基于有限元模态及ODS方法的棒材轧机主齿轮箱剧烈振动分析

毛俊文，潘紫微，王俊洪，吴海彤，童靳于

(1.安徽工业大学机械工程学院，安徽 马鞍山243002;2.马钢华阳设备诊断工程有限公司，安徽 马鞍山243002)

基于有限元模态及ODS方法的棒材轧机主齿轮箱剧烈振动分析

毛俊文1，潘紫微1，王俊洪2，吴海彤2，童靳于1

(1.安徽工业大学机械工程学院，安徽 马鞍山243002;2.马钢华阳设备诊断工程有限公司，安徽 马鞍山243002)

国内某钢厂棒材生产线在生产φ12 mm规格棒材时，发现其棒材轧机精轧机组主齿轮箱振动异常，齿轮箱输入轴端的轴向振动幅值较大，频率为32.512 Hz;本文首先通过对棒材轧机齿轮箱整体模型进行模态分析，预估齿轮箱的动态特性，再建立试验测试模型并施加约束，进行ODS分析，得到齿轮箱在工作过程中真实的变形情况，最后结合有限元模态分析结果与ODS试验结果，确定轧机齿轮箱异常振动原因，并应用相关信号测试技术对结果进行了验证。

轧机齿轮箱;有限元;模态分析;ODS

0 前言

国内某钢厂全新引进意大利达涅利公司的棒材轧机设备，其高速棒材生产线年产量大约70万t左右，产品规格为 φ12 mm、φ14 mm和φ16 mm。在轧制φ12 mm规格棒材时，发现棒材轧机精轧机组主齿轮箱出现异常，其齿轮箱箱体输出轴端的轴向振动幅值较大，棒材轧机齿轮箱分别联接轧机设备以及电机设备。而齿轮箱的异常振动不仅会破坏轧机设备与电机设备，而且极易诱发现场生产事故［1］。该齿轮箱采用六轴、四级布置，输出端为齿轮箱上方两根轴。

本文通过对棒材轧机齿轮箱进行动态特性分析，找出振动源及噪声源。

1 轧机齿轮箱有限元分析

轧机齿轮箱材料为铸钢，杨氏模量为2.0×105MPa，密度7.8×103kg/m3，泊松比为0.3，由于模型较为复杂，采用三维制图软件进行建模并简化处理，再导入ANSYS有限元软件。

1.1 齿轮箱有限元模型前处理

轧机齿轮箱三维模型如图1所示。模态分析对网格划分要求不高，本文箱体采用三维八节点实体单元solid185，进行自由网格划分，网格划分时保证箱体结合面间节点重合;螺栓同样采用solid185单元，采用映射网格划分;螺栓预紧区域采用prets179单元。

图1 轧机齿轮箱三维模型Fig.1 The overall three-dimensional solid model of gear-box

根据工作环境，棒材轧机齿轮箱底面用螺栓并焊接固定在地面上，所以对箱体底面进行全约束。上、中、下箱体是通过螺栓连接起来。根据实际情况，本文齿轮箱采用的是M22、M42两种高强度螺栓施加螺栓预紧力。

箱体之间的结合部分采用节点耦合方式进行处理，ANSYS中模态分析是线性分析，计算中忽略接触等非线性设置，根据箱体实际安装情况，对箱体结合面节点的z方向自由度进行耦合，以及添加螺栓预紧力来模拟箱体间的真实接触关系［2］，如图2所示。

图2 轧机齿轮箱施加约束有限元模型Fig.2 Gridding，constraint，and loading of gear-box

1.2 模态分析求解结果

根据模态理论知识，模态阶数越高，对结构影响越小。本文列举了前8阶固有频率(表1)以及前4阶相应固有振型(图3)。

图3 箱体前4阶振型图Fig.3 The top 4 figure ofmode of vibration

2 齿轮箱ODS试验分析

尽管有限元分析技术已经日益成熟，但是其仍然存在着很多不确定因素，如有限元约束模拟真实生产状况的边界条件，特别是装配体有限元模态分析，模型各个零件接触的模拟和定义，因此想要进一步地确定轧机齿轮箱的动力学特性，还需要进行试验的验证。

工作变形分析ODS(Operating Deflection Shapes)是最近几年才出现的现场故障诊断方法，是指机构在工作状态下的动态特性分析，即描述工作情况下试件是怎么振动的［3］。

2.1 ODS试验系统建立

建立ODS试验测试系统(图4)是整个试验分析的基础，也是获取准确分析数据的关键。模态分析时，试件需要处于自由状态下，以便获取更多的自由度，所以要求自由支撑。因为ODS试验测试系统测试和分析齿轮箱在实际工作状态下的振动量，所以不需要给试件提供自由支撑的条件。

图4 试验系统框图Fig.4 The frame of test system

试验测试系统测点的布置尽可能地选择响应测点，且在试件上尽可能满足某种程度上均匀分布，并且根据试验要求，考虑目标区域、实际可用传感器数目以及布置工作量等客观因素［4］，本实验所选测点布置如图5所示。

图5 测点布置示意图Fig.5 The arrangement schemes ofmeasure point

根据轧机齿轮箱模型几何特征合理进行简化，并画出试件的ODS分析结构模型，对各测点进行约束(图6)，图6中与图5测点位置一一对应。

图6 工作变形显示分析模型Fig.6 The three-dimensionalmodel used for ODS

2.2 ODS试验结果分析

将试验过程中实测的时域信号通过FFT转换为频域信号如图7所示。从图7中可以看出，测点10在32.508 Hz时的加速度幅值最大，为135.98 m/s2。

图7 齿轮箱工作响应频域信号Fig.7 The frequency domain signals of the working gear box

当光标指向32.50 Hz时，试件的工作变形如图8所示，轧机齿轮箱在这个特定频率下的工作主要变形为测点10的振动，即轴1附近区域。

图8 齿轮箱32.50 Hz时的工作变形Fig.8 The ODSof the Gear box at32.50 Hz

根据轧机齿轮箱模态分析，一阶固有频率振型为内部传动系统的轴向摆动(图3a)。ODS试验分析是在轧制φ12规格棒材生产过程进行的，其工作振型为输入轴1的附近区域的振动变形，两者不仅频率值大小接近，而且振型结果也基本一致。说明在一阶固有频率下ODS显示结果反映出来的振型为轧机齿轮箱的固有特性［5］。

通过有限元模态分析结果以及ODS试验分析结果，可以判断异常振动是一阶固有频率被激励产生共振效应引起的，然而找出振动源以及噪声源需要进一步验证。

3 异常振动分析

在轧制φ12 mm规格棒材时，频谱图上观察齿轮箱测点1位置(轴1轴承坐附近)，如图9，轴向振动速度曲线幅值为5.56 mm/s，而正常情况是1 mm/s以下，其中频率值为32.512 Hz，为异常振动频率值，如图10所示。

3.1 齿轮箱工作频率求解

在试验过程中，记录轧机在轧制φ12 mm规格棒材时的主电机转频速值，根据轴上齿轮齿数，可以得到各个轴的转频以及齿轮啮合频率，见表2。

从计算结果中，齿轮箱工作频率有限元计算结果固有频率和异常振动频率，并没有相接近的对应频率值，因此可以确定箱体的工作频率是不会激发箱体固有频率，因此，可判断试件的异常振动有可能是外界的激励所引起的。

3.2 轧机机组工作频率求解

轧机齿轮箱的两根输出轴并联着二列横列式精轧机组，一共6架轧机。其中一根输出轴连接着偶数架2、4、6号轧机，而另一根输出轴连接着奇数架1、3、5号轧机。机组传动系统结构如图11所示。因为轧机结构复杂，其中转频以及齿轮啮合频率较多，极有可能是引发箱体的固有频率的外在激励，图12为轧机内部传动结构，每台轧机内部有两根轧辊轴、一台立轴和一根过桥轴。其中立轴与过桥轴由于齿轮齿数相同，转频也一致。

图11 轧机机组传动系统结构简图Fig.11 The transmission structure diagram of rollingmill

根据轧机机组的载荷分配系统及其齿数，对轧机机组的工作频率进行求解，结果见表3。

图12 轧机载荷分配系统Fig.12 Transmission system ofmill load distribution

从轧机机组工作频率计算结果中，发现与输出轴直接连接着的5号轧机的轧辊轴转频为32.56 Hz，这与轧机齿轮箱整体有限元模态分析结果的第一阶固有频率相近，因此齿轮箱的异常振动极有可能是由于此转频引起的。

表3 轧机机组工作频率Tab.3 The work frequency ofmill

3.3 结果验证

在轧制φ14 mm、φ16 mm规格棒材时，设备巡检过程中并未发现剧烈的轴向振动以及所伴随的噪声，图13为轧制φ16 mm规格棒材时，同测点的频谱分析。

比较图10与图13，轧机齿轮箱测点1在32 Hz左右的速度幅值区别非常明显，图13显示为正常频谱信号，在轧制φ16 mm棒材时，精轧机机组未使用5、6号轧机，也就不存在5号轧机轧辊轴的转频32.512 Hz。

轧制φ12 mm规格棒材时，5号轧机水平方向频谱响应(图14)再次确定了在轧机工作过程中轧辊轴的实时转频为32.512 Hz，与轧机齿轮箱轴向异常振动频率32.512 Hz(图10)完全一致，点检过程中的测点路径为轧机水平方向，激励力方向对于轧机齿轮箱为其轴向，说明不仅轧辊轴的转频与一阶固有频率相近，而且其激励力的方向与模态一阶固有振型方向也一致。

图13 轧制φ16 mm棒材测点1轴向速度频谱图Fig.13 Axial velocity response of No.1 measuring pointwhile producingφ16 bar

因此可以断定轧机齿轮箱的异常振动是由于5号轧机的轧辊轴转频激发了齿轮箱的一阶固有频率而产生共振，同时也是轧机齿轮箱在轧制φ14 mm、φ16 mm规格棒材时未发生任何异常振动的原因。

图14 轧制φ12 mm规格棒材时5号轧机水平方向频谱响应Fig.14 Horizontal spectrum response of No.5 rollingmillwhile producingφ12 bar

4 结束语

运用ANSYS软件，对齿轮箱进行有限元模态分析用ODS试验分析，得到齿轮箱在工作状态下的变形显示，得出轧机异常振动是由于一阶固有频率被激发产生了共振，并通过对工作频率的计算和现场信号检测技术对判断结果进行了验证。根据分析结果，将齿轮箱与轧机连接部分的齿形联轴器改变为柔性联轴器，振动降低，取得了理想效果。

［1］李润方，王建军．齿轮系统动力学 ［M］．北京:科学出版社，1997．

［2］张洪信．有限元基础理论与ANSYS应用 ［M］．机械工业出版社，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，陆秋海．实验模态分析及其应用 ［M］．北京:科学出版社，2001．

［5］方园，吴光强，基于虚拟试验场技术的白车身工作变形形态仿真分析 ［J］．振动与冲击，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

国家自然科学基金资助项目(50975003)

毛俊文(1987－)，男，安徽工业大学机械工程学院硕士研究生。