齒輪齒條傳動系統(tǒng)對推焦裝置振動特性的影響研究*

陳俊君，孫桓五，劉 垚

(1.太原理工大學(xué) 機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院，山西 太原 030024；2.山西大學(xué) 自動化系，山西 太原 030013；3.太原理工大學(xué) 煤炭資源開采利用與裝備工程國家級實(shí)驗(yàn)教學(xué)示范中心，山西 太原 030024；4.山西大學(xué) 動力工程系 山西 太原 030013)

0 引 言

國內(nèi)某重工股份有限公司生產(chǎn)的6.25 m搗固焦?fàn)t設(shè)備，是該公司近年來最新研制的大型搗固式焦?fàn)t成套設(shè)備[1]，其炭化室長17 m，寬0.53 m，高6.25 m，炭化室的設(shè)計(jì)容積在50 m2左右[2]。炭化室每孔裝煤量為45.6 t，產(chǎn)焦量大約為38 t。該大型焦?fàn)t成套設(shè)備主要用于完成焦化企業(yè)的焦炭生產(chǎn)任務(wù)，其主要由裝煤車、推焦車、攔焦車和熄焦車四大設(shè)備組成。其中，推焦車主要是對焦?fàn)t機(jī)側(cè)爐門進(jìn)行啟閉操作，在焦?fàn)t裝煤工作完成后進(jìn)行平煤，將成熟的紅炭從炭化室中推出，使其通過導(dǎo)焦槽落入到熄焦車中[3]。

通過生產(chǎn)現(xiàn)場觀測發(fā)現(xiàn)，推焦車在推焦工作過程中會產(chǎn)生明顯的振動現(xiàn)象，該振動一方面會導(dǎo)致焦?fàn)t頭部和底部的耐火磚松動和移位，另一方面還可能造成炭化室與燃燒室串漏[4]。劇烈的振動還會影響推焦裝置的正常工作，甚至導(dǎo)致煤餅坍塌事故，對現(xiàn)場工作人員帶來安全威脅[5-6]。

可能導(dǎo)致推焦裝置振動的因素很多，對推焦裝置的振動機(jī)理進(jìn)行分析是迫切的問題。目前，國外鮮有學(xué)者在推焦裝置振動領(lǐng)域進(jìn)行研究，國內(nèi)學(xué)者則多從工廠實(shí)踐的角度出發(fā)，進(jìn)行了一些定性的研究。孫華[7]通過對6 m焦?fàn)t推焦車主動齒輪與齒條的嚙合頂隙進(jìn)行規(guī)范，調(diào)整軌道和推焦桿支輥的標(biāo)高，調(diào)節(jié)滑履高度等措施，在一定程度上減輕了推焦桿的振動；張哲等人[8]研究認(rèn)為，共振是推焦桿產(chǎn)生振動的主要原因，建議采取提高推焦桿剛度、改變電機(jī)頻率、調(diào)整支輥和滑履墊片的數(shù)量、厚度等措施；CHEN等人[9]通過對推焦系統(tǒng)建立了動力學(xué)模型，從系統(tǒng)的角度研究了系統(tǒng)參數(shù)對推焦裝置穩(wěn)定性及粘滑運(yùn)動特性的影響；初宏坤等人[10]對6 m焦?fàn)t推焦裝置的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了分析，認(rèn)為通過規(guī)范齒輪、齒條的嚙合間隙、增加滑履的自由度等措施，能夠一定程度減輕振動。迄今為止，未見學(xué)者專門從理論和試驗(yàn)的角度深入研究齒輪齒條傳動系統(tǒng)對推焦裝置振動特性的影響。

鑒于此，本文通過有限元仿真與試驗(yàn)分析相結(jié)合，研究齒輪齒條傳動系統(tǒng)與推焦裝置振動之間的關(guān)系，以便通過改進(jìn)設(shè)計(jì)及控制現(xiàn)場工作條件，減輕推焦裝置工作過程中的振動現(xiàn)象。

1 推焦裝置的工作原理

推焦裝置是將成熟的焦炭推出炭化室的具體執(zhí)行機(jī)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)主要由推焦桿、推焦頭、滑履和齒輪齒條驅(qū)動系統(tǒng)組成。其中，推焦桿是推焦裝置的核心部件，本文研究的6.25 m搗固焦?fàn)t設(shè)備中推焦桿的長寬高分別為27 m，0.34 m和1.05 m。

推焦裝置結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。

圖1 推焦裝置結(jié)構(gòu)示意圖

圖1中，推焦桿的前端與推焦頭固連在一起。推焦作業(yè)過程中，推焦頭與焦炭直接接觸，將焦炭從炭化室中推出。推焦桿靠近推焦頭的下端面安裝有滑履機(jī)構(gòu)，該機(jī)構(gòu)的主要功能是在推焦裝置進(jìn)入炭化室后對炭化室內(nèi)的推焦桿部分起支承作用?；牡南卤砻媾c炭化室內(nèi)的耐火磚相接觸，運(yùn)動形式屬于滑動摩擦。推焦桿的下端面還有若干個支輥提供支承作用，支輥安裝在工作地基上，推焦桿運(yùn)動過程中，推焦桿與支棍之間通過滾輪實(shí)現(xiàn)滾動摩擦。

推焦桿上端面安裝有齒輪齒條傳動機(jī)構(gòu)，工作過程中由電動機(jī)經(jīng)過減速來驅(qū)動齒輪齒條嚙合傳動，從而推動推焦桿前進(jìn)和后退。

2 推焦裝置模態(tài)分析

2.1 模態(tài)分析理論

模態(tài)[11]是機(jī)械結(jié)構(gòu)的固有振動特征。每一個模態(tài)都具有特定的固有頻率、阻尼比和模態(tài)振型。振動模態(tài)能夠反映機(jī)械結(jié)構(gòu)整體的固有特性。

通過模態(tài)分析，可以獲取機(jī)械結(jié)構(gòu)在某一易受影響的頻率區(qū)間內(nèi)各階模態(tài)的特性，進(jìn)而對結(jié)構(gòu)在該頻段內(nèi)各種內(nèi)外振源的作用下產(chǎn)生的實(shí)際振動響應(yīng)進(jìn)行預(yù)測。

對于某個n階線性系統(tǒng)，根據(jù)振動學(xué)相關(guān)知識，其運(yùn)動方程可描述為：

(1)

式中：M，K，C—結(jié)構(gòu)體的質(zhì)量矩陣、剛度矩陣和阻尼矩陣；Y—結(jié)構(gòu)體的位移向量，其一階導(dǎo)數(shù)和二階導(dǎo)數(shù)分別表示結(jié)構(gòu)體的速度向量和加速度向量；F(t)—結(jié)構(gòu)受到的動載荷向量；t—時間。

令F(t)=0，則可以從式(1)中獲取結(jié)構(gòu)體的自由振動方程。在實(shí)際工程應(yīng)用中，阻尼對結(jié)構(gòu)體的固有頻率和振型影響微弱，可忽略不計(jì)。因此，本文將式(1)中的阻尼矩陣略去，可以得到自由振動方程為：

(2)

一般情況下，可將自由振動看成是由若干個不同幅值和相位的正弦振動疊加而成，所以該振動方程的解可以表示為：

Y=Asin(ωt+φ)

(3)

式中：A—位移振幅向量；ω—固有頻率；φ—相位角。

將式(3)代入式(2)，可得：

(K-ω2M)A=0

(4)

為了獲得式(4)的非零解，需滿足以下條件，即：

|K-ω2M|=0

(5)

求解式(5)，可以獲得系統(tǒng)的n個自由振動頻率ω1,ω2,…,ωn，即為系統(tǒng)的n階固有頻率。將固有頻率ω1,ω2,…,ωn代入式(3)，即可求得與各固有頻率相對應(yīng)的n個特征向量A，即為系統(tǒng)的n階振型。

2.2 自由模態(tài)分析

自由模態(tài)分析用于研究機(jī)構(gòu)在不受外力和約束的條件下所產(chǎn)生的振動特性。本文以自由模態(tài)為依據(jù)，通過對機(jī)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。在實(shí)際現(xiàn)場工作中，筆者采用避免激勵頻率與機(jī)構(gòu)固有頻率相接近的方式，達(dá)到減輕構(gòu)件振動的目的，進(jìn)而提高工作的可靠性、穩(wěn)定性及機(jī)構(gòu)的使用壽命。

鑒于本文研究的推焦裝置其長度超過20 m，質(zhì)量達(dá)40 t，再加之炭化室為高溫的密閉空間，現(xiàn)場工作環(huán)境十分危險復(fù)雜，通過實(shí)驗(yàn)的方法，獲取推焦裝置的固有頻率在現(xiàn)有技術(shù)條件下十分困難，故筆者通過ANSYS有限元分析軟件，對推焦裝置的自由模態(tài)進(jìn)行分析。

采用自由模態(tài)分析時，推焦裝置的前幾階固有頻率接近0，可看作是裝置的剛體模態(tài)，不具有參考價值[12]。從第4階模態(tài)開始，是自由模態(tài)的有效值。通過現(xiàn)場試驗(yàn)觀測可知，推焦裝置存在明顯的低頻振動，對此，本文提取了推焦裝置的4～9階模態(tài)振型。

推焦裝置自由模態(tài)振型圖如圖2所示。

圖2 推焦裝置自由模態(tài)振型圖

從圖2中可以看出：推焦裝置的主要振動形式為推焦桿桿身的彎曲擺動、推焦頭的扭轉(zhuǎn)以及滑履的擺動。變形較大的區(qū)域主要集中在推焦桿尾部，推焦頭上下端部及滑履前后端面處。

推焦裝置4-9階自由模態(tài)分析結(jié)果如表1所示。

表1 推焦裝置4-9階自由模態(tài)分析結(jié)果

從表1中可以看出：隨著振型階數(shù)的增加，模態(tài)的固有頻率也逐漸變大，最大位移量對應(yīng)的固有頻率為5.449 4 Hz。

2.3 約束模態(tài)分析

實(shí)際現(xiàn)場工作環(huán)境中，推焦裝置要在支棍的支承下進(jìn)行推焦作業(yè)，為了分析齒輪齒條傳動系統(tǒng)對實(shí)際工作狀態(tài)下推焦裝置振動特性的影響，本文采用ANSYS有限元分析軟件，對推焦裝置進(jìn)行約束條件下的振動模態(tài)分析。其中，施加自由度約束的位置為推焦裝置實(shí)際工作中與前兩個支棍相接觸的部位。

本文提取了推焦裝置前6階模態(tài)振型。

推焦裝置約束模態(tài)振型圖如圖3所示。

圖3 推焦裝置約束模態(tài)振型圖

從圖3中可以看出：推焦裝置的主要振動形式為推焦桿桿身的彎曲搖擺、推焦頭的扭轉(zhuǎn)振動。變形較大的區(qū)域主要集中在推焦頭和推焦桿尾部。

推焦裝置前6階約束模態(tài)分析結(jié)果如表2所示。

表2 推焦裝置前6階約束模態(tài)分析結(jié)果

從表2中可以看出：隨著振型階數(shù)的增加，約束模態(tài)的固有頻率也逐漸變大，最大位移量對應(yīng)的固有頻率為10.159 Hz。

3 試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析與處理

3.1 推焦裝置工作過程時頻分析

通過現(xiàn)場試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，在將焦炭從炭化室中推出和從炭化室退回的過程中，推焦裝置都存在著明顯的振動現(xiàn)象。為了對推焦裝置的振動特性進(jìn)行研究，本文在試驗(yàn)現(xiàn)場采集了推焦裝置整個工作過程中的振動信號數(shù)據(jù)。

其中，振動數(shù)據(jù)采集設(shè)備為INV3060S數(shù)據(jù)采集及分析系統(tǒng)，采用的壓電加速度傳感器型號為INV9822。試驗(yàn)過程中，測試傳感器放置在前支輥上，測點(diǎn)分別為水平方向(推焦裝置推焦行進(jìn)方向)、豎直方向和橫向方向，采樣頻率為2 048 Hz，采樣時間為130 s。

傳感器測點(diǎn)分布圖如圖4所示。

圖4 傳感器測點(diǎn)分布圖

本文提取了沿豎直方向的振動信號。

推焦裝置振動信號時域圖如圖5所示。

圖5 推焦裝置振動信號時域圖

從圖5可知，振動波形圖中無法展現(xiàn)推焦過程和退回過程的振動特點(diǎn)，為此，本文采用短時傅里葉變換(short-time Fourier transform, STFT)，對推焦裝置振動信號進(jìn)行分析[13-14]。短時傅里葉變換是一種常用的時頻分析方法，其計(jì)算效率在各種時頻分析方法中是最高的，而且短時傅里葉變換獲取的試驗(yàn)結(jié)果有著明確的物理意義。

推焦裝置振動信號的時頻分析如圖6所示。

圖6 推焦裝置振動信號的時頻分析

從圖6中可以看出：在整個推焦過程中，出現(xiàn)了兩處比較集中的明顯的振動區(qū)域，分別為圖示的A區(qū)和B區(qū)。

現(xiàn)場振動信號的采集過程為推焦裝置從開機(jī)啟動到完成推焦工作，并返回原地的整個工作過程。根據(jù)現(xiàn)場的時間記錄，A區(qū)域?qū)儆谕平寡b置將焦炭從炭化室中推出階段，B區(qū)域?qū)儆谕平寡b置推焦結(jié)束后退回的階段。從圖6中可以看出，兩個階段都存在明顯的振動現(xiàn)象，而且將焦炭推出的過程要比推焦結(jié)束退回的過程振動得更為劇烈。這與現(xiàn)場實(shí)際觀測到的振動現(xiàn)象基本一致，表明采用時頻分析方法能定性地表征推焦裝置工作過程的振動特點(diǎn)。

為了研究齒輪齒條傳動系統(tǒng)對這兩個階段振動現(xiàn)象的影響，本文通過現(xiàn)場采集到的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，對齒輪齒條傳動系統(tǒng)的特征頻率進(jìn)行計(jì)算。

3.2 齒輪齒條傳動系統(tǒng)特征頻率的計(jì)算

工作時，焦?fàn)t推焦裝置由電動機(jī)驅(qū)動齒輪轉(zhuǎn)動，通過齒輪齒條的嚙合傳動為推焦工作提供動力。由于推焦裝置在將焦炭從炭化室中推出，以及從炭化室退回的運(yùn)動過程所需要克服的摩擦阻力不同，電動機(jī)的轉(zhuǎn)速差異也較大。

經(jīng)過現(xiàn)場試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，在將焦炭從炭化室中推出的過程中，電動機(jī)的工作頻率f1=28 Hz，推焦裝置的運(yùn)行速度v1=0.252 m/s；推焦裝置從炭化室退回的過程中，電動機(jī)的工作頻率f2=50 Hz, 推焦裝置的運(yùn)行速度v2=0.45 m/s。

齒輪轉(zhuǎn)頻的計(jì)算公式為：

(6)

齒輪齒條傳動系統(tǒng)嚙合頻率的計(jì)算公式為：

fn=fz×Z

(7)

式中：v—推焦裝置運(yùn)行速度；r—齒輪的節(jié)圓半徑，其數(shù)值為r=0.35 m；Z—齒輪的齒數(shù)，其數(shù)值為Z=14。

將相關(guān)參數(shù)代入式(6，7)，可以求得推焦裝置在將焦炭從炭化室推出的過程中，齒輪轉(zhuǎn)頻和嚙合頻率分別為：fz1= 0.114 6 Hz，fn1=1.604 4 Hz；推焦裝置從炭化室退回的過程中齒輪轉(zhuǎn)頻和嚙合頻率分別為：fz2=0.204 7 Hz，fn2=2.865 8 Hz。

結(jié)合上述推焦裝置自由模態(tài)分析的計(jì)算結(jié)果可知，推焦裝置在將焦炭從炭化室中推出的過程中，齒輪的轉(zhuǎn)頻0.114 6 Hz，與推焦裝置在從炭化室中退回的過程中齒輪的轉(zhuǎn)頻0.204 7 Hz，都與推焦裝置自由模態(tài)中第4階模態(tài)固有頻率0.169 7 Hz非常接近，表明在推出和退回的過程中齒輪的轉(zhuǎn)頻都會引起推焦裝置發(fā)生強(qiáng)烈的振動，而且最大變形處為推焦桿尾部，即推焦桿尾部振動非常明顯，這與現(xiàn)場試驗(yàn)觀察到的現(xiàn)象基本一致。

為了避免推焦裝置產(chǎn)生劇烈的振動，現(xiàn)場工作環(huán)境中，可以通過改變齒輪齒條傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)頻，使其避開第4階固有頻率的數(shù)值。雖然推焦裝置從炭化室退回的過程中齒輪齒條嚙合頻率的數(shù)值2.865 8 Hz，大于推焦裝置第6階模態(tài)的固有頻率2.385 2 Hz，但也要密切監(jiān)測嚙合頻率的數(shù)值，使其盡可能避開該固有頻率，減少誘發(fā)推焦裝置劇烈振動的可能。

結(jié)合上述推焦裝置約束模態(tài)分析的計(jì)算結(jié)果可知，推焦裝置在將焦炭從炭化室中推出的過程中齒輪齒條系統(tǒng)的嚙合頻率1.604 4 Hz，與推焦裝置約束模態(tài)中第1階模態(tài)固有頻率1.586 4 Hz十分接近，表明齒輪齒條的嚙合頻率會引起推焦裝置發(fā)生劇烈的振動，而且最大變形幾乎發(fā)生在整個推焦頭部，即推焦桿頭部振動強(qiáng)度非常大，這與現(xiàn)場試驗(yàn)觀察到的現(xiàn)象比較吻合。

為了避免推焦裝置發(fā)生強(qiáng)烈的振動，可以通過改變齒輪齒條傳動裝置中齒輪的齒數(shù)，以及改變齒輪齒條傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)頻的方式，調(diào)整嚙合頻率的數(shù)值，使其避開推焦裝置第1階固有頻率的數(shù)值。

4 結(jié)束語

本文通過采集現(xiàn)場振動信號數(shù)據(jù)，采用短時傅里葉變換的方法獲得了信號的時頻分析圖，定性地表征了推焦裝置工作過程的振動特點(diǎn)，即推焦裝置在將焦炭從炭化室中推出以及從炭化室退回的過程中都存在明顯的振動現(xiàn)象。

本文對比了齒輪齒條傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)頻及嚙合頻率與推焦裝置自由模態(tài)的固有頻率，表明推焦裝置在推焦的過程以及退回的過程，齒輪的轉(zhuǎn)頻都能引起推焦裝置產(chǎn)生明顯的振動現(xiàn)象；對比齒輪齒條傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)頻及嚙合頻率與推焦裝置約束模態(tài)的固有頻率，表明推焦裝置在推焦過程中，齒輪齒條的嚙合頻率能夠誘發(fā)推焦裝置發(fā)生強(qiáng)烈的振動。

為了減輕推焦裝置推焦和退回過程中的振動現(xiàn)象，可以通過改變齒輪的齒數(shù)，進(jìn)而改變齒輪齒條的嚙合頻率；從現(xiàn)場工作的角度考慮，可以通過調(diào)整電動機(jī)的工作頻率，進(jìn)而改變齒輪的轉(zhuǎn)頻。