(gòu)的高速運轉(zhuǎn)造成的，因此主軸結(jié)構(gòu)的精度、軸承和轉(zhuǎn)動部件等相關(guān)結(jié)構(gòu)狀態(tài)變化都有可能引起噪聲，需要逐步分析判斷。

2）經(jīng)過多次試驗對比后發(fā)現(xiàn)，高速數(shù)控車床發(fā)出不悅耳的低頻沖擊噪聲的原因是軸承內(nèi)圈問題，與安裝、潤滑等因素有關(guān)，更換軸承后解決了低頻沖擊噪聲問題。

3）傳動帶振動是產(chǎn)生聲音起伏變化的波動沖擊聲常見因素。需要選用質(zhì)量一致、同組傳動帶長度相同的傳動帶組，可以適當?shù)卦黾觽鲃訋埦o力，從而達到消除或減輕這種現(xiàn)象的目的。

4）機床運行時包括多種噪聲源，除了文中提到的噪聲源外，還存在機械噪聲、電磁噪聲、風噪聲及液壓部件噪聲等。利用噪聲分析系統(tǒng)有針對性地檢測，能夠高效、準確地識別機床的低高頻噪聲源及其他噪聲源，正確地分析判斷故障點。

20221115