棒材精軋機組增速箱異常振動分析及解決方案研究

秦偉，潘紫微，王俊洪

（1.安徽工業(yè)大學 機械工程學院，安徽 馬鞍山 243002；2.馬鋼華陽設(shè)備診斷工程有限公司，安徽 馬鞍山 243011）

0 引言

國內(nèi)某鋼廠棒材生產(chǎn)線是年產(chǎn)70 萬噸棒材的現(xiàn)代化生產(chǎn)線，全套機組從意大利DANIELI 公司引進，產(chǎn)品規(guī)格主要有φ12 mm、φ14 mm 和φ16 mm 螺紋棒材。此棒材生產(chǎn)線經(jīng)過改造投產(chǎn)后，發(fā)現(xiàn)在軋制φ12 mm 螺紋規(guī)格棒材的情況下，精軋機增速箱經(jīng)常會出現(xiàn)較大的振動和噪聲，其振動主要表現(xiàn)為增速箱輸入軸非驅(qū)動側(cè)的軸向振動，在軋制其他規(guī)格時增速箱的表現(xiàn)基本正常。增速箱實體如圖1 所示。本文采用ANSYS 有限元軟件進行增速箱振動特性分析，結(jié)合現(xiàn)場檢測數(shù)據(jù)，試圖找出增速箱異常振動原因以及解決異常振動的可行方案［1］。

圖1 增速箱實體圖

1 增速箱有限元動力學分析

1.1 增速箱有限元模型建立

采用SolidWorks 軟件對增速箱進行三維實體建模，在不影響分析的前提下，對一些細小零件及局部特征采取了適當簡化。將SolidWorks 模型導入ANSYS 軟件進行處理，劃分網(wǎng)格，施加邊界約束。網(wǎng)格劃分后節(jié)點數(shù)485 493 個，單元數(shù)1 151 294 個，如圖2 所示。增速箱底座采用全約束設(shè)置，箱體之間、軸承與軸之間接觸部分采用節(jié)點耦合處理，并對箱體上所有螺栓施加預緊力，如圖3 所示。齒輪箱材料為鑄鋼，材料彈性模量200 GPa，泊松比0.3，密度7.8×103kg/m3。

圖2 增速箱有限元模型網(wǎng)格劃分

圖3 增速箱有限元模型施加約束

1.2 有限元模態(tài)分析

為了找出增速箱的異常振動原因，需要分析增速箱的固有振動頻率與固有振型，因此對增速箱整體模型進行有限元模態(tài)分析［2］。模態(tài)分析中階數(shù)越高，對系統(tǒng)影響越小，故本文只計算增速箱前六階固有頻率與固有振型。結(jié)果如圖4 所示，其中X 方向代表增速箱橫向，Y 方向代表增速箱軸向，Z方向代表增速箱垂直方向。

圖4 增速箱前六階模態(tài)振型

對模態(tài)分析結(jié)果進行整理，如表1 所示。

通過模態(tài)分析得到增速箱前六階固有頻率，得到可能與增速箱發(fā)生共振的固有頻率。現(xiàn)場測量增速箱輸入軸非驅(qū)動側(cè)軸向振動頻譜如圖5 所示，現(xiàn)場測量增速箱輸入軸非驅(qū)動側(cè)在32.4 Hz 達到最大位移8.21 mm。增速箱的二階固有模態(tài)頻率和振型與現(xiàn)場檢測增速箱輸入軸非驅(qū)動側(cè)異常振動情況非常相近。

表1 增速箱模態(tài)分析結(jié)果

1.3 有限元諧響應分析

諧響應分析的目的在于計算出生產(chǎn)線軋制φ12 mm螺紋規(guī)格棒材時，增速箱在一段頻率的響應值對應頻率的曲線，從而驗證增速箱的設(shè)計能否克服共振以及其他受迫振動引起的負面效果。增速箱輸入軸與主電機相連，輸出軸通過聯(lián)軸器與精軋機組相連，因此分別對增速箱輸出軸和輸入軸施加載荷。

增速箱輸入軸上施加的載荷是主電機傳遞的扭矩，作用力平面是增速箱輸入軸與主電機接手的接觸平面，方向為輸入軸的徑向。查閱棒材生產(chǎn)線生產(chǎn)資料，得知在軋制φ12 mm 螺紋規(guī)格棒材時主電機功率P=6000kW，轉(zhuǎn)速n=782 r/min，增速箱輸入軸端半徑r=0.123 m。通過計算，得出傳遞的扭矩T=73 265 N·m，徑向力F=595 658 N，接觸平面共235 個節(jié)點，把徑向力均勻分布到節(jié)點上，每個節(jié)點施加2 534.71 N［3］。增速箱輸入軸施加載荷如圖6所示。

精軋機傳動結(jié)構(gòu)簡圖如圖7 所示，精軋機產(chǎn)生的激振力通過傘齒輪時分解為軸向力和徑向力傳遞到增速箱的輸出軸上。從現(xiàn)場得到的設(shè)備參數(shù)，精軋機在軋制φ12 mm 螺紋規(guī)格棒材時，軋制力在80～120 t 之間，取中間值100 t。φ310～φ340 mm，在考慮磨損的情況下，軋輥軸直徑取中間值為φ325 mm，軋輥輥徑為187 mm。軋輥軸齒輪齒數(shù)為32，立軸齒輪齒數(shù)為39。傘齒輪1 齒數(shù)為85，傘齒輪2 齒數(shù)為68，傘齒輪1 傾角為55°45′47″，傘齒輪直徑為φ420 mm。圓柱齒輪的傳動效率在0.90～0.99 之間，傘齒輪的傳動效率在0.88～0.97 之間。這些齒輪在生產(chǎn)過程中采用稀油潤滑，因此圓柱齒輪傳動效率取0.94，傘齒輪傳遞效率取0.93。通過以下計算，得出軸向力和徑向力大小。

軋輥軸轉(zhuǎn)矩Mk是軋制力矩MZ與軋輥軸承處摩擦力矩Mf1之和。其中，β 是軋輥合力作用點的角度，β＝23°17′。是軋輥軸承摩擦因數(shù)，精軋機采用四列圓柱滾子軸承，μ＝0.004。

圖6 增速箱輸入軸施加載荷模型圖

圖7 精軋機傳動結(jié)構(gòu)簡圖

圖8 增速箱輸入軸施加載荷模型圖

軸向力添加到輸出軸端面圓心位置，方向與軸向平齊指向圓心。徑向力添加到增速箱輸出軸與聯(lián)軸器接手相接觸的平面，方向為輸出軸的徑向。接觸平面共140 個節(jié)點，把徑向力均勻的分布到節(jié)點上，每個節(jié)點施加2 371.09 N。增速箱輸出軸施加載荷如圖8 所示。

分別對輸入軸、輸出軸施加載荷的增速箱整體模型進行諧響應分析。增速箱異常振動頻率處于30～40 Hz 之間，為了保證計算結(jié)果的準確性以及繪制出曲線的光滑度，采用25 個子步，計算15～65 Hz 之間頻率，每隔2 Hz計算一次。諧響應分析結(jié)束后，從增速箱輸入軸非驅(qū)動側(cè)異常振動中心取一點繪制頻率-位移曲線，如圖9 所示。其中左側(cè)為輸入軸施加載荷，右側(cè)為輸出軸施加載荷。

圖9 增速箱輸入軸輸出軸方向位移-頻率曲線對比

對比兩種情況下增速箱位移-頻率曲線，在輸入軸施加載荷時，增速箱橫向在48.8 Hz 達到最大位移1.18 mm，軸向在35.1Hz 達到最大位移4.48 mm，垂直方向在36.6 Hz達到最大位移2.21 mm；在輸出軸施加載荷時，增速箱橫向在51.4 Hz 達到最大位移1.78 mm，軸向在33.2 Hz 達到最大位移6.63 mm，垂直方向在46.6 Hz 達到最大位移3.14 mm。在輸出軸施加載荷時，增速箱3 個方向的振動幅值均有較大的提高，其中軸向增幅最大。說明輸出軸施加的軸向載荷，即精軋機通過剛性聯(lián)軸器傳遞的軸向激振力對增速箱的軸向振動產(chǎn)生影響很大。生產(chǎn)線在軋制φ12 mm螺紋規(guī)格棒材時，增速箱輸入軸非驅(qū)動側(cè)在35 Hz 頻率附近出現(xiàn)了最大振幅，有限元諧響應分析結(jié)果與現(xiàn)場測量結(jié)果基本吻合。在一定程度上驗證了增速箱有限元模型的正確性，對尋找增速箱異常振動的激勵源提供了參考［4］。

2 增速箱異常振動分析

2.1 異常振動產(chǎn)生原因

生產(chǎn)線檢測采用的是工作變形分析方法，有限元動力學分析與工作變形分析兩種方法各有利弊，但是結(jié)合起來能夠起到互相驗證的作用。在本研究中，采取兩者結(jié)合共同解決棒材精軋機異常振動問題［5］。通過有限元模態(tài)分析得出增速箱二階固有頻率33.75 Hz 與現(xiàn)場測量異常振動頻率相近，說明了異常振動是由共振引發(fā)的可能性。通過有限元諧響應分析，得出在施加軋制φ12 mm 棒材增速箱的外界載荷時，增速箱輸入軸非驅(qū)動側(cè)軸向振動在35.1 Hz 達到峰值與現(xiàn)場測量結(jié)果吻合。而且生產(chǎn)線軋制φ14 mm、φ16 mm 螺紋規(guī)格棒材時，增速箱輸入軸非驅(qū)動側(cè)并沒有發(fā)生異常振動。因此，可以得出增速箱輸入軸非驅(qū)動側(cè)異常振動是因為增速箱二階固有頻率被激勵引起共振導致的。共振定義：當系統(tǒng)所受激勵與系統(tǒng)某階固有頻率相近時，系統(tǒng)振幅發(fā)生顯著增大的現(xiàn)象。增速箱輸入軸非驅(qū)動側(cè)軸向振動的振幅在增速箱二階固有頻率33.75 Hz 附近發(fā)生了顯著增大，符合共振的定義。

2.2 異常振動激勵源求解

增速箱異常振動的激勵源，需要從增速箱的內(nèi)部激勵以及外界激勵來尋找，這些振動頻率之中任何一個與增速箱的二階固有頻率接近的都有可能是激振源的存在。分別計算了生產(chǎn)線在軋制φ12 mm螺紋規(guī)格棒材時增速箱內(nèi)部工作頻率和精軋機組工作頻率，如表2和表3 所示。

表2 增速箱內(nèi)部工作頻率

表3 精軋機組工作頻率

從計算結(jié)果來看，增速箱內(nèi)部并沒有發(fā)現(xiàn)接近的頻率值，但是精軋機組中有2 個頻率與增速箱異常振動頻率接近，5 架軋機軋輥軸的轉(zhuǎn)頻34.58 Hz，6 架軋機立軸、過橋軸轉(zhuǎn)頻35.77 Hz。生產(chǎn)線在軋制φ12 mm 螺紋規(guī)格棒材時，對5 號精軋機和6 號精軋機進行了重點檢測［6］。在檢測中，傳感器的方向沿著精軋機的水平方向，這樣測量出來的精軋機振動方向與增速箱的軸向是同一方向，測量結(jié)果如圖10 所示。

圖10 棒材5 號和6 號精軋機水平方向頻譜

5 架和6 架精軋機在33 Hz 附近都達到了一個峰值，出現(xiàn)了較大位移。增速箱的傳動系統(tǒng)通過聯(lián)軸器與精軋機的傳動系統(tǒng)聯(lián)系在一起，在棒材軋制過程中，精軋機產(chǎn)生的激振力很大，其大小足以激勵增速箱的二階固有頻率發(fā)生共振。

結(jié)合增速箱有限元分析和現(xiàn)場檢測結(jié)果，得出增速箱輸入軸非驅(qū)動側(cè)異常振動的根本原因：生產(chǎn)線在軋制Φ12 mm 螺紋規(guī)格棒材時，5 架精軋機軋輥軸轉(zhuǎn)頻和6 架精軋機立軸、過橋軸轉(zhuǎn)頻與增速箱二階固有頻率接近，激發(fā)了增速箱二階固有頻率產(chǎn)生共振，使增速箱輸入軸非驅(qū)動側(cè)軸向振幅顯著增大。

3 增速箱改進方案及有限元驗證

3.1 改進方案

為了徹底解決增速箱異常振動問題，需要對增速箱進行改進，主要目的是改變增速箱二階固有振型或者避開二階固有頻率。通過分析增速箱實體結(jié)構(gòu)，采取了以下兩個方案：

1）方案一：把1 軸和6 軸上帶孔斜齒輪改成實心斜齒輪。增速箱中的軸、軸承、齒輪等零件相互聯(lián)系，某一個零件參數(shù)的改變都易引起其他零件參數(shù)的改變，尤其齒輪嚙合比等參數(shù)都需要重新設(shè)計。因此，只能進行一些小范圍的改變，斜齒輪上的孔對增速箱輸出軸振動情況的具體影響程度不好判斷，把帶孔斜齒輪改成實心斜齒輪，通過有限元分析進行判斷，如圖11 所示。

2）方案二：添加筋板。由于在箱體表面添加筋板效果的不確定性，筋板添加的位置、數(shù)量、規(guī)格都會對實際效果產(chǎn)生一定的影響［7］。在文中首先去除下箱體豎向筋板判斷筋板對增速箱振動特性的影響程度，其次分別進行了添加橫向筋板、添加4 塊豎向筋板以及添加8 塊豎向筋板的改進，如圖12 所示。

圖11 帶孔斜齒輪改成實心斜齒輪

圖12 增速箱添加筋板效果圖

3.2 改進方案有限元分析結(jié)果

分別進行了增速箱在改進方案中5 種狀況下的模態(tài)分析和諧響應分析，結(jié)果如表4 和表5 所示。改進后的模型能否改善增速箱異常振動需要滿足以下幾個方面：1）改變增速箱的固有頻率，避開異常振動頻率；2）輸入軸非驅(qū)動側(cè)軸向振幅有了明顯降低；3）不會造成新的共振問題［8］。

表4 5 種狀況下增速箱前6 階固有頻率Hz

表5 5 種狀況下增速箱輸入軸非驅(qū)動側(cè)振動幅值

通過對比，只有當箱體添加8 塊豎向筋板時，能夠同時滿足以上3 個方面。通過模態(tài)分析得到的增速箱的前六階固有頻率與精軋機組工作頻率相差較大，頻率差值均在10%以上，能夠避開異常振動頻率。通過諧響應分析，增速箱輸入軸非驅(qū)動側(cè)的軸向振動幅值也有了明顯下降。因此，選擇在增速箱箱體添加8 塊豎向筋板的改進方案是可行的，能夠明顯改善增速箱輸入軸非驅(qū)動側(cè)異常振動問題。此方案將在棒材生產(chǎn)線更換增速箱時實施，要求增速箱生產(chǎn)廠家焊接箱體備件時在箱體表面添加筋板。

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