基于ANSYS的PC轧机主体系统的振动分析研究

詹大桂1 蒋建华 李逍遥

(1：中机科(北京)车辆检测工程研究院有限公司 北京 102100；2：国家工程机械质量监督检验中心 北京 102100)

1 前言

在轧制生产带钢过程中，轧机振动是长时间困扰轧钢厂的主要问题。现代轧钢工业迅速向大型化、高速化、自动化方向发展，随着轧件重量、轧制速度的不断提高，轧机振动尤其是共振对轧制板材的平整度有直接的影响[1-2]。宝钢1580PC轧机年产量近300万吨，产品厚度1.5～12.7mm，宽700～1430mm，其中板厚小于3mm的占77%[3]。轧制过程中，F4与F5轧机架振动剧烈，尤其是F4最为严重，严重影响工作精度和可靠性，而且造成的附加力矩，使辊面异常损坏，环境噪声也很大，影响正常操作[4-8]。为此，本文从机械系统动力学的角度出发，对轧机主体轧制系统的振动进行模态分析，针对该模拟计算结果及分析结果对轧机振动系统进行优化设计，为轧机减振器的选择、工艺的制定、设备的维护和控制等方面提供指导。

2 PC轧机系统三维模型的建立

根据PC轧机的结构组成以及各零部件的尺寸规格，利用Solidworks三维制图软件，建立PC轧机的几何模型。

从结构上看，PC轧机与普通轧机相比，增加了轧辊交叉装置，把PC轧机的交叉头设计成L形。

根据PC轧机的规格，假设工作辊的尺寸为φ800×1580mm，支承辊的尺寸为φ1400×1580mm；机架、轴承座及交叉头则根据结构设计而成。

3 有限元模型的建立及模态分析

由于是对轧机进行动力学分析，而非刚度和强度计算，所以对各部件进行了简化。

3.1 几何模型的导入

若要对轧机模型在Ansys环境下进行模态分析，必须将将建立好的模型按Ansys允许的格式导入。按照以上分析过程对已经导入的PC轧机模型进行模态分析。PC轧机三维装配体图如图1所示。

图1 PC轧机装配体三维图

3.2 几何模型分析前的一些参数设定

将PC轧机的几何模型成功导入后，然后进行准备工作，包括：指定工程名和分析标题、定义单位、选择分析的学科、定义单元类型、定义单元常数等。

根据所研究的对象及研究内容，将分析的学科定义为结构分析。Ansys软件没有为系统指定单位，因此可以在工程分析中使用任意一种单位制，只要保证使用的所有数据都使用同一单位制即可[9-10]。在这里约定单位为：长度(mm)，质量(kg)，力(N)，时间(s)，角度(Degree)，频率(Hz)。

接下来定义单元类型，根据所研究的对象，定义其单元类型。将PC轧机的各个构件的单元类型定义为如下形式：

机架部分分成三个体，包括机架立柱段，采用SOLID45单元，单元通过8个节点来定义，每个节点有3个沿xyz方向平移的自由度；机架的上横梁采用SOLID95单元，单元通过20个节点来定义，每个节点有3个沿xyz方向平移的自由度；机架的下横梁采用SOLID92单元，单元通过10个节点来定义，每个节点有3个沿xyz方向的位移。

工作辊采用SOLID92单元；支承辊采用SOLID92单元。

3.3 PC轧机各部件的材料特性

在定义单元类型之后需要定义结构的材料特性。分析过程中，各部分材料特性定义为线形、各向同性且不随温度变化[9-10]。根据参考资料所提供的数据，材料特性主要包括弹性模量、泊松比和密度。将各部分的材料特性如表1所示。

表1 轧机各部分的材料特性

3.4 轧机系统各部分的网格划分

定义完材料特性后，对各模块进行网格的划分。根据所研究的对象，采取自动网格划分，简单又实用。划分网格单元由前面所定义的单元类型而定。

3.5 约束和加载

创建完有限元模型之后，添加载荷和约束，并进行求解。选择模态分析类型，对模型进行加载，的载荷包括边界条件(约束、支承或边界场的参数)和其他外部或内部作用载荷，根据模型的实际工作条件，进行DOF(自由度)约束：各部分的约束情况分别是：机架下表面施加xyz方向约束。轧辊的轴颈端面施加m方向约束。轧辊轴承座与轧辊轴径端面的平行面施加xyz方向约束。在交叉头与轴承座接触的面上施加xyz方向约束。

4 PC轧机结构的模态分析

在ANSYS中，求解模型的固有频率和振型的方法有多种，此处采用子空间法进行模态分析。

整机提取160阶模态，机架提取40阶模态，工作辊、支承辊、轴承座及交叉头都提取10阶模态进行分析。以各零部件的纵向变形量为研究对象绘制应变云图。

4.1 统计分析

将各阶模态做成图表，如图3所示。将150Hz作为频率的划分区间，其中各区间变形量最大的三个频率点进行分析，这三个频率点分别为：378.78Hz、622.86Hz以及912.39Hz，均出现在机架上。统计在各阶最大频率的构件出现次数，如图2，可以看出，机架出现最大频率的次数最多。

图2 整体频率变形图

图3 各构件最大频率出现次数

4.2 机架模态分析

将各阶模态做成图表，如图4所示。将100Hz作为频率的划分区间，其中各区间变形量最大的四个频率点进行分析，这四个频率点分别是：61.356Hz，164.51Hz，284.9Hz，以及477.61Hz。其变形量云图如图5所示。由图5可知前三个频率点位于低频范围内，其余一个频率点位于高频范围内，若整个系统的外激频率接近这四个频率点的时候，可能会形成共振，影响机架工作的稳定性以及轧件的质量，而影响较为严重的频率范围发生在第五频段。从机架结构的应变云图上看，变形量最大的部分基本都发生在立柱部分，因此可以通过优化机架立柱的方法来避免共振情况的发生。

图4 各阶模态频率与变形曲线

图5(a) 机架第4阶模态变形云图

图5(b) 机架第14阶模态变形云图

图5(c) 机架第24阶模态变形云图

图5(d) 机架第37阶模态变形云图

与整体变形量相比，机架的第三个频率点的变形与整体第一个频率点的变形最为接近，频率值也最为接近，由于整机模态分析考虑了各部件接触之间的影响，故变形量较部件大，当机架的振动频率达到378.78HZ时，极易引起整机系统的共振。

5 振动系统的优化设计

通过以上分析，我们选取整体第一个频率点频率378.78Hz作为系统的固有频率。依据振动系统优化设计方法，对机架进行减振处理，选取合理的减振器。若减振器没有阻尼元件，则阻尼比ζ=0，则主系统的振幅B1与主系统在激振力力幅作用下产生的静变位δst的比值如式(1)所示。

(1)

可进一步求出主系统加动力减振器后的两自由度系统的固有频率(主频率)。对于α=1，质量比为μ的系统，两个固有频率(主频率)如式(2)所示。

(2)

显然，当激振频率ω正好等于ωn1或ωn2时，都会使系统产生新的共振。

为了使主系统能安全运转在远离新共振点的转速范围内，希望这两个主频率相距较远。因此就要求值不能太小，一般要求μ>0.1。但对于稳定的定速运转机械，μ值则还可以取得小些。

由以上分析可见，使用无阻尼动力减振器时要特别慎重，应用不当会带来新的损害。所以，这种减振器主要用于激振频率变化不大的情况。

图6 减振器剖面图

首先确定减振器的重量。

选减振器与整体质量比：

则频率如式(3)所示。

(3)

因此能满足减振范围的要求。故减振器辅助质量的重量如式(4)所示。

(4)

(2)计算弹性元件的刚度和尺寸。

(5)

而悬臂梁弹性元件的刚度如式(5)所示。

(6)

若选l=15cm，则弹性杆直径为：

(7)

实际结构中，通常把所选长度l增大30%左右，以便使减振器的固有频率可调。

6 结论

(1)通过ANSYS有限元分析软件对1580PC轧机进行模态分析，提取整体与各部件各阶固有频率，提取各部件比较集中的三个固有频率点：378.78Hz、622.86Hz以及912.39Hz；

(2)经过统计分析，提出出现大变形频率最高的部件为机架。通过对比分析，机架的第三倍频与整体的第一倍频接近，确定轧机系统的固有频率选取378.78Hz(也即2378.74rad/s)；

(3)进行无阻尼减振器的选型设计，计算减振器重量为1700N，弹性杆直径为10.2cm，为现场减振器的选择，设备运行和使用的稳定性提供了理论依据。