基于有限元模態(tài)及ODS方法的棒材軋機(jī)主齒輪箱劇烈振動(dòng)分析

毛俊文，潘紫微，王俊洪，吳海彤，童靳于

(1.安徽工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，安徽 馬鞍山243002;2.馬鋼華陽(yáng)設(shè)備診斷工程有限公司，安徽 馬鞍山243002)

基于有限元模態(tài)及ODS方法的棒材軋機(jī)主齒輪箱劇烈振動(dòng)分析

毛俊文1，潘紫微1，王俊洪2，吳海彤2，童靳于1

(1.安徽工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，安徽 馬鞍山243002;2.馬鋼華陽(yáng)設(shè)備診斷工程有限公司，安徽 馬鞍山243002)

國(guó)內(nèi)某鋼廠棒材生產(chǎn)線在生產(chǎn)φ12 mm規(guī)格棒材時(shí)，發(fā)現(xiàn)其棒材軋機(jī)精軋機(jī)組主齒輪箱振動(dòng)異常，齒輪箱輸入軸端的軸向振動(dòng)幅值較大，頻率為32.512 Hz;本文首先通過(guò)對(duì)棒材軋機(jī)齒輪箱整體模型進(jìn)行模態(tài)分析，預(yù)估齒輪箱的動(dòng)態(tài)特性，再建立試驗(yàn)測(cè)試模型并施加約束，進(jìn)行ODS分析，得到齒輪箱在工作過(guò)程中真實(shí)的變形情況，最后結(jié)合有限元模態(tài)分析結(jié)果與ODS試驗(yàn)結(jié)果，確定軋機(jī)齒輪箱異常振動(dòng)原因，并應(yīng)用相關(guān)信號(hào)測(cè)試技術(shù)對(duì)結(jié)果進(jìn)行了驗(yàn)證。

軋機(jī)齒輪箱;有限元;模態(tài)分析;ODS

0 前言

國(guó)內(nèi)某鋼廠全新引進(jìn)意大利達(dá)涅利公司的棒材軋機(jī)設(shè)備，其高速棒材生產(chǎn)線年產(chǎn)量大約70萬(wàn)t左右，產(chǎn)品規(guī)格為 φ12 mm、φ14 mm和φ16 mm。在軋制φ12 mm規(guī)格棒材時(shí)，發(fā)現(xiàn)棒材軋機(jī)精軋機(jī)組主齒輪箱出現(xiàn)異常，其齒輪箱箱體輸出軸端的軸向振動(dòng)幅值較大，棒材軋機(jī)齒輪箱分別聯(lián)接軋機(jī)設(shè)備以及電機(jī)設(shè)備。而齒輪箱的異常振動(dòng)不僅會(huì)破壞軋機(jī)設(shè)備與電機(jī)設(shè)備，而且極易誘發(fā)現(xiàn)場(chǎng)生產(chǎn)事故［1］。該齒輪箱采用六軸、四級(jí)布置，輸出端為齒輪箱上方兩根軸。

本文通過(guò)對(duì)棒材軋機(jī)齒輪箱進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性分析，找出振動(dòng)源及噪聲源。

1 軋機(jī)齒輪箱有限元分析

軋機(jī)齒輪箱材料為鑄鋼，楊氏模量為2.0×105MPa，密度7.8×103kg/m3，泊松比為0.3，由于模型較為復(fù)雜，采用三維制圖軟件進(jìn)行建模并簡(jiǎn)化處理，再導(dǎo)入ANSYS有限元軟件。

1.1 齒輪箱有限元模型前處理

軋機(jī)齒輪箱三維模型如圖1所示。模態(tài)分析對(duì)網(wǎng)格劃分要求不高，本文箱體采用三維八節(jié)點(diǎn)實(shí)體單元solid185，進(jìn)行自由網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分時(shí)保證箱體結(jié)合面間節(jié)點(diǎn)重合;螺栓同樣采用solid185單元，采用映射網(wǎng)格劃分;螺栓預(yù)緊區(qū)域采用prets179單元。

圖1 軋機(jī)齒輪箱三維模型Fig.1 The overall three-dimensional solid model of gear-box

根據(jù)工作環(huán)境，棒材軋機(jī)齒輪箱底面用螺栓并焊接固定在地面上，所以對(duì)箱體底面進(jìn)行全約束。上、中、下箱體是通過(guò)螺栓連接起來(lái)。根據(jù)實(shí)際情況，本文齒輪箱采用的是M22、M42兩種高強(qiáng)度螺栓施加螺栓預(yù)緊力。

箱體之間的結(jié)合部分采用節(jié)點(diǎn)耦合方式進(jìn)行處理，ANSYS中模態(tài)分析是線性分析，計(jì)算中忽略接觸等非線性設(shè)置，根據(jù)箱體實(shí)際安裝情況，對(duì)箱體結(jié)合面節(jié)點(diǎn)的z方向自由度進(jìn)行耦合，以及添加螺栓預(yù)緊力來(lái)模擬箱體間的真實(shí)接觸關(guān)系［2］，如圖2所示。

圖2 軋機(jī)齒輪箱施加約束有限元模型Fig.2 Gridding，constraint，and loading of gear-box

1.2 模態(tài)分析求解結(jié)果

根據(jù)模態(tài)理論知識(shí)，模態(tài)階數(shù)越高，對(duì)結(jié)構(gòu)影響越小。本文列舉了前8階固有頻率(表1)以及前4階相應(yīng)固有振型(圖3)。

圖3 箱體前4階振型圖Fig.3 The top 4 figure ofmode of vibration

2 齒輪箱ODS試驗(yàn)分析

盡管有限元分析技術(shù)已經(jīng)日益成熟，但是其仍然存在著很多不確定因素，如有限元約束模擬真實(shí)生產(chǎn)狀況的邊界條件，特別是裝配體有限元模態(tài)分析，模型各個(gè)零件接觸的模擬和定義，因此想要進(jìn)一步地確定軋機(jī)齒輪箱的動(dòng)力學(xué)特性，還需要進(jìn)行試驗(yàn)的驗(yàn)證。

工作變形分析ODS(Operating Deflection Shapes)是最近幾年才出現(xiàn)的現(xiàn)場(chǎng)故障診斷方法，是指機(jī)構(gòu)在工作狀態(tài)下的動(dòng)態(tài)特性分析，即描述工作情況下試件是怎么振動(dòng)的［3］。

2.1 ODS試驗(yàn)系統(tǒng)建立

建立ODS試驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)(圖4)是整個(gè)試驗(yàn)分析的基礎(chǔ)，也是獲取準(zhǔn)確分析數(shù)據(jù)的關(guān)鍵。模態(tài)分析時(shí)，試件需要處于自由狀態(tài)下，以便獲取更多的自由度，所以要求自由支撐。因?yàn)镺DS試驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)測(cè)試和分析齒輪箱在實(shí)際工作狀態(tài)下的振動(dòng)量，所以不需要給試件提供自由支撐的條件。

圖4 試驗(yàn)系統(tǒng)框圖Fig.4 The frame of test system

試驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)測(cè)點(diǎn)的布置盡可能地選擇響應(yīng)測(cè)點(diǎn)，且在試件上盡可能滿足某種程度上均勻分布，并且根據(jù)試驗(yàn)要求，考慮目標(biāo)區(qū)域、實(shí)際可用傳感器數(shù)目以及布置工作量等客觀因素［4］，本實(shí)驗(yàn)所選測(cè)點(diǎn)布置如圖5所示。

圖5 測(cè)點(diǎn)布置示意圖Fig.5 The arrangement schemes ofmeasure point

根據(jù)軋機(jī)齒輪箱模型幾何特征合理進(jìn)行簡(jiǎn)化，并畫(huà)出試件的ODS分析結(jié)構(gòu)模型，對(duì)各測(cè)點(diǎn)進(jìn)行約束(圖6)，圖6中與圖5測(cè)點(diǎn)位置一一對(duì)應(yīng)。

圖6 工作變形顯示分析模型Fig.6 The three-dimensionalmodel used for ODS

2.2 ODS試驗(yàn)結(jié)果分析

將試驗(yàn)過(guò)程中實(shí)測(cè)的時(shí)域信號(hào)通過(guò)FFT轉(zhuǎn)換為頻域信號(hào)如圖7所示。從圖7中可以看出，測(cè)點(diǎn)10在32.508 Hz時(shí)的加速度幅值最大，為135.98 m/s2。

圖7 齒輪箱工作響應(yīng)頻域信號(hào)Fig.7 The frequency domain signals of the working gear box

當(dāng)光標(biāo)指向32.50 Hz時(shí)，試件的工作變形如圖8所示，軋機(jī)齒輪箱在這個(gè)特定頻率下的工作主要變形為測(cè)點(diǎn)10的振動(dòng)，即軸1附近區(qū)域。

圖8 齒輪箱32.50 Hz時(shí)的工作變形Fig.8 The ODSof the Gear box at32.50 Hz

根據(jù)軋機(jī)齒輪箱模態(tài)分析，一階固有頻率振型為內(nèi)部傳動(dòng)系統(tǒng)的軸向擺動(dòng)(圖3a)。ODS試驗(yàn)分析是在軋制φ12規(guī)格棒材生產(chǎn)過(guò)程進(jìn)行的，其工作振型為輸入軸1的附近區(qū)域的振動(dòng)變形，兩者不僅頻率值大小接近，而且振型結(jié)果也基本一致。說(shuō)明在一階固有頻率下ODS顯示結(jié)果反映出來(lái)的振型為軋機(jī)齒輪箱的固有特性［5］。

通過(guò)有限元模態(tài)分析結(jié)果以及ODS試驗(yàn)分析結(jié)果，可以判斷異常振動(dòng)是一階固有頻率被激勵(lì)產(chǎn)生共振效應(yīng)引起的，然而找出振動(dòng)源以及噪聲源需要進(jìn)一步驗(yàn)證。

3 異常振動(dòng)分析

在軋制φ12 mm規(guī)格棒材時(shí)，頻譜圖上觀察齒輪箱測(cè)點(diǎn)1位置(軸1軸承坐附近)，如圖9，軸向振動(dòng)速度曲線幅值為5.56 mm/s，而正常情況是1 mm/s以下，其中頻率值為32.512 Hz，為異常振動(dòng)頻率值，如圖10所示。

3.1 齒輪箱工作頻率求解

在試驗(yàn)過(guò)程中，記錄軋機(jī)在軋制φ12 mm規(guī)格棒材時(shí)的主電機(jī)轉(zhuǎn)頻速值，根據(jù)軸上齒輪齒數(shù)，可以得到各個(gè)軸的轉(zhuǎn)頻以及齒輪嚙合頻率，見(jiàn)表2。

從計(jì)算結(jié)果中，齒輪箱工作頻率有限元計(jì)算結(jié)果固有頻率和異常振動(dòng)頻率，并沒(méi)有相接近的對(duì)應(yīng)頻率值，因此可以確定箱體的工作頻率是不會(huì)激發(fā)箱體固有頻率，因此，可判斷試件的異常振動(dòng)有可能是外界的激勵(lì)所引起的。

3.2 軋機(jī)機(jī)組工作頻率求解

軋機(jī)齒輪箱的兩根輸出軸并聯(lián)著二列橫列式精軋機(jī)組，一共6架軋機(jī)。其中一根輸出軸連接著偶數(shù)架2、4、6號(hào)軋機(jī)，而另一根輸出軸連接著奇數(shù)架1、3、5號(hào)軋機(jī)。機(jī)組傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖11所示。因?yàn)檐垯C(jī)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，其中轉(zhuǎn)頻以及齒輪嚙合頻率較多，極有可能是引發(fā)箱體的固有頻率的外在激勵(lì)，圖12為軋機(jī)內(nèi)部傳動(dòng)結(jié)構(gòu)，每臺(tái)軋機(jī)內(nèi)部有兩根軋輥軸、一臺(tái)立軸和一根過(guò)橋軸。其中立軸與過(guò)橋軸由于齒輪齒數(shù)相同，轉(zhuǎn)頻也一致。

圖11 軋機(jī)機(jī)組傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.11 The transmission structure diagram of rollingmill

根據(jù)軋機(jī)機(jī)組的載荷分配系統(tǒng)及其齒數(shù)，對(duì)軋機(jī)機(jī)組的工作頻率進(jìn)行求解，結(jié)果見(jiàn)表3。

圖12 軋機(jī)載荷分配系統(tǒng)Fig.12 Transmission system ofmill load distribution

從軋機(jī)機(jī)組工作頻率計(jì)算結(jié)果中，發(fā)現(xiàn)與輸出軸直接連接著的5號(hào)軋機(jī)的軋輥軸轉(zhuǎn)頻為32.56 Hz，這與軋機(jī)齒輪箱整體有限元模態(tài)分析結(jié)果的第一階固有頻率相近，因此齒輪箱的異常振動(dòng)極有可能是由于此轉(zhuǎn)頻引起的。

表3 軋機(jī)機(jī)組工作頻率Tab.3 The work frequency ofmill

3.3 結(jié)果驗(yàn)證

在軋制φ14 mm、φ16 mm規(guī)格棒材時(shí)，設(shè)備巡檢過(guò)程中并未發(fā)現(xiàn)劇烈的軸向振動(dòng)以及所伴隨的噪聲，圖13為軋制φ16 mm規(guī)格棒材時(shí)，同測(cè)點(diǎn)的頻譜分析。

比較圖10與圖13，軋機(jī)齒輪箱測(cè)點(diǎn)1在32 Hz左右的速度幅值區(qū)別非常明顯，圖13顯示為正常頻譜信號(hào)，在軋制φ16 mm棒材時(shí)，精軋機(jī)機(jī)組未使用5、6號(hào)軋機(jī)，也就不存在5號(hào)軋機(jī)軋輥軸的轉(zhuǎn)頻32.512 Hz。

軋制φ12 mm規(guī)格棒材時(shí)，5號(hào)軋機(jī)水平方向頻譜響應(yīng)(圖14)再次確定了在軋機(jī)工作過(guò)程中軋輥軸的實(shí)時(shí)轉(zhuǎn)頻為32.512 Hz，與軋機(jī)齒輪箱軸向異常振動(dòng)頻率32.512 Hz(圖10)完全一致，點(diǎn)檢過(guò)程中的測(cè)點(diǎn)路徑為軋機(jī)水平方向，激勵(lì)力方向?qū)τ谲垯C(jī)齒輪箱為其軸向，說(shuō)明不僅軋輥軸的轉(zhuǎn)頻與一階固有頻率相近，而且其激勵(lì)力的方向與模態(tài)一階固有振型方向也一致。

圖13 軋制φ16 mm棒材測(cè)點(diǎn)1軸向速度頻譜圖Fig.13 Axial velocity response of No.1 measuring pointwhile producingφ16 bar

因此可以斷定軋機(jī)齒輪箱的異常振動(dòng)是由于5號(hào)軋機(jī)的軋輥軸轉(zhuǎn)頻激發(fā)了齒輪箱的一階固有頻率而產(chǎn)生共振，同時(shí)也是軋機(jī)齒輪箱在軋制φ14 mm、φ16 mm規(guī)格棒材時(shí)未發(fā)生任何異常振動(dòng)的原因。

圖14 軋制φ12 mm規(guī)格棒材時(shí)5號(hào)軋機(jī)水平方向頻譜響應(yīng)Fig.14 Horizontal spectrum response of No.5 rollingmillwhile producingφ12 bar

4 結(jié)束語(yǔ)

運(yùn)用ANSYS軟件，對(duì)齒輪箱進(jìn)行有限元模態(tài)分析用ODS試驗(yàn)分析，得到齒輪箱在工作狀態(tài)下的變形顯示，得出軋機(jī)異常振動(dòng)是由于一階固有頻率被激發(fā)產(chǎn)生了共振，并通過(guò)對(duì)工作頻率的計(jì)算和現(xiàn)場(chǎng)信號(hào)檢測(cè)技術(shù)對(duì)判斷結(jié)果進(jìn)行了驗(yàn)證。根據(jù)分析結(jié)果，將齒輪箱與軋機(jī)連接部分的齒形聯(lián)軸器改變?yōu)槿嵝月?lián)軸器，振動(dòng)降低，取得了理想效果。

［1］李潤(rùn)方，王建軍．齒輪系統(tǒng)動(dòng)力學(xué) ［M］．北京:科學(xué)出版社，1997．

［2］張洪信．有限元基礎(chǔ)理論與ANSYS應(yīng)用 ［M］．機(jī)械工業(yè)出版社，2008．

［3］Mark H．Richardson，Vibrant Technology，Inc．Jamestown，California，Is It aMode Shape，or an Operating Deflection Shape［J］．Sound＆Vibration Magazine30th Anniversary Issue March，1997(1):54－61．

［4］李德葆，陸秋海．實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析及其應(yīng)用 ［M］．北京:科學(xué)出版社，2001．

［5］方園，吳光強(qiáng)，基于虛擬試驗(yàn)場(chǎng)技術(shù)的白車(chē)身工作變形形態(tài)仿真分析 ［J］．振動(dòng)與沖擊，2006，20(S)，945－947．

Analysis on violent vibration ofmain gear-box in bar rolling m ill based on finite elementmodal and ODS

MAO Jun-Wen1，PAN Zi-wei1，WANG Jun-hong2，WU Hai-tong2，TONG Jin-yu1
(1.School of Mechanical Engineering，Anhui University of Technology，Ma'anshan 243002，China;2.Huayang-Ma Steel Equipment Diagnosis Engineering Co Ltd;Ma'anshan 243011，China)

The unusual vibration of themain gear-box in the bar rollingmillwas found while itwas running for Φ12 mm bar．The axial vibration amplitude was larger than usual．Through the frequency test，the vibration frequency was 32.512 Hz．Aiming at the phenomenon，firstly，the dynamic characteristic of themain gear-box was estimated by themodal analysis for themain gear-boxmodel of the bar rollingmill，and then a testmodel was established and imposed with constraint．Secondly，ODS analysiswas conducted to get the gear-box actual deformation during its running．Finally，the abnormal vibration reasons of the gear box were found out by combining the results of finite elementmodal analysis and the ODS test．At the same time，a related testing technology was employed to verify the result．

gear-box of rollingmill;finite element analysis;model analysis;ODS

TG333

A

1001－196X(2012)04－0001－06

2012－02－29;

2012－03－17

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(50975003)

毛俊文(1987－)，男，安徽工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院碩士研究生。