熱連軋機軸向振動仿真研究

裴令明

(馬鞍山鋼鐵股份有限公司 安徽馬鞍山243021)

1 前言

某廠熱連軋生產(chǎn)線由德國西馬克公司設(shè)計的四輥軋機F1-F7組成，F(xiàn)6經(jīng)測試發(fā)現(xiàn)存在不同振動程度的軸向振動，導(dǎo)致集油盒承受強烈的軸向振動載荷而頻繁發(fā)生損壞。

軋機振動研究一般依據(jù)振動形式可分為機座垂直系統(tǒng)的振動和主傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動，而近二十多年熱連軋機的振動研究焦點多為工作輥水平振動。許多學(xué)者對前兩種振動做了大量研究，而研究軸向振動[1-4]卻寥寥無幾，也并未對軸向振動產(chǎn)生機理做出合理的解釋。

2 軋機主傳動振動現(xiàn)象

為了摸清振動狀態(tài)，以F6軋機為對象進行測試，主要包括工作輥軸承座、弧形齒集油盒、人字齒軸承座以及電機軸承座的軸向加速度信號和頻譜分析如圖1所示。

經(jīng)頻譜分析咬鋼瞬間激發(fā)的主傳動系統(tǒng)軸向振動頻率約18、30和55Hz，咬鋼之后依然存在56Hz軸向振動如圖2所示。

圖1 軋機主傳動軸向振動加速度

圖2 軋制過程典型扭矩信號

利用扭矩遙測系統(tǒng)對主傳動軸扭矩進行了測量，典型的扭矩信號如圖3所示主傳動系統(tǒng)扭振也存在56Hz的振動中心頻率。

圖3 軋制過程中扭矩信號頻譜圖

3 軋機主傳動軸向振動固有模態(tài)分析

為了探索軋機軸向振動規(guī)律，首先利用ANSYS模態(tài)分析模塊對軋機主傳動軸向振動固有特性進行求解。

利用ANSYS軟件對整個主傳動系統(tǒng)建立三維立體模型如圖4所示，模型共有單元數(shù)14460、節(jié)點數(shù)82380。包括支撐輥、工作輥、軸承座、弧形齒接軸、齒輪座、電機中間圓筒接手和電機軸以及聯(lián)軸器。定義X軸為主傳動軸向方向、Y軸表示軸的徑向方向和Z軸軋制方向。

圖4 有限元網(wǎng)格劃分

經(jīng)過仿真分析獲得主傳動軸向振動1階固有振型和1階固有頻率為28.65Hz，軸向振動3階固有振型和3階固有頻率為55.82Hz。固有頻率仿真計算結(jié)果表明軋機軸向振動是以軸向第3階固有頻率來進行振動的，這與實測結(jié)果相吻合。

4 基于ANSYS的諧響應(yīng)分析

諧響應(yīng)是分析結(jié)構(gòu)在承受隨時間正弦變化載荷作用下穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的一種技術(shù)。為了方便研究主傳動的軸向振動，首先把隨時間變化的軸向力簡化為一諧波載荷：

F=FO+AOsinωt

其中FO=1063.6kN，表示軸向力實際大小；AO=53.18kN，表示軸向力正弦波動幅值。

在電機的軸端加載軸向諧波載荷進行諧響應(yīng)分析，來模擬轉(zhuǎn)子不對中軸向振動響應(yīng)。分別選取電機端面軸心點、軋輥端面軸心點、人字齒端面軸心點以及弧形齒聯(lián)軸器端面軸心點的軸向振幅，得到主傳動系統(tǒng)的諧響應(yīng)如圖5-圖8所示。

圖5 電機軸軸心節(jié)點幅頻特性

由仿真結(jié)果可以看出，在軸向振動諧波的作用下，電機軸、人字齒軸、弧形齒聯(lián)軸器和工作輥的軸端面節(jié)點在56Hz處同時出現(xiàn)軸向位移峰值，分別約為5.0×10-3m、2.3×10-8m、2.80×10-8m和8×10-8m。56Hz頻率接近于軸向振動的3階固有頻率56Hz,因此在56Hz附近能夠引起主傳動第3階軸向振動。

圖6 人字齒軸向端面節(jié)點軸向位移幅頻特性

圖7 弧形齒聯(lián)軸器軸端面節(jié)點幅軸向位移幅頻特性

圖8 工作輥軸端面節(jié)點軸向位移幅頻特性

4 結(jié)論

以熱連軋機F6作為研究對象，經(jīng)過現(xiàn)場測試和仿真研究，可以得出以下結(jié)論：

1)F6軋機在咬鋼過程出現(xiàn)3個振動頻率，分別為18、30和56Hz，正常軋制后56Hz依然存在，這對集油盒產(chǎn)生了長期的激勵。

2)利用ANSYS對軸向模態(tài)進行了分析，獲得了第階56Hz的固有頻率，說明軋機軸向振動與固有頻率基本吻合。

3)通過諧響應(yīng)分析得到主傳動主要零部件的軸向響應(yīng)的幅頻特性規(guī)律，與實測結(jié)果也基本吻合。

綜上所述，軋機主傳動在咬鋼和正常軋制過程中將固有頻率激發(fā)，導(dǎo)致振動嚴(yán)重，使集油盒頻繁損壞，提供給軋機主傳動振動能量是軋機主傳動電機，現(xiàn)場在軋機主傳動速度控制回路中增加了陷波濾波器[5-8]，振動得到很大的緩解，最終使集油盒壽命大大提高。