摘要：高速减径机组的回转部件因长期承受高频载荷，呈现出复杂的动态响应情况，其振动特性直接关联着设备的稳定运行以及产品的质量状况。本研究借助有限元方法构建了该回转系统的动力学模型，并且通过模态分析揭示了系统的固有振动特性，确认关键模态频率集中在280～1250Hz的范围内。瞬态响应分析结果显示，启动阶段回转部件会发生明显共振，最大振幅能够达到0.35mm。应力分布分析表明轴承支撑位置和齿轮啮合区域存在应力集中现象，最大应力值达到了450MPa。根据敏感性分析结果，文章提出了结构优化方案，通过增加阻尼结构并调整支撑刚度，有效降低了振动响应且降幅达30%，进而提升了整个系统的动态性能表现。

　　关键词：高速减径辊箱；转动部件；动态特性；模态分析；振动控制

　　减径辊箱作为轧钢生产线的关键设备，其转动部件动态性能直接关联产品质量和设备使用寿命［1］。伴随轧钢技术朝着高速和高精度方向不断发展，减径辊箱工作速度持续加快，转动部件承受动态载荷变得更加复杂。在高速运转状况下转动系统容易出现共振，会导致振动增强且噪声增大，严重时可能导致设备损坏。国外领先制造企业通过精确动态特性分析和优化设计，显著提高了设备性能，国内在这方面研究则相对不足，所以深入研究高速减径辊箱转动部件动态特性，了解其振动规律和影响因素，对提高设备技术水平和确保生产安全具有重要现实意义。

　　1高速减径辊箱转动系统结构与力学建模

　　高速减径辊箱的转动系统属于复杂的机械传动链，主要涵盖主轴系统、齿轮传动机构和轴承支撑系统。主轴系统作为动力传递的核心部分，负责接收驱动电机的扭矩，并且借助精密加工的轴颈与轴承配合来实现高速旋转［2］。齿轮传动机构采用渐开线直齿轮进行设计，通过齿轮副之间的啮合，按照预先设定传动比调整输入转速，以适应不同工作条件。轴承支撑系统运用高精度滚动轴承，为转动部件提供可靠的径向和轴向支撑，确保主轴在高速运转过程中的位置精度和旋转稳定性，同时承受来自轧制过程的径向载荷和轴向推力。

　　在建立多体动力学模型时，采用拉格朗日方程，且充分考量各个旋转部件惯性弹性连接及阻尼影响。同时借助有限元建模技术对复杂几何结构做离散化处理，通过使用三维实体单元描述转轴连续变形情况，并用梁单元模拟齿轮轴的弯曲方面特性。边界条件设定包含轴承约束以及齿轮啮合面接触约束，载荷定义覆盖驱动扭矩齿轮啮合力和轴承反作用力。材料属性参数，如弹性模量泊松比和密度等，均基于合金钢物理特性进行确定，几何参数由精确测量手段获取，模型精度依靠模态试验结果做验证和修正。

　　试验数据显示前三阶固有频率计算值和实测结果偏差都不超过5%，这证实了有限元模型具有较高的准确性。同时在建模阶段还把温度场对材料特性的影响考虑进去，设定工作温度区间在20~80℃,温度升高会使弹性模量降低约3%，这一因素在动态特性分析中得到充分考量。

　　2转动部件动态特性分析

　　2.1模态分析与固有振动特性

　　旋转系统进行模态分析的目的是解决特征值问题，从而确定该系统的固有频率和振型。动力学方程可表示为式（1）：

　　式中：［M］、［C］、［K］分别为质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵。为直观展示系统振动特性分布，建立了转动部件的三维有限元模型进行模态计算，如图1所示。

　　图1结果显示，前六阶固有频率分布呈明显阶梯状，第一阶弯曲模态频率为284Hz，且振型显示主轴中部有横向弯曲变形，该模态对系统横向激励最为敏感。第二阶扭转模态频率为456Hz，主要影响齿轮轴角位移响应。第三阶和第四阶模态频率分别是678Hz和892Hz，对应复合弯曲和扭转振动模式。较高阶模态集中在950~1250Hz频率范围，且振型复杂程度显著提高，主要与轴承支撑部位局部振动有关，模态参与因子分析表明，前三阶模态有效质量占总质量85%是决定系统动态响应主要因素。

　　2.2瞬态响应与振动机理研究

　　采用纽马克-β积分法来对动力学方程进行求解，进而分析转动部件在启动和变速过程的动态响应，着重关注其振动方面的特性［3］。启动阶段转速从零点开始逐渐提升到工作转速，此时激励频率呈现出连续变化的特征，当激励频率逼近系统的固有频率的时候，就会引发共振这种现象。相关实验结果显示系统在转速达到1680rpm时，共振现象表现得尤为显著，振动幅度高达0.35mm，对应的激励频率为284Hz，和系统的第一阶弯曲模态频率高度吻合。

　　从振动机理分析角度来说，齿轮啮合过程中刚度的周期性变化是主要的激励来源，啮合频率及其谐波成分会激发系统产生多个阶次的振动模态，阻尼特性对振动响应的影响十分显著，当阻尼比从0.02提升到0.05时，共振峰值能够降低大约40%，在瞬态过程中振动能量主要集中在低频区域，而高频成分的衰减速度相对来说比较快，当转速稳定之后系统进入稳态振动状态，。稳态振动特征分析得出设备在额定运行速度下振动烈度为2.8mm/s，该数值满足ISO 10816标准里关于机械振动的B级评定。对各工况振动数据进行统计分析表明负载波动会使振动幅值上升15%~25%，同时环境温度变化对振动特性影响较弱，温度每上升10℃振动幅值仅增长约2%。振动幅度基本保持稳定，主要的频率成分由齿轮啮合频率及其倍频构成。

　　频谱分析显示齿轮啮合的基频是420Hz，其对应的二倍频和三倍频成分分别为840Hz和1260Hz，其中二倍频的幅值能够达到基频的60%。轴承滚动体的通过频率为156Hz，保持架的旋转频率是8.4Hz，这些频率成分在振动信号当中均有明显的体现。通过小波变换时频分析可以发现，启动过程中各频率成分的能量分布呈现出明显的时变特征，齿轮啮合频率的能量在转速达到额定值的时候趋于稳定。

　　2.3应力分布与变形规律分析

　　对应力分布特征开展定量分析工作，能够为评估结构强度与找出薄弱点提供重要科学依据，各个关键部位的应力大小会直接影响整个系统的可靠性和使用寿命，如表1所示。

　　对轴承应力分布做统计分析后发现，内圈配合面承受了整个结构的最大应力，静应力高达450MPa，此数值已逼近材料屈服强度的92%，安全系数仅有1.09，这意味着存在较高的失效可能性。齿轮的齿根部位能明显看到应力集中的现象，其疲劳应力范围处在185MPa，所以需要特别关注疲劳裂纹的扩展情况。

　　主轴中部截面的应力分布呈现出较为均匀的状态，安全系数高达4.08，表明该部位具有足够的强度裕量。动态应力分析的结果显示，在高速运转的条件下，各个部位的应力幅值普遍增大了40%～60%，其中轴承配合面和齿轮啮合区域的应力波动最为剧烈。

　　3动态性能优化与工程应用

　　3.1关键参数敏感性评估

　　为了评估关键设计参数对系统动态性能的具体影响，文章采用了LHS敏感性分析方法，通过系统地改变设计参数，从而确定对系统振动特性影响最大的设计变量，如图2所示。

　　由图2可知，轴承支撑刚度对系统固有频率影响最大，其敏感性系数高达0.68意味着支撑刚度每提高10%，第一阶弯曲频率增加6.8%。主轴直径与振动幅值呈现负相关关系敏感性系数为-0.45，即增大直径能有效减小振动。齿轮模数对系统扭转刚度影响也很大，敏感性系数为0.52。材料密度主要影响高阶模态频率，其敏感性系数在0.2~0.35，阻尼参数能够显著抑制共振峰值，当结构阻尼比从0.02增加到0.04时共振幅值降低65%。

　　3.2结构改进设计方案

　　依据敏感性分析结果设计出多层级的结构优化方案。在轴承支撑系统当中采用预载荷可调的设计方案，利用精密的调节螺母调整预紧力大小，以实现支撑刚度平稳调节［4］。

　　在轴承座的结构上增加阻尼环槽并填充粘弹性阻尼材料，可显著提升系统阻尼性能。

　　主轴结构优化采用阶梯轴的设计思路且关键截面直径增加15%，轴肩部位采用大圆角过渡，从而将应力集中系数降低到1.8。

　　齿轮的啮合副设计应用齿轮修形技术，通过对齿向和齿廓修形减少传动误差和动态载荷系数。修形量根据载荷分布情况计算，确定齿向修形量为8μm，齿廓修形量为12μm。

　　材料选择方面将主轴材料从40Cr调质钢升级为42CrMoA合金钢，使屈服强度提高到980MPa，且疲劳强度增加25%。

　　轴承选型升级为P4级精密轴承，并将径向游隙控制在5~10μm。

　　减振结构设计包含轴系动力吸振器和齿轮箱体的阻尼处理，动力吸振器调谐频率设定为284Hz、质量比为0.08、阻尼比为0.15，能有效抑制第一阶弯曲振动，在箱体的内壁粘贴厚度为2mm的阻尼涂层其损耗因子达到0.12［5］。

　　为了优化润滑系统采用强制循环润滑替换原有的飞溅润滑，并且把油流量提升到15L/min，以此确保轴承及齿轮能够获得充分润滑。同时在油路当中加装过滤精度为10μm的高精度过滤器，用来防止磨粒损害轴承及齿面。另外增设油温监控与调控系统，将油温维持在45~55℃区间，既保证润滑油粘度性能又避免高温对密封件造成损害。

　　3.3优化效果验证与实际应用

　　仿真结果表明经过优化设计之后系统动态性能显著提升，为了更全面地评估优化效果，对比优化前后系统各项关键性能指标，如表2所示。

　　由表2可知，系统各项动态性能指标都有显著改善，第一阶弯曲模态频率提升9.9%，有效避开工作频率范围，共振幅值降低40%，振动控制效果十分明显。最大应力值降低18.9%，让安全系数提升至1.37，增强了结构的可靠性。系统阻尼比提升175%，大幅增强了振动衰减能力。工程应用验证表明，优化方案使设备故障率降低60%，并延长了维护周期，带来显著经济效益。

　　4结语

　　综上所述，高速减径辊箱转动系统动态特性分析了280~1250Hz频率范围中六阶主要振动模态的分布规律，并且识别出第一阶弯曲振动频率284Hz属于关键共振点。瞬态响应研究显示在转速1680rpm时系统振动幅值达到峰值0.35mm，同时轴承支撑部位和齿轮啮合区域应力集中现象十分显著，最大应力值为450MPa。敏感性分析确定轴承支撑刚度敏感性系数最高能达到0.68，这为优化设计提供了定量方面的依据。通过预载荷可调节轴承设计、阶梯轴结构改进以及齿轮修形技术的应用，系统振动幅值降低到了0.21mm，减幅达到40%，最大应力降低至365MPa，工程应用验证表明优化方案具备显著的技术和经济效益。

　参考文献

　　［1］刘兴贤，钟荣新.高速线材辊箱油膜轴承烧损原因及防范措施［J］.冶金与材料，2025，45（3）：64-66.

　　［2］林永军.高棒精轧机辊箱及惰轴故障率高的原因分析与改善措施［J］.山西冶金，2024，47（8）：205-208+211.

　　［3］何巨银.关于润滑系统对高线精轧机辊箱油膜轴承使用寿命的影响［J］.冶金管理，2021（23）：37-38.

　　［4］邢峥嵘，贺天成.高速线材精轧锥辊箱故障诊断分析［J］.山西冶金，2024，47（5）：242-243.

　　［5］王银兵.达涅利精轧机辊箱装配精度及维护［J］.冶金管理，2021（13）：52-53.