王興東，段 宇，彭 煒，童 超，阮龍歡，侯 宇

（1武漢科技大學(xué)機(jī)械自動(dòng)化學(xué)院，湖北 武漢430081；2武漢鋼鐵股份有限公司，湖北 武漢430083）

冷軋機(jī)主傳動(dòng)齒輪箱的主要部件有齒輪、軸承、箱體和連接螺栓等。連接螺栓作為齒輪箱的連接與固定件，在主傳動(dòng)系統(tǒng)中起著重要作用。其失效形式主要有：在靜載荷作用下，由于過(guò)載或螺栓材料性能不足，發(fā)生螺紋塑性變形和螺桿被拉斷；在動(dòng)載荷作用下，其主要失效形式為疲勞斷裂和磨損；在單個(gè)系統(tǒng)中，往往需要多個(gè)連接螺栓，由于其數(shù)量多，發(fā)生故障的可能性高，而一旦發(fā)生故障，會(huì)影響整個(gè)系統(tǒng)的運(yùn)行和產(chǎn)品質(zhì)量，甚至威脅到工作人員的生命安全。2010年5月，某鋼鐵企業(yè)冷軋廠五機(jī)架F4軋機(jī)齒輪箱連接螺栓發(fā)生斷裂，并且齒輪箱振動(dòng)明顯偏大。在更換新的螺栓繼續(xù)生產(chǎn)一段時(shí)間后，螺栓頻頻出現(xiàn)斷裂。斷裂的螺栓斷口均呈明顯的疲勞斷裂特征，斷裂區(qū)域集中在螺栓下部的螺紋根部或倒角處。齒輪箱上的連接螺栓頻繁斷裂嚴(yán)重影響了該冷軋廠的正常生產(chǎn)。

針對(duì)螺栓的失效分析，穆健在高強(qiáng)螺栓連接節(jié)點(diǎn)疲勞破壞試驗(yàn)研究中，對(duì)縱橫梁交叉節(jié)點(diǎn)模型的疲勞荷載幅從1.5倍設(shè)計(jì)荷載幅逐級(jí)提高至3.0倍，得出隨著疲勞荷載幅和循環(huán)荷載次數(shù)的增加，高強(qiáng)螺栓出現(xiàn)松動(dòng)［1］。許陽(yáng)釗針對(duì)前穩(wěn)定桿拉桿球頭螺栓斷裂問(wèn)題，利用ABAQUS有限元分析軟件，計(jì)算前穩(wěn)定桿拉桿在受力最大時(shí)候的兩種典型工況下的應(yīng)力，得出在3.5g工況下最大應(yīng)力值大于材料的屈服極限，螺栓在交變載荷的作用下產(chǎn)生了疲勞斷裂［2］。唐貴基等對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪螺栓斷裂進(jìn)行仿真分析，通過(guò)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)模型進(jìn)行簡(jiǎn)化，建立一維當(dāng)量模型，然后進(jìn)行扭振計(jì)算，確定飛輪螺栓斷裂主要是由于發(fā)動(dòng)機(jī)軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)引起的［3］。林新松、張棟、張曉良等學(xué)者也在這方面展開(kāi)相關(guān)研究［4－6］。

本文采用有限元方法，對(duì)主傳動(dòng)齒輪箱主要部件進(jìn)行相應(yīng)的靜力分析和模態(tài)分析，并結(jié)合齒輪箱現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試數(shù)據(jù)，找出齒輪箱異常振動(dòng)和連接螺栓頻繁斷裂的原因。

1 軋機(jī)齒輪箱結(jié)構(gòu)及螺栓受力分析

1.1 軋機(jī)主傳動(dòng)齒輪箱結(jié)構(gòu)

軋機(jī)主傳動(dòng)齒輪箱為兩級(jí)齒輪傳動(dòng)，結(jié)構(gòu)如圖1所示。電動(dòng)機(jī)與輸入軸相連，兩根輸出軸分別與上下軋制工作輥相連，轉(zhuǎn)向相反。齒輪箱體由箱體上蓋、中部連接箱體及箱座三部分通過(guò)螺栓連接構(gòu)成，其中箱座在地面基礎(chǔ)上固定。

圖1 軋機(jī)主傳動(dòng)齒輪箱結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

1.2 連接螺栓受力分析

螺栓材料為42CrMo4，理論屈服極限σb為900～1 000MPa，螺栓預(yù)緊力要求F0＝1 250kN，根據(jù)工況計(jì)算出工作拉力F＝173.75kN，工作拉力遠(yuǎn)小于預(yù)緊力要求的1 250kN，說(shuō)明此情況不能按照傳統(tǒng)機(jī)械設(shè)計(jì)公式，由工作拉力和不同工況決定的相應(yīng)系數(shù)得出殘余預(yù)緊力。鑒于此，本文采用有限元方法模擬出箱體受螺栓預(yù)緊力下的變形情況，再來(lái)計(jì)算螺栓的殘余預(yù)緊力。箱體三維模型導(dǎo)入workbench，在模型中螺栓與箱體接觸面上加載螺栓預(yù)緊力F0，得到箱體受力變形結(jié)果（圖2）。計(jì)算得出箱體最大變形為0.27mm，出現(xiàn)在螺母與箱體接觸位置。

圖2 有限元模型模擬預(yù)緊力箱體變形

根據(jù)模擬變形推算出箱體總體變形量λm＝1.05×10－3m，從而得到箱體等效剛度

箱體回復(fù)變形等于螺栓受工作拉力以后的回復(fù)變形量Δλb＝Δλm＝0.270 4mm，最終得出殘余預(yù)緊力

2 連接螺栓靜態(tài)與動(dòng)態(tài)特性分析

2.1 連接螺栓的靜力分析

將螺栓模型導(dǎo)入Workbench后，在螺栓右端加載防止螺栓移動(dòng)及翻轉(zhuǎn)的固定約束，在左端面加載螺栓所受殘余預(yù)緊力。螺栓受力變形情況見(jiàn)圖3，螺栓最大變形為1.7mm，出現(xiàn)在螺栓下端與箱體連接位置處。螺栓最大應(yīng)力為962.5MPa，出現(xiàn)在如圖4所示退刀槽處。

圖3 螺栓受力變形情況

未考慮外部激振力時(shí)，螺栓的靜力分析表明螺栓強(qiáng)度足夠。此時(shí)的結(jié)果說(shuō)明在靜態(tài)狀況下，螺栓工作是可靠的。而發(fā)生破壞，是因?yàn)楣ぷ鳡顟B(tài)下產(chǎn)生了外部激振力。因此有必要研究螺栓的動(dòng)態(tài)特性。

圖4 螺栓應(yīng)力分布情況

2.2 連接螺栓的模態(tài)分析

工作狀態(tài)下的模態(tài)分析，得出螺栓前7階的固有頻率分別為65.92Hz、266.39Hz、623.96Hz、678.18Hz、1089.60Hz、1146.60Hz、1814.10Hz，前4階振型見(jiàn)圖5。

圖5 連接螺栓前4階振型圖

3 齒輪箱振動(dòng)測(cè)試

3.1 測(cè)試內(nèi)容

根據(jù)初步分析及現(xiàn)場(chǎng)考察，現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試主要完成了對(duì)F4軋機(jī)齒輪箱的4根連接螺栓受力及其頂部振動(dòng)、軸承座振動(dòng)的測(cè)量工作。傳動(dòng)側(cè)分別安裝有4個(gè)單向壓電式加速度傳感器（圖6）；操作側(cè)分別安裝有2個(gè)三向壓電式加速度傳感器（圖7）；另外，4根螺栓頂部分別安裝單向壓電式加速度傳感器。

圖6 輸入側(cè)測(cè)點(diǎn)布置位置及說(shuō)明

3.2 測(cè)試數(shù)據(jù)分析

分析所得幅頻信號(hào)可發(fā)現(xiàn)：1）各振動(dòng)信號(hào)頻譜圖中，有眾多明顯的特征頻率，并且各工況下的特征頻率完全不同，說(shuō)明齒輪箱的運(yùn)行狀態(tài)有問(wèn)題；2）螺栓頂部振動(dòng)信號(hào)各特征頻率與箱體的相同，說(shuō)明螺栓斷裂與齒輪箱運(yùn)行狀態(tài)有必然聯(lián)系。

圖8為傳動(dòng)側(cè)軸向振動(dòng)信號(hào)頻譜圖，圖9為螺栓頂部測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)信號(hào)頻譜圖。

圖8 傳動(dòng)側(cè)軸向振動(dòng)信號(hào)頻譜圖

圖9 螺栓頂部測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)信號(hào)頻譜圖

螺栓在預(yù)緊力工況下的第4階固有頻率為678.18Hz，從3個(gè)螺栓頂部振動(dòng)測(cè)點(diǎn)的頻譜圖中，都能清晰看到699.462 9Hz的特征頻率，由于這兩個(gè)頻率值相當(dāng)接近，如果螺栓長(zhǎng)期在699.462 9Hz振動(dòng)環(huán)境下工作，必然會(huì)產(chǎn)生共振，導(dǎo)致其疲勞斷裂破壞。

4 結(jié)論

1）在某些特定工況下，齒輪箱產(chǎn)生的振動(dòng)接近螺栓的第4階固有頻率，使螺栓在擾力作用下極易產(chǎn)生共振，大大縮短其使用壽命。

2）齒輪箱中齒輪副存在故障，導(dǎo)致整個(gè)齒輪箱振動(dòng)明顯，造成螺栓的加速破壞。

3）螺栓結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)存在應(yīng)力集中等問(wèn)題（螺紋根部退刀槽處應(yīng)力明顯偏大），導(dǎo)致螺栓易發(fā)生疲勞破壞。

［1］ 穆 健.高強(qiáng)螺栓連接節(jié)點(diǎn)疲勞破壞試驗(yàn)研究［D］.重慶：重慶交通大學(xué)，2010.

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［3］ 唐貴基，宋彩盟，陳卓群.6110／125Z發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪螺栓斷裂仿真分析和探討［J］.機(jī)械工程與自動(dòng)化，2013（03）：20－21.

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