徐麗霞，黃貞益

（1.安徽工業(yè)大學(xué)工程創(chuàng)新與實(shí)踐中心，安徽 馬鞍山 243002；2.安徽工業(yè)大學(xué)材料科學(xué)與工程學(xué)院，安徽 馬鞍山 243002）

軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)問(wèn)題測(cè)試分析

徐麗霞1，黃貞益2

（1.安徽工業(yè)大學(xué)工程創(chuàng)新與實(shí)踐中心，安徽 馬鞍山 243002；2.安徽工業(yè)大學(xué)材料科學(xué)與工程學(xué)院，安徽 馬鞍山 243002）

針對(duì)南鋼2800mm中厚板軋機(jī)精軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)存在的振動(dòng)現(xiàn)象，對(duì)主傳動(dòng)軸、軸承座和軋輥平衡油缸的振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行測(cè)試、小波消噪和處理分析，尋找板形和設(shè)備安全的影響因素。結(jié)果表明，主傳動(dòng)軸上存在較高能量的頻率值，應(yīng)通過(guò)合理控制軋機(jī)的轉(zhuǎn)速來(lái)防止共振和設(shè)備損壞；在0.1～1.5的中頻段，軋輥平衡油缸動(dòng)態(tài)剛度減小、動(dòng)態(tài)柔度增加，油缸壓力產(chǎn)生劇烈振動(dòng)，影響板形和設(shè)備安全，可通過(guò)增加液壓缸剛度來(lái)解決。

振動(dòng)；測(cè)試信號(hào)；小波；軋機(jī)；主傳動(dòng)系統(tǒng)

1 引 言

軋機(jī)的主傳動(dòng)系統(tǒng)是一個(gè)由若干慣性元件和彈性元件組成的“彈簧質(zhì)量系統(tǒng)”，這個(gè)系統(tǒng)在突加載荷作用下，就會(huì)發(fā)生不穩(wěn)定的振動(dòng)[1]。這種振動(dòng)現(xiàn)象中始終存在共振和拍的問(wèn)題，并嚴(yán)重影響軋機(jī)工作性能，如何避免軋制過(guò)程中的共振和拍現(xiàn)象是軋機(jī)設(shè)計(jì)和操作中的一個(gè)重要問(wèn)題[2-3]?，F(xiàn)場(chǎng)測(cè)試是軋機(jī)研究的重要方法，是獲得軋機(jī)性能信息的重要手段[4]，在軋機(jī)軋制生產(chǎn)過(guò)程的振動(dòng)分析中得到廣泛應(yīng)用。小波分析方法更好地解決了測(cè)試信號(hào)的不平穩(wěn)性問(wèn)題，提高了現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試分析的準(zhǔn)確性[5-6]。

南鋼2 800mm中厚板軋機(jī)精軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)存在振動(dòng)現(xiàn)象，并對(duì)正常生產(chǎn)產(chǎn)生了一定的影響。該文通過(guò)對(duì)現(xiàn)場(chǎng)實(shí)際信號(hào)的測(cè)試、消噪和分析，從主傳動(dòng)軸扭振、主傳動(dòng)軸軸承座振動(dòng)和工作輥平衡油缸振動(dòng)的測(cè)試入手，來(lái)分析影響板形和設(shè)備安全的因素及解決措施。

2 主傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)測(cè)試與分析

南鋼2 800mm中厚板軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)測(cè)試分析主要考慮了主傳動(dòng)軸、軸承座和軋輥平衡油缸。

2.1 主傳動(dòng)軸扭振測(cè)試與分析

對(duì)于主傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振，主要研究其扭矩放大系數(shù)TAF，即發(fā)生扭振時(shí)，接軸上扭矩的最大值與其穩(wěn)定值的比值。一般情況下，TAF不會(huì)超過(guò)2，但由于傳動(dòng)部件的加工誤差或運(yùn)行磨損等原因，傳動(dòng)系統(tǒng)中有時(shí)會(huì)存在間隙，這種間隙在運(yùn)行中的打開(kāi)或閉合，使得沖擊加大，從而造成TAF增大，有時(shí)TAF會(huì)達(dá)到5～6，這樣就容易造成設(shè)備的破壞[7-8]。

2.1.1 測(cè)量方法及原理

在主傳動(dòng)軸布置電阻應(yīng)變傳感器，按一定的方式組成傳感器測(cè)量扭矩的微應(yīng)變信號(hào)，并進(jìn)行計(jì)算機(jī)記錄采樣，獲得工作時(shí)的扭矩變化。對(duì)計(jì)算機(jī)采集記錄的數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，可獲得各重要數(shù)據(jù)，以用來(lái)判斷各傳動(dòng)系統(tǒng)的狀態(tài)。按文獻(xiàn)[9]所述方式在主傳動(dòng)軸上布置應(yīng)變片。

2.1.2 測(cè)試數(shù)據(jù)與分析

工作時(shí)，上、下傳動(dòng)軸扭矩信號(hào)如圖1和圖2所示；空轉(zhuǎn)時(shí)，主傳動(dòng)偏心信號(hào)如圖3所示。

（1）扭矩信號(hào)的常規(guī)分析。由圖1和圖2可以看出，上、下傳動(dòng)軸扭矩信號(hào)基本同步，但上、下傳動(dòng)軸的扭矩峰值與平均值并不完全一致。

圖1 上軸主傳動(dòng)扭矩圖

圖2 下軸主傳動(dòng)扭矩圖

圖3 主傳動(dòng)偏心信號(hào)

在空轉(zhuǎn)時(shí)工作輥與支承輥之間靠摩擦力傳動(dòng)，正常情況下該摩擦力變化不會(huì)太大，從而扭矩也應(yīng)保持大小一致，近似為一條恒定值的直線。圖3表明，扭矩信號(hào)在不過(guò)鋼時(shí)也存在波動(dòng)，下傳動(dòng)軸尤為突出，上軸空轉(zhuǎn)信號(hào)的峰-峰值為40 kN·m，下軸空轉(zhuǎn)時(shí)信號(hào)的峰-峰值達(dá)到160kN·m，是上軸的4倍。因此，分析軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)存在質(zhì)量偏心或位置偏心。

（2）扭矩信號(hào)的頻譜分析。在功率譜密度分析中，參數(shù)方法比不設(shè)參數(shù)的方法要好一些，尤其是在信號(hào)不夠長(zhǎng)時(shí)。這些方法用不同的途徑逼近頻率估計(jì)，通常被稱為頻譜估計(jì)的AR方法。所有的AR方法可通過(guò)式（1）給出功率譜估計(jì)：

選擇Hyulear參數(shù)模型，在Matlab軟件中以相應(yīng)的函數(shù)編寫(xiě)處理程序，對(duì)精軋機(jī)主傳動(dòng)上、下軸進(jìn)行低頻和高頻段的功率譜密度分析。

截取上、下主傳動(dòng)軸空轉(zhuǎn)扭矩信號(hào)分析其高頻頻譜，如圖4所示。在兩個(gè)傳動(dòng)軸上有5處頻率能量較高：7Hz、24Hz、80Hz、100Hz、200Hz。其中，7Hz和24Hz屬于扭振的范圍，對(duì)軋機(jī)有較大的危害性；200Hz頻率能量較大，影響較大，應(yīng)加以重視。根據(jù)以上結(jié)果軋機(jī)在軋制時(shí)應(yīng)避免使用上述頻率的轉(zhuǎn)速，以防引起共振對(duì)設(shè)備造成損壞。

圖4 軋機(jī)主傳動(dòng)軸扭矩信號(hào)高頻頻譜

圖5 軸承座水平方向振動(dòng)信號(hào)頻譜

2.2 精軋機(jī)軸承座振動(dòng)測(cè)試

對(duì)精軋機(jī)軸承座分別進(jìn)行水平方向和垂直方向的振動(dòng)測(cè)試，以分析軸承座振動(dòng)給軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)帶來(lái)的影響。對(duì)軋機(jī)軸承座水平方向和垂直方向的振動(dòng)信號(hào)分別進(jìn)行測(cè)試和分析，得到水平方向和垂直方向的功率譜密度分布如圖5所示。

軸承座水平方向振動(dòng)信號(hào)平穩(wěn)，沒(méi)有時(shí)顯的尖峰突出，表明軋機(jī)軸承座與機(jī)架之間沒(méi)有明顯的碰撞現(xiàn)象，軸承座在水平方向運(yùn)行平衡。軸承座垂直方向振動(dòng)信號(hào)平穩(wěn)，沒(méi)有時(shí)顯的尖峰突出，表明軋機(jī)軸承座沒(méi)有明顯的振動(dòng)現(xiàn)象，信號(hào)功率譜密度圖的變化主要與軋制時(shí)液壓缸上下運(yùn)動(dòng)有關(guān)。

2.3 軋輥平衡油缸振動(dòng)測(cè)試與分析

為了研究精軋機(jī)液壓平衡系統(tǒng)，從工作輥平衡油缸的工作壓力測(cè)試來(lái)分析平衡油缸所引起的振動(dòng)。

在軋機(jī)正常軋制時(shí)測(cè)量精軋機(jī)工作輥平衡油缸的工作壓力，建立工作輥平衡油缸干擾通道的數(shù)學(xué)模型如式（2）：

圖6 工作輥平衡油缸的動(dòng)態(tài)剛度曲線

圖7 工作輥平衡油缸的動(dòng)態(tài)柔度曲線

其中，A、B、C為系數(shù)矩陣。

在Matlab環(huán)境下，根據(jù)式（2）計(jì)算油缸的動(dòng)態(tài)剛度和動(dòng)態(tài)柔度，評(píng)估工作輥液壓平衡系統(tǒng)的性能，計(jì)算的結(jié)果如圖6、圖7所示。

從圖6、圖7可以看出，精軋機(jī)工作輥液壓平衡系統(tǒng)的液壓缸，在0～0.1的低頻段，動(dòng)態(tài)剛度為恒定值；在0.1～1.5的中頻段，動(dòng)態(tài)剛度減小，動(dòng)態(tài)柔度增加。所以，在軋機(jī)咬鋼時(shí)沖擊力作用在軋機(jī)上，產(chǎn)生一定頻率的干擾力，干擾頻率恰好在油缸動(dòng)態(tài)剛度減小頻率段，油缸壓力產(chǎn)生較為劇烈的振動(dòng)。這種振動(dòng)是有害的，影響板形和設(shè)備安全，可通過(guò)增加液壓油缸的剛度（如增大活塞面積、增加油泵排量、改進(jìn)蓄能器補(bǔ)油能力等）。

3 結(jié)束語(yǔ)

（1）主傳動(dòng)軸上存在 7Hz、24Hz、80Hz、100Hz、200Hz 5個(gè)能量較高的頻率值，軋制時(shí)應(yīng)避免使用上述頻率的轉(zhuǎn)速，以防引起共振對(duì)設(shè)備造成損壞。

（2）工作輥的平衡液壓缸，在0～0.1的低頻段，液壓缸動(dòng)態(tài)剛度為恒定值；在0.1～1.5的中頻段，液壓缸動(dòng)態(tài)剛度減小，動(dòng)態(tài)柔度增加，導(dǎo)致軋機(jī)咬鋼時(shí)的沖擊力在軋機(jī)機(jī)構(gòu)上產(chǎn)生一定頻率的干擾力，干擾的頻率恰好在油缸動(dòng)態(tài)剛度減小頻率段，油缸壓力產(chǎn)生較為劇烈的振動(dòng)，影響板形和設(shè)備安全，可通過(guò)增加液壓缸剛度來(lái)解決。

[1]王章海，王德俊.打滑狀態(tài)下軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性[J].東北大學(xué)學(xué)報(bào)：自然科學(xué)版，1998，19（5）：520-523.

[2]林 鶴，鄒家祥，岳海龍.四輥冷軋機(jī)第三倍頻程顫振[J].鋼鐵，1999，34（S1）：56-59.

[3]王長(zhǎng)松，孫民生，袁 希.寬帶鋼冷軋機(jī)顫振仿真與分析[J].北京科技大學(xué)學(xué)報(bào)，1994，16（S2）：57-66.

[4]Rath G.Model based thickness control of the cold strip rolling process[D].Austria：University of Leoben，2000.

[5]李建平，唐遠(yuǎn)炎.小波分析方法的應(yīng)用[M].重慶：重慶大學(xué)出版社，2001.

[6]飛思科技產(chǎn)品研發(fā)中心.小波分析理論與Matlab7實(shí)現(xiàn)[M].北京：電子工業(yè)出版社，2005.

[7]Thomas C W.Torque amplification and torsional vibration in large reversingmill drives[J].Iron and Steel Engineer，1969（5）：55-59.

[8]黃培文，劉蘊(yùn)予.1700帶鋼冷連軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)扭振研究[J].重型機(jī)械，1995（6）：9-15.

[9]朱德芳，張育生，曾華星，等.軋機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)在急劇振動(dòng)時(shí)扭矩值的測(cè)量和分析[J].鋼鐵，1999，34（7）：62-65.

Vibration test and analysis on main driving system of rolling mill

XU Li-xia1，HUANG Zhen-yi2
（1.Center of Engineering and Innovation，Anhui University of Technology，Maanshan 243002，China；2.School of Materials Science and Engineering，Anhui University of Technology，Maanshan 243002，China）

vibration；signal measured；wavelet；rolling mill；main driving system

TG333.15；TB534+.2

A

1674-5124（2011）01-0021-03

The vibration signals in the main driving shafts，the bearing seats and the roll balance cylinders have been measured，denoised and analyzed for the main driving system in the finishing rolling mill.In order to avoid the mill resonance and the device damaged，the rolling frequency of the roll should not be in accordance with the frequencies in higher energy values occurred in the main driving shafts.In middle-frequency 0.1～1.5， severe vibration due to the cylinder pressure is harmful to the plate shape and the device safety，which should be eliminated by increasing the stiffness of the cylinder.

2010-08-07；

2010-10-10

徐麗霞（1977-），女，遼寧撫順市人，工程師，主要從事機(jī)械電子工程研究。