整机故障（共6篇）
整机故障 篇1
(1) 驱动轮打滑。常见的原因是田里水过浅、驱动轮夹泥或缠草、犁深超过规定或稻草太多。
(2) 转向操作时感到费力。常见的原因是后支承滑板升降高度不合适、牵引轴承内无润滑油或转向机构缠有杂物。
(3) 铧式犁不入土。常见的原因是入土角太小、犁铧挂草过多、调节销调整不当、土质过硬或犁铧刃口过度磨损。
(4) 沟底不平, 耕深不一致。常见的原因是机件变形或后支承滑板紧固螺栓松动。
(5) 犁底不平, 重耕、漏耕。常见的原因是装配处联接松动、驱动轮变形、限位板松动、后支承板调整螺栓松动或犁铧安装不正确。
(6) 发动机冒黑烟甚至熄火。常见的原因是犁田过深、阻力过大、缠草过多、传动齿轮打坏、传动齿轮卡死、发动机功率不足或驱动轮装反。
(7) 驱动轮行走不正。常见的原因是牵引架变形、驱动轮紧固螺栓松动或驱动轮变形。
(8) 齿轮箱漏油或进泥水。常见的原因是油封安装方向不对、油封损坏或轴承座盖螺栓松动。
(9) 传动带打滑。常见的原因是带过松、犁入土过深、田里水浅或驱动轮夹泥缠草使阻力过大。
(10) 各种滚耙、蒲滚沉重, 拉动吃力。常见的原因是滚筒中心有孔洞, 管内灌满了水或两端轴承损坏。
整机故障 篇2
入职开始手机整机测试的培训到现在，已经差不多半个月的时间。在这半个月的时间里，我对安卓测试这个岗位的认知也有了一个从无到有的认识转变的过程，我是去年毕业，之前从事过安卓软件开发的工作，对测试这一块起初的理解不是太准确，比较肤浅的一个认知。我过去认为安卓测试就是主要是测试软件的功能和找bug，但是培训了半个月，认识到所谓的测试并不是仅仅单纯地检测软件模块，范围还涉及到手机本身硬件得日常维护，包括每日系统级的monkey测试，手机所处环境变化的检测，温度，力度，耐摔等硬件性能指标的考核。
我从刚入职参加培训到现在，每天导师都会分配任务，不懂不明白的地方可以向导师向同事请教。我入职的时候已经是团队做项目的后期时段，所以刚来的前几天，主要就是熟悉了解现在项目的测试方向和测试对象，按照导师的引导，阿里云os系统的预装软件进行功能测试，也就是跑case。和导师一起对高德地图和应用中心的case用例进行测试；除此之外，还学会了如何提交bug报告，我们使用的是阿里的测试平台，bug的提交需要注意语言的简明扼要易懂，格式要符合一定的规则，还得考虑到bug本身优先级和严重性的问题。只要bug不是特别严重的那种，那么优先级可以设置较为低一些，一般是3普通级别，严重程度是major；有些bug会导致软件无响应，甚至会影响到测试机自身性能，比如发热问题，这时优先级要设置高些，可以设置为2 high等级，严重度也为high。
除了每天日常分配的任务外，每天的测试机monkey测试报告也是由我来整理。每天下班之前需要向领导询问今日monkey测试的机型，统计并分配大家跑monkey。明日在对monkey测试的结果上传到服务器并整理成报告，发送给上级领导。这些就是我平时的工作内容，每周五一般是自由测试的时候，这一天的工作就是测试机软件自由检测，发现bug并提交，目前工作方向已转移到新的项目，开始进行生活服务中心模块的用例学习。
浅析柴油机整机常见故障与排除 篇3
1 柴油机启动困难或启动不起来
1.1 故障征象
按正确操作步骤多次启动柴油机, 气缸内没有爆发声或启动非常困难。
1.2 故障原因, 现象及排除方法
1.2.1 燃油供给系统不正常
燃油供给系统不正常有以下9种情况:油箱无油, 油箱开关未打开或油门未在供油位置, 产生启动不着火现象, 排除方法是加油, 打开油箱开关, 油门置于供油位置;气温低, 压缩温度低, 机油黏度大, 产生摇转费力, 排气管冒白烟现象, 排除方法是加热水启动, 机油预热;油路中有空气, 产生拧紧柴油滤清器放气螺塞, 有气泡排出现象, 排出空气, 紧固油管接头, 必要时更换垫片;油路和柴油滤清器严重堵塞, 产生拧松油管接头或放油螺塞, 无油流出或不通畅现象, 排除方法是吹洗油箱油路、柴油滤清器, 拧紧或更换漏油零件;柱塞副严重磨损, 产生喷油泵不喷油, 喷油压力低现象, 排除方法是更换新零件;出油阀紧座松动或被杂质卡住, 产生喷油泵压出的柴油无压力或不出油现象, 排除方法是清洗出油阀, 必要时研磨、拧紧;喷油器严重磨损, 喷油头卡死, 产生不喷油或少量滴油, 有时成线状喷出, 回油过多现象, 排除方法是清洗针阀或更换针阀零件;供油时间过早或过迟, 产生启动困难, 供油时间过早时启动易反转, 过迟时冒黑烟现象, 排除方法检查并调整供油提前角;柴油牌号不对, 冬季用夏季油, 供给性能差, 产生不易启动现象, 排除方法是更换柴油。
1.2.2 气缸压缩压力不足
气缸压缩压力不足分为6种原因及排除方法:进、排气门漏气或被导管咬死, 座圈松动, 产生进、排气管处有漏气声 (压缩过程) , 摇转曲轴不费力的现象。排除方法是清除积炭, 研磨气门或更换座圈;气缸套、活塞、活塞环磨损严重, 活塞环失去弹性, 密封不良, 产生不减压摇转曲轴不费力, 曲轴箱内有窜气声。排除方法是向气缸内加点机油或更换零件;活塞环对口或结胶粘住。产生环口在同一直线方向, 曲轴箱内有漏气声等现象, 排除方法是清除积炭、胶膜拜, 错开环口或更换零件;气缸套、气缸盖和活塞等有裂纹, 产生有漏气、漏水现象, 排除方法是更换气缸套、气缸盖和活塞;气缸盖垫片烧损或缸盖螺栓未拧紧, 产生有漏气声, 排气管中有水或冷却水中有气泡的现象, 排除方法更换气缸垫片, 按规定扭矩均匀拧紧缸盖螺栓;气门间隙、减压间隙太小, 产生进、排气管有漏气声, 在非减压状态仍在减压现象, 排除方法是调整间隙至规定值。
1.3 配气机构工作不正常
包括正时齿轮记号装配错位和空气滤清器严重堵塞。产生配气和供油时间不对, 气门与活塞相碰, 进气不足, 燃烧室内积油过多等现象。排除方法是重新装配调整正时齿轮, 清洗保养空气滤清器;停止供油, 摇曲轴排出柴油。
1.4 电启动装置不正常
包括蓄电池严重亏电和启动电动机有故障, 排除方法是给蓄电池充电和维修电动机。
2 功率不足
2.1 故障征象
柴油机工作乏力, 稍有负荷排气管即冒黑烟。
2.2 故障原因、检查时可能出现的现象及排除方法
2.2.1 配气机构不正常
空气滤清器或进气管部分堵塞;进、排气门漏气或开闭时间不准, 进、排气门间隙不对。产生进气量不足, 燃烧不完全, 冒黑烟, 气门处放炮或冒烟, 燃烧不完全现象, 排除方法是保养、清洗, 调整气门开闭时间, 研磨气门密封线, 调整气门间隙。
2.2.2 燃油系统工作不正常
柴油滤清器脏堵, 油流不畅, 供油不足, 产生爆发不连续, 有渗漏现象, 排除方法是检查并清洗保养油路;喷油时间不合适, 产生超前工作粗暴, 有敲击声, 迟后有燃烧不完全、冒黑烟、过热现象, 排除方法是调整喷油时间;喷油器磨损、喷油压力低、喷油质量差, 产生启动困难转速升不高、冒黑烟现象, 排除方法是检查喷油器, 研磨或更换针阀;出油阀部件、柱塞部件磨损, 产生启动困难, 转速升不高、冒黑烟现象, 排除方法是修理工、检查润滑系统。
2.2.3 润滑系统不正常
曲轴与轴瓦、活塞与缸套配合间隙过小或润滑不良, 严重时活塞拉缸或轴承抱瓦, 产生摩擦阻力大, 柴油机过热现象, 排除方法是修理、检查润滑系统。
3 柴油机运转不稳
3.1 故障征象
柴油机工作时, 转速忽高忽低 (可听到) , 机器发生震动, 动力不能充分发挥。
3.2 故障原因、检查时可能出现的现象及排除方法
整机故障 篇4
1故障设备及检测设备概况
常年使用的机床动态特性会出现错综复杂的变化,尤其是齿轮箱,属于易磨损部件,轴不同心、齿面磨损、间隙增加、轴承损毁都会使机床产生附加动载荷,从而影响加工质量。本次测试是对北方工业大学数控中心的XK5025型数控立式降台铣床进行振动测量,提取振动信号,通过对机床振动特性进行分析确定机床的故障位置以及故障产生的原因。
通过查阅机床的技术资料以及对机床齿轮箱内部的观察,得到XK5025型数控立式降台铣床齿轮箱的结构示意图,见图1。
电机可以实现两种转速:转速I和转速II(I=1700r/min,II=3400r/min),齿轮的啮合分为A、B两档(F3轴带动F2轴再带动F1轴为A档,F3轴直接带动F1轴为B档),三角皮带轮为四级(各级转速比分别为1700/555、1700/755、1700/1705、1700/2400),小齿带轮的齿数为13、大齿带轮的齿数为35、小齿轮的齿数为24、大齿轮的齿数为77。通过调整电机转速I/II、调换四级三角皮带轮的皮带以及A/B档位,可以实现铣头的16种转速,见表1。
测量设备采用LC0604积分电荷放大器、INV306U智能信号采集处理分析仪、DASP-STD多通道信号采集和实时分析软件、压电式加速度传感器及计算机,传感器置于铣头上端的传动轴侧面,见图1。
2 测量数据分析
鉴于振动信号的丰富性,选择铣头转速177r/min、402r/min、565r/min和4760r/min四组振动频谱进行分析,计算出各轴的工频以及各齿轮的啮合频率,各轴的旋转工频为:转速/60,各齿轮的啮合频率为:工频×齿数,见表2。
/Hz
2.1 铣头转速为177r/min时的频谱分析
铣头转速为177r/min时的频谱图见图2,此时F2轴与F3轴的啮合频率为331.10Hz,F2轴工频为9.46Hz。
从图2可以看出,A点频率为340Hz,这与F2和F3的啮合频率非常吻合,B点频率为690Hz、C点频率为1030Hz、D点频率为1400Hz、E点频率为1700Hz,B、C、D、E点的频率分别是A点频率的二倍频、三倍频及高倍频。由此可知,引起振动的主要原因是F2和F3啮合激励起的强迫振动,正常情况下,齿轮啮合产生的振动频谱成分是啮合基频幅值最大,倍频、三倍频次之,然而图2显示,二倍频和三倍频的幅值都超过了基频,说明F2和F3传动机构出现了磨损。此外,在A点、B点两旁存在对称的边频带,经过测量,边频间距约为10Hz,这与F2轴的转频9.46Hz十分吻合,可以推断,F2轴上的大内齿带轮存在一定程度的磨损。
2.2 铣头转速为402r/min时的频谱分析
铣头转速为402r/min时的频谱图见图3,此时F2轴与F3轴的啮合频率为752.50Hz,F2轴工频为21.50Hz。
从图3可以看出,A点频率为790Hz,与F2和F3的啮合频率非常吻合,B点频率为1580Hz,是A点频率的二倍频。图3说明造成振动的主要原因还是F2和F3啮合激励起的强迫振动,通过对A点边频的分析,边频间隔频率大约为20Hz,而在402r/min时,F2轴的转动工频为20Hz,可判定F2轴上的大齿带轮出现问题的可能性最大。C点频率为50Hz,D点频率为110Hz,可以看出,这个属于电磁振动,出现电磁振动的原因可能是电机定子芯片松动或电机定子各项阻抗不平衡等。
2.3 铣头转速为565r/min时的频谱分析
铣头转速为565r/min时的频谱图见图4,此时F2轴与F3轴的啮合频率为1057.40Hz,F2轴工频为30.21Hz。
从图4可以看出,A点频率为1120Hz,B点频率为660Hz,A点频率与F2和F3轴的啮合频率相吻合,通过对边频的分析,边频间隔约为30Hz,也正好符合F2轴的转频,说明F2轴上的大齿轮存在磨损问题;此外,B频率点为A点频率的半频,在频谱中,半频和高频段的峰值较大时,多为轴承故障所引起。
2.4 铣头转速为4760r/min时的频谱分析
铣头转速为4760r/min时的频谱图见图5,此时F2轴与F3轴的啮合频率为1030.9Hz,F1轴工频为79.30Hz。
从图5可以看出,C点频率为80Hz,D点频率为170Hz,C点频率与F2轴的工频对应,D点频率为C点的二倍频,二倍频大于一倍频,典型故障就是轴不对中,可以推断在F2轴和F1轴对接后,存在轴心不对中的问题。此时,F2轴和F3轴仍然处于啮合状态,A点频率为1110Hz,与F2和F3的啮合频率对应,因此,产生振动的要原因还是F2轴和F3轴啮合激励起的强迫振动。此外,频谱中高倍频明显,这是松动故障的典型表现,齿轮安装不良、长期磨损、基座损坏都有可能引起机械松动故障。
2.5 综合分析
通过对以上频谱图的分析,可以得出这样的结论,该机床最主要的问题是就是F2轴上的大齿带轮出现磨损,这是引起齿轮箱异常振动的主要因素;其次,齿轮箱的机械松动故障也是造成齿轮箱异常振动的重要因素,因此,在日常维护和检修过程中,重点检查大齿带轮的磨损情况以及齿轮箱内部各部件的连接、啮合松动情况。此外,机床在B档位,F1轴和F3轴的对中情况不好,有必要进行调整,各轴承也需要做详细检查。
3 结语
通过本次对数控机床齿轮箱的振动测量与分析证实,振动信号的频域分析,包括对频谱和细化谱的分析齿轮箱故障诊断的有效方法。在工程设备日常维护和检修过程中,对机床进行振动测量并分析频谱找出故障原因是一种非常经济的故障诊断方法,它可以快速、准确地判断出待检齿轮是否存在故障以及故障所在位置,可以节约大量设备维修检测经费,有效地避免意外事故的发生,无论对安全生产还是设备维护都有十分重要的意义。
摘要：在对机床进行故障诊断过程中,对齿轮箱的检测至关重要。综合分析齿轮箱的振动频谱可以快速、准确地确定故障产生的原因以及故障位置。对北方工业大学数控中心的XK5025型数控立式降台铣床齿轮箱进行振动频谱分析后,判定该机床齿轮箱的大齿带轮出现严重磨损是齿轮箱产生异常振动的主要原因,此外,各齿轮轴以及齿轮之间啮合的松动故障也是齿轮箱异常振动重要原因。
关键词：故障诊断,齿轮箱,频谱分析,旋转机械
参考文献
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“原装”整机工控机 篇5
工业电脑 (也称工控机) 广泛应用在工厂自动化、交通、能源、通信等行业, 以前基于成本的考量, 用户通常从工控厂商采购机箱、主板、背板和电源之后, 通过自行采买CPU、内存、硬盘, 应用扩展卡等配件, 组装成一台计算机使用。随着应用的不断发展以及环境的更高要求, 传统的组装机存在的稳定性、可靠性的风险日益突出, 同时客户扩展的各类量测、自动化等工业板卡与主机之间也存在一定的兼容性隐患, 从而导致了问题出现后无法得到原厂的全部支持。
为了满足用户的需求变更, 解决用户的潜在风险, 凌华科技提出了“原装”整机的新理念。借助其专业的测试和丰富的验证经验, 对不同配置的工业电脑做稳定性、可靠性以及兼容的测试, 并将最优的配置以“原装”整机的形式推向市场, 以解决组装机给应用带来的潜在风险。
机床整机系统振动特性分析 篇6
机床作为生产的重要工具和设备,也被称为工作母机,其加工性能与其动态性能紧密相关,并将直接影响所加工零件的精度。随着现代设计方法的广泛运用,对机床进行动态特性分析,用动态设计取代静态设计已成为机床设计发展的必然趋势。目前在设计中,仅对机床各个部件进行动态分析都无法全面反映机床的整体性能。因此,要对机床性能进行准确的预测,必须对机床整机进行动力学分析[1]。当前有限元数值分析方法成为分析计算复杂结构的一种极为有效的分析方式,是机床整机振动模态理论分析的一个有力工具。本文将通过有限元软件ANSYS/Workbench与模态实验相结合的方式,对机床进行模态实验法分析,为新产品研发设计提供了参考。
2 模态分析基本理论
由于振动会造成结构的共振或疲劳,从而破坏结构,因此振动问题是机械结构经常需要面对的问题之一,必须通过模态分析了解模型的各阶固有频率及其振型,避免在实际工况中由于共振因素而造成的结构损坏[2]。通过模态分析可以确定模型或结构的振动特性,对复杂结构进行精确的模态分析可以为评价现有结构的动态特性、新产品的动态性能的预估及优化设计提供科学的依据。
对于一般的带有粘型阻尼的多自由度系统,在外力作用下运动方程的形式为:
式中,[M]为质量矩阵;[C]为阻尼矩阵;[K]为刚度矩阵;{x(t)}为位移矢量;{P}为外力列阵,其各分量可以是随时间变化的任意函数。
当不存在外力,并且忽略其结构阻尼对固有频率和振型的影响时,式(1)为系统的自由振动方程式,即
通过解该自由振动方程,可得到系统的固有频率与主振型。
式中{X}为位移幅值向量。
将式(3)代入式(2)得
引入模态坐标进行解耦,令{X}=[Φ]{q},其中[Φ]为振型矩阵,{q}为模态坐标,代入式(4)有:
根据振型矩阵将质量和刚度矩阵对角化,有:
则对式(5)前乘[Φ]T得:
这样,相互耦合的N自由度系统的方程组通过正交变换,成为在模态坐标下相互独立的N自由度系统的方程组,解耦后的第i个方程为:
可知:ωi为模态固有频率,N自由度系统有N个固有频率。将ωi依次带入式(4)得:
由此求出N个主振型向量{X1},{X2},…,{XN}。
3 分析计算有限元模态
通过模态分析确定机械结构或机床部件的振动特性,如固有频率和振型,是承受动载荷结构设计中的重要参数。在动态特性分析中,整机振动能量主要集中在低阶模态,这里主要针对模态的前几阶来进行分析[3],只要得到这些主要振动模态的信息,就可以足够准确地表达机床的动态特性。
3.1 有限元模型建立
本文利用了大型通用建模软件CAD建立了整机的实体模型,利用CAD与ANSYS/Workbench软件的模型兼容功能,把CAD模型转换成*.x_t格式导入CAE中,其有限元模型如图1所示。然后对整机进行了网格划分,在Workbench软件中只能用实体单元对其进行单元划分,划分网格后有限元模型如图2所示。
3.2 有限元模型中结合面的处理
结合面对机床动态特性的影响非常明显。根据统计,机床上出现振动问题有60%以上是源自结合面。对于机床类由刚性零件组成的结构,其总阻尼值的90%以上来源于结合部的阻尼[4]。结合部在有限元建模过程中,把垫片加入到导轨滑块法向和切向之间,用以模拟其结合面刚度,这种模拟方法相对于弹簧刚度及阻尼方法提高了建模精度,也体现出结合部单元各个自由度之间的耦合作用,如图3所示。
查询导轨滑块综合样本手册刚度值数据,确定每组导轨与滑块之间的法向和切向的刚度值范围。由于刚度和弹性模量是成正比关系[5],继而可以在有限元分析过程中,可以通过调整导轨与滑块之间垫片的材料属性,即法向和切向垫片的弹性模量,来修改其结合面的刚度值大小。把样本中给出的刚度值范围上下限分别带入到有限元模型中去,发现在该范围内模态计算结果差距不大,即固有频率相差2%~5%,振型基本一致,所以导轨滑块的刚度值在此区间内取值,不会对结果造成很大影响。
3.3 有限元模态计算
利用ANSYS中的模态计算功能,对整机的模态频率进行提取,分析中采用了Block Lanczos法,分析频带为0-100Hz。共提取了4阶模态参数,模态频率的提取结果为一阶24.3Hz、二阶29.5Hz、三阶57.8Hz、四阶65.1Hz,其相应的整机模态振型如图4所示。
4 机床模态实验
本次试验是与比利时LMS公司中国区技术支持工程师共同合作完成,针对0540d立式加工中心进行模态实验,确定该机床的结构动力学参数,如图5所示。同时,此次试验采用了LMS提供的测试设备及相应的分析软件,如LMSSC310前端、LMS Test Lab 9B模态测试分析软件、PCB333B30单向加速度计、激振器及功率放大器(3台)、PCB086D20模态力锤。
实验步骤和过程:整机固有频率测试采用锤击法,使用力锤和三方向加速度传感器,通过多次锤击,测得机床整机的固有频率为一阶21Hz、二阶28Hz、三阶54Hz、四阶70Hz。
整机模态振型测试采用三组激振器和功率放大器,分别沿着x、y、z方向对机床不同位置进行激励,组成多点激励多点响应的激励系统来获取整机振型,如图6所示。测得整机的传递函数测试结果,下面用虚频图及幅频图举例,如图7、图8所示。在辨识模态极点过程中,采用LMS Poly MAX方法获得清晰准确的稳态图,能够精准的进行模态参数的辨识,其整机各阶模态振型如图9所示。
5 模态实验结果与有限元分析对比
对结构进行振动模态分析目前采用最多的是实验和有限元计算相结合的方式[6,7],这里把研发设计过程中有限元模型的模态计算数据与生产装配完成后的模态实验数据作对比验证,如表1所示。该模型频率误差小于16%,实验采集和有限元计算的前四阶模态振型一致,具有一定的理论和工程价值,可以对新研发的产品进行动态特性预估,利于排振和振动监测,同时具有工程推广意义。
造成有限元计算结果与实验结果差异的原因:
(1)约束条件的误差。在有限元计算中,把地脚垫铁与床身连成一体,垫铁底面与地面完全约束。在测试工况下,机床与地脚垫铁完全是靠其自重来约束的,并且地脚垫铁与地面之间没有打地基来固定约束。这样看来,垫铁与床身和地面之间都存在着结合面的关系,而且接触不完全,则地脚垫铁作为边界条件,其实际接触刚度可能大大低于模型刚度的情况,而计算时考虑的是理想的全约束状态,这两种状态的差异可能会造成实验值与计算值的偏差。
(2)在一定频率范围内,理论分析的固有频率数要多于测试结果。这主要是由于实验时,为了识别整机的主要固有频率,只能将传感器置于刚度较大的部位,而无法布置太多测点,这样可能略去了一些次要模态。
(3)机床本身可能存在非线性因素,在计算时,假定机床为线性系统进行线性求解,必然造成一些误差。
(4)由于为了有限元计算对机床实体模型进行了结构简化,必然要产生一些误差。
6 结语
本文针对新研发的数控机床进行整机模态分析,展开细致的理论计算和分析,并进行了机床整机有限元模态计算,在该机床生产装配完成后用实验测试数据来对比验证,表明用有限元分析法得到的计算结果与实验值比较相差较小,即可以用有限元模态分析方法对机床整机动态特性做初步的预估。对机床的设计、校核和分析提供了一种新的方法。
参考文献
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