機架輥輥道電機軸斷裂原因分析*

關(guān)麗坤，范增，任學(xué)平

(內(nèi)蒙古科技大學(xué) 機械工程學(xué)院，內(nèi)蒙古 包頭 014010)

軋機前后工作輥道為了能可靠地將軋件送入軋鋼機軋輥，要求輥道輥子盡可能地靠近軋輥[1]因此，在這些軋機機架上，都有專門的孔、臺階或者凹槽，以便安裝輥子.這些輥子被稱為機架輥.承受著軋件拋出和鋼錠翻轉(zhuǎn)的巨大沖擊負荷,當鋼錠加熱溫度不足或不勻時,軋件對輥道的沖擊和頂撞就更為嚴重[1].對驅(qū)動機架輥的電機有很大影響，加之輥道電機頻繁正反轉(zhuǎn)的運轉(zhuǎn)和電機防松不好容易造成軸不對中的影響，因而電機軸容易發(fā)生疲勞斷裂，致使機架輥成為惰輥，造成軋制出的鋼表面精度達不到既定要求，成為影響鋼廠經(jīng)濟效益受損的因素[2].在某軋鋼廠生產(chǎn)線上傾斜布置機架輥道電機裝配圖如圖1所示.

在某軋鋼廠生產(chǎn)線上傾斜布置的機架輥道電機，1年內(nèi)分別在2月、4月2次出現(xiàn)軋機機架輥道電機軸斷裂，斷裂情況如圖2所示.

圖1 機架輥系統(tǒng)裝配圖

1 斷口分析

由圖2可知，電機軸斷裂位置在軸的鍵槽處，觀察斷口的宏觀形貌，可見斷口較為平整，無明顯塑性變形，斷面與電機軸線垂直，為明顯疲勞斷裂.斷口可劃分為3個區(qū)域，第一個區(qū)域為邊緣斷裂源區(qū)，區(qū)域較小，為應(yīng)力集中區(qū)域；第二個區(qū)域為裂紋較大的裂紋擴展區(qū)域，占斷口整體面積的60%左右，表面光滑有疲勞輝紋；第三部分為瞬時斷裂區(qū)域，因受力面積不斷減小導(dǎo)致的瞬時斷裂，該區(qū)域表面粗糙，有金屬光澤.可以判斷為電機軸斷裂原因為疲勞斷裂[3].

圖2 電機軸斷裂圖

2 動力學(xué)分析

2.1 建立輥道系統(tǒng)動力學(xué)模型

在實際工作環(huán)境中，輥道電機與機架輥之間通過角度為8.1°的萬向接軸聯(lián)接，在電機頭部法蘭與輸入端叉頭連接處的螺栓有松動甚至出現(xiàn)切斷現(xiàn)象、因電機軸預(yù)緊力不足使得電機軸與電機頭部法蘭連接處松動，從而電機在帶負載轉(zhuǎn)動時出現(xiàn)晃動情況.針對此問題進行模擬動力學(xué)仿真[4].

在滿足精度的前提下對傳動系統(tǒng)其他部件進行簡化處理.通過SolidWorks對輥道系統(tǒng)進行建模，保存為x_t格式文件，再導(dǎo)入到ADAMS/VIEW模塊中，得虛擬樣機模型如圖3所示.

圖3 輥道系統(tǒng)虛擬樣機模型

2.2 輥道系統(tǒng)邊界條件的確定

通過文獻[5]計算出輥道系統(tǒng)受力.

1)軋件落到輥子上的沖擊負荷

(1)

式中：Q為作用在該輥子上的軋件重量，kg；H為軋件落下的高度，m；K1為計算動能時，輥子質(zhì)量的換算系數(shù)；K2為計算動量時，輥子質(zhì)量的換算系數(shù)；G1為輥子重量，kg；E為軋件落下的能量，J；I1為輥子輥身斷面的慣性力矩；I2為輥子輥頸斷面的慣性力矩；a為支點到輥身中間的距離，m；c為支點到輥身邊緣的距離，m.

由式(1)求得沖擊負載P=2 226 762 N.

2)輥道驅(qū)動力矩計算[6]如下式：

(2)

式中：Q為在該輥道上穩(wěn)定運動的軋件的重量，kg；G1為1個輥子的重量，kg；n為由一臺電動機所驅(qū)動的輥子數(shù)目，個；μ輥子軸承中的摩擦系數(shù)；d為輥子軸頸的直徑，m；f為軋件在輥子上的滾動摩擦系數(shù)；f為1個輥子的飛輪力矩；μ1為輥子與軋件間的滑動摩擦系數(shù)；D為輥子直徑，m.

由式(2)求得M=1 965.4 N·m.

2.3 輥道系統(tǒng)部件之間約束關(guān)系

不同傾角的輥道系統(tǒng)分別從SolidWorks導(dǎo)入ADAMS后，其各部件之間的約束關(guān)系，如表1所示.

表1 各部件之間的約束

通過Contact Force命令設(shè)置[7]電機軸與電機端部法蘭之間彈性接觸對，其參數(shù)如圖4所示.

圖4 彈性接觸對參數(shù)

2.4 添加驅(qū)動

其工作轉(zhuǎn)速為276 r/min，額定轉(zhuǎn)矩為2 000 N·m.因為YGP型電動機在3～50 HZ為恒轉(zhuǎn)矩調(diào)速運行，50～100 HZ為恒功率調(diào)速運行.電動機變頻范圍為0～15.6 HZ，所以為恒轉(zhuǎn)矩M阻=M×μ=1 941 N·m，在電機軸上施加的驅(qū)動函數(shù)為：

STEP(time,0,1 656 d*time,1,1 656 d)+STEP(time,1,0 d,3,0)+STEP(time,3,0,4,-1 656 d)

機架輥上施加的沖擊力函數(shù)為：

STEP(time,0,0,0.2,-2 226 762)+STEP(time,0.2,-2 226 762,0.5,0)

機架輥上施加的阻轉(zhuǎn)矩函數(shù)為：

STEP(time,0,0,0.5,-1 941)+STEP(time,0.5,0,3,0)+STEP(time,3,0,4,1 941)

為了探究預(yù)緊力不足導(dǎo)致電機軸出現(xiàn)軸向移動的工況[8]，建立無軸向間隙模型、2.5 mm軸向間隙模型和5 mm軸向間隙模型.無軸向間隙模型電機軸與電機頭部法蘭采用固定副連接，有軸向間隙的模型采用移動副連接.為了接近實際工況對移動副施加驅(qū)動，2.5 mm軸向間隙模型設(shè)置位移驅(qū)動函數(shù)為：

STEP(time,0,0.001*time,2.5,0.002 5)+step(time,2.5,0,5,-0.002 5)

5 mm軸向間隙模型設(shè)置位移驅(qū)動函數(shù)為：

STEP(time,0,0.002*time,2.5,0.005)+step(time,2.5,0,5,-0.005)

2.5 輥道系統(tǒng)動力學(xué)分析結(jié)果

參考點設(shè)置為電機軸質(zhì)心處，由ADAMS軟件仿真可以得到不同軸向間隙模型下電機軸的運動趨勢圖如圖5所示，對電機軸產(chǎn)生接觸力仿真結(jié)果圖如圖6所示.

圖5 軸向間隙為0 mm，2.5 mm，5 mm電機軸的運動趨勢(a)質(zhì)心的位移；(b)質(zhì)心速度

由圖5可知，隨著軸向間隙的增大，電機軸的運動趨勢增大，從而，導(dǎo)致與電機軸聯(lián)接的電機頭部法蘭處產(chǎn)生動不平衡；軸向間隙的增大會使得質(zhì)心速度發(fā)生較大的波動，這種波動會讓電機軸與電機頭部法蘭產(chǎn)生較大的沖擊.

由圖6可知，在有軸向間隙時，啟動和制動都會產(chǎn)生沖擊負載，且隨著軸向間隙的增大和沖擊負載間隔的時間縮短幅值增大.隨著軸向間隙的增大接觸力會在間隙最大處產(chǎn)生最大值，2.5 mm軸向間隙為416 N，5 mm軸向間隙為813 N.接觸力在5 mm軸向間隙時比2.5 mm軸向間隙產(chǎn)生接觸力峰值更加陡峭.因此，隨著電機軸預(yù)緊力不足、電機與法蘭之間的防松不好產(chǎn)生軸向間隙會使得接觸力增大對電機軸產(chǎn)生交變應(yīng)力.

圖6 不同軸向間隙產(chǎn)生的接觸力

3 輥道電機軸靜力學(xué)分析

3.1 建立電機軸靜力學(xué)模型

利用三維軟件Solideworks先建立簡化的輥道電機軸模型，但必須在保證計算準確和快捷的前提下減化對整體剛度和強度影響不大的孔洞、溝槽，再去掉一些小的倒角和過渡圓角，以免增加網(wǎng)格劃分和分析計算的難度.建好的模型保存為.x_t格式待用.

考慮輥道電機軸的工作流程：啟動、負載、制動.主要對不同軸向間隙下電機軸受力情況進行分析.找出電機軸易出現(xiàn)疲勞開裂的地方.

3.2 不同軸向間隙下的受力仿真

運用ANSYS Workbench Environment中靜力學(xué)仿真模塊對不同軸向間隙下的輥道電機軸進行仿真[9].首先將電機軸的三維模型導(dǎo)入并打開Designmodeler模塊生成模型.在Engineering Data中設(shè)置材料參數(shù)如表2所示，打開Mechanical進行網(wǎng)格劃分，電機軸采用四面體網(wǎng)格劃分，其他部件由系統(tǒng)自動控制.對電機鍵槽處進行細化處理，設(shè)置單元尺寸為3.0 mm，Transition設(shè)置為Slow, Weak springs設(shè)置為Off，其他為系統(tǒng)自動控制.網(wǎng)格劃分后模型的節(jié)點數(shù)為82 084，網(wǎng)格單元數(shù)為52 458，劃分完網(wǎng)格后的有限元模型如圖7所示.接觸都設(shè)置為固定約束.

表2 部件及材料參數(shù)

預(yù)緊力計算公式如下：

(3)

式中：ds為螺紋危險剖面的計算直徑，m；σs為螺栓材料的屈服極限.

通過式(3)可求得P0=226 080 N.

然后添加載荷，對電機輸入端施加額定啟動力矩2 000 N·m；由ADAMS動力學(xué)求解的力矩施加在電機與法蘭相接觸的面上；添加螺栓預(yù)緊力值為226 080 N；間隙產(chǎn)生的接觸力添加到鍵的工作面.固定電機輸出端，使用遠程約束除電機軸旋轉(zhuǎn)自由度以外的5個自動度，如下圖7所示.最后添加應(yīng)力結(jié)果項.

圖7 電機軸受力約束模型

3.3 電機軸應(yīng)力分析

對仿真結(jié)果進行分析，查看有限元分析結(jié)果，得到在不同軸向間隙下的出鋼沖擊作用造成的電機軸應(yīng)力云圖，如圖8所示.

由圖8可知，電機軸應(yīng)力最大部位為電機軸鍵槽處；隨著軸向間隙的增大最大應(yīng)力也在增大，無軸向間隙時為336.09 MPa；2.5 mm軸向間隙時最大應(yīng)力為358.12 MPa，比無軸向間隙時增大了22.03 MPa，增幅約為6.5%；5 mm軸向間隙時最大應(yīng)力為428.27 MPa，比無軸向間隙時增大了92.18 Mpa，增幅約為27.4%.無軸向間隙和2.5 mm軸向間隙時，根據(jù)Von Mises屈服準則，該部分的應(yīng)力沒有達到材料的屈服強度(377 MPa)，但在5 mm軸向間隙時應(yīng)力最大處超過了電機軸材料的屈服強度，會使得電機軸在鍵槽處產(chǎn)生塑性變形，成為疲勞源區(qū).

圖8 不同軸向間隙應(yīng)力云圖(a)無軸線間隙；(b)2.5 mm軸向間隙；(c)5 mm軸向間隙

4 結(jié)語

運用ANSYS workbench, ADAMS分析軟件，采用靜力學(xué)和多體動力學(xué)，對輥道電機軸與聯(lián)接法蘭產(chǎn)生軸向間隙情況的影響進行有限元和動力學(xué)仿真，得到以下結(jié)論：

(1)通過動力學(xué)仿真可知，隨著軸向間隙的增大會使與電機軸聯(lián)接的電機頭部法蘭處產(chǎn)生動不平衡；有軸向間隙時啟動和制動都會產(chǎn)生沖擊負載，并隨著軸向間隙的增大沖擊負載間隔的時間縮短而幅值增大.

(2)通過動力學(xué)分析得到電機軸受力導(dǎo)入靜力學(xué)分析發(fā)現(xiàn)，應(yīng)力最大處在電機軸鍵槽處.隨著軸向間隙的增大應(yīng)力最大值增大.

(3)在設(shè)計輥道系統(tǒng)時，要重視聯(lián)接處的防松，防止因預(yù)緊力不足而導(dǎo)致電機軸疲勞斷裂的產(chǎn)生.