張君浩 董學(xué)武 王東強(qiáng)

摘 要：以高速卷繞機(jī)卡盤(pán)軸為研究對(duì)象，利用SoildWorks建立卡盤(pán)軸三維模型，對(duì)卡盤(pán)軸進(jìn)行試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析和利用workbench理論模態(tài)分析，得到卡盤(pán)軸固有頻率和模態(tài)振型結(jié)果，兩者對(duì)比驗(yàn)證，誤差在允許范圍內(nèi)，驗(yàn)證建立三維模型正確。然后對(duì)卡盤(pán)軸主要構(gòu)件套筒、傳動(dòng)軸、支撐套筒利用workbench進(jìn)行模態(tài)分析，得出它們固有頻率對(duì)卡盤(pán)軸的影響，為提高卡盤(pán)軸工作效率和優(yōu)化結(jié)構(gòu)提供理論依據(jù)。

關(guān)鍵詞：模態(tài)分析；卡盤(pán)軸；模態(tài)頻率；模態(tài)振型

DOI：10.16640/j.cnki.37-1222/t.2018.16.004

0 引言

高速卷繞機(jī)是生產(chǎn)化纖核心設(shè)備，隨著科技進(jìn)步和化纖需求增加，高速卷繞機(jī)向高速化方向發(fā)展[1]?？ūP(pán)軸作為高速卷繞機(jī)重要部件直接影響著卷繞質(zhì)量和效率。據(jù)統(tǒng)計(jì)，轉(zhuǎn)子故障在旋轉(zhuǎn)機(jī)械故障中占總數(shù)的70%以上[2]。為降低故障發(fā)生可能性，研究卡盤(pán)軸及其各個(gè)構(gòu)件的動(dòng)力學(xué)特性，對(duì)卡盤(pán)軸結(jié)構(gòu)優(yōu)化和性能提高具有重要意義。董少偉在對(duì)卡盤(pán)軸模態(tài)分析時(shí)，得到卡盤(pán)軸振動(dòng)最大在懸臂端[3]；趙軍等研究了卡盤(pán)軸自由狀態(tài)和約束狀態(tài)下的盤(pán)軸動(dòng)態(tài)特性[4]。目前還沒(méi)有對(duì)主要構(gòu)件模態(tài)分析研究卡盤(pán)軸動(dòng)力學(xué)特性。

本文對(duì)高速卷繞機(jī)卡盤(pán)軸進(jìn)行實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析和利用ANSYS workbench進(jìn)行理論模態(tài)分析，對(duì)兩者得到的固有頻率和模態(tài)振型進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證，證明建立模型的正確性，然后進(jìn)行套筒、傳動(dòng)軸、支撐套筒模態(tài)分析，得出套筒、傳動(dòng)軸、支撐套筒固有頻率對(duì)卡盤(pán)軸的影響，為優(yōu)化卡盤(pán)軸結(jié)構(gòu)參數(shù)提供理論依據(jù)。

1 模態(tài)分析理論

模態(tài)分析是以振動(dòng)理論為基礎(chǔ)，以模態(tài)參數(shù)（固有頻率、模態(tài)振型、阻尼比）為目標(biāo)的分析方法。模態(tài)分析方法分為理論模態(tài)分析法和實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析法[5]。其運(yùn)動(dòng)微分方程為：

式中求得和。是特征值代表第i階所求的的固有頻率，它是由質(zhì)量矩陣和剛度矩陣決定。是特征向量表示構(gòu)建的模態(tài)振型[6]。

2 Workbench模態(tài)分析

2.1 模型建立

高速卷繞機(jī)卡盤(pán)軸主要由傳動(dòng)軸結(jié)合件、支撐套筒結(jié)合件、套筒組成如a圖，利用SolidWorks建立卡盤(pán)軸裝配體模型。根據(jù)卡盤(pán)軸的結(jié)構(gòu)和工作特點(diǎn)，在保證其動(dòng)力學(xué)性能不變的條件下，對(duì)卡盤(pán)軸結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡(jiǎn)化，忽略模型倒角、圓角等，然后導(dǎo)入到ANSYS Workbench，劃分網(wǎng)格得到的有限元模型如圖b所示。

2.2 卡盤(pán)軸模態(tài)分析

卡盤(pán)軸模態(tài)分析為獲得其結(jié)構(gòu)的固有特性，所以不對(duì)其施加載荷，在自由無(wú)約束狀態(tài)下進(jìn)行對(duì)模態(tài)仿真分析?？ūP(pán)軸主要零部件之間的接觸在導(dǎo)入workbench之后進(jìn)行修改。由于卡盤(pán)軸實(shí)際工作轉(zhuǎn)速為12000r/min，即200HZ，理論的工作轉(zhuǎn)速為18000r/min，即300HZ仿真結(jié)果如表1。

11.385HZ對(duì)應(yīng)1階振型圖，此時(shí)卡盤(pán)軸是剛體特性，不予考慮；20.486HZ和20.518HZ對(duì)應(yīng)2、3階振型，傳動(dòng)軸振幅最大，套筒前段接近法蘭處也存在變形，此時(shí)頻率在卡盤(pán)軸轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，容易激發(fā)卡盤(pán)軸振動(dòng)，應(yīng)針對(duì)這頻率對(duì)卡盤(pán)軸結(jié)構(gòu)優(yōu)化；頻率達(dá)到107.23HZ時(shí)，卡盤(pán)軸發(fā)生扭擺振動(dòng)；235.98HZ和236HZ包含套筒一階振動(dòng)彎曲和傳動(dòng)軸彎曲振動(dòng)，251.11HZ和252.79HZ是支撐套筒結(jié)合件一階振動(dòng)彎曲；通過(guò)觀察振型圖發(fā)現(xiàn)卡盤(pán)軸振動(dòng)位置在兩端，且當(dāng)處于低頻時(shí)靠近法蘭處要大于尾端，這與實(shí)際卡盤(pán)軸工作振動(dòng)時(shí)情況一致。

2.3 主要構(gòu)件仿真模態(tài)分析

卡盤(pán)軸主要構(gòu)件有支撐套筒結(jié)合件、套筒結(jié)合件、傳動(dòng)軸結(jié)合件。將SolidWorks建立模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench中，進(jìn)行無(wú)約束自由模態(tài)分析，得到各零部件的固有頻率和模態(tài)振型如圖3所示。

套筒、傳動(dòng)軸和支撐套筒的一階固有頻率分別為250.93HZ、19.397HZ、249.07HZ，與卡盤(pán)軸模態(tài)分析結(jié)果在數(shù)值上有相近。傳動(dòng)軸、套筒和支撐套筒裝配成卡盤(pán)軸，存在著相互接觸和約束，而在workbench分析中處于自由無(wú)約束狀態(tài)，會(huì)存在著誤差。

傳動(dòng)軸1階頻率19.397HZ和卡盤(pán)軸1階頻率20.286HZ接近，易產(chǎn)生共振，所以應(yīng)對(duì)傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)優(yōu)化，減少避免共振。套筒的1階彎曲振型與卡盤(pán)軸頻率235.98HZ和236HZ，振型是一致的；支撐套筒的1階彎曲振型與卡盤(pán)軸頻率251.11HZ和252.79HZ振型圖是相似的。由于卡盤(pán)軸工作最高頻率為200HZ，所以套筒支撐套筒對(duì)卡盤(pán)軸影響極小。

3 總結(jié)

（1）通過(guò)仿真分析，得到了卡盤(pán)軸1階固有頻率為20.48HZ，在正常工作范圍內(nèi)，所以應(yīng)對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，避免到達(dá)1階固有頻率產(chǎn)生共振。

（2）通過(guò)卡盤(pán)軸振型模態(tài)得到低頻發(fā)生的變形在靠近法蘭處；高頻時(shí)變形發(fā)生在卡盤(pán)軸兩端。與卡盤(pán)軸實(shí)際工作情況一致，驗(yàn)證所建立模型的正確性，為研究卡盤(pán)軸動(dòng)平衡提供理論依據(jù)。

（3）利用workbench對(duì)傳動(dòng)軸、套筒和支撐套筒構(gòu)件自由約束下模態(tài)分析。得到1階固有固有頻率分別為傳動(dòng)軸19.39HZ、套筒250.93HZ、支撐套筒249.07HZ。其中傳動(dòng)軸1階頻率和卡盤(pán)軸1階頻率接近，易產(chǎn)生共振，應(yīng)對(duì)其結(jié)構(gòu)優(yōu)化；套筒和支撐套筒1階固有頻率超出了卡盤(pán)軸工作頻率，不予考慮。

參考文獻(xiàn)：

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[6]董學(xué)武，楊艷艷，張曦等.高速卷繞頭套筒的模態(tài)分析[J].中原工學(xué)院學(xué)報(bào)，2015（01）.

作者簡(jiǎn)介：張君浩（1992-），男，河南鄭州人，研究生，主要研究方向：機(jī)械振動(dòng)。