1580熱連軋機F2軋機異常振動問題分析

李 聰，張義方，童靳于，包家漢，鄭近德，潘紫微

（安徽工業大學 機械工程學院，安徽 馬鞍山243000）

熱連軋機軋制薄規格帶鋼在整個鋼鐵行業中處在關鍵地位，然而截至目前，熱連軋機異常振動問題仍未得到徹底解決，振動失穩現象降低了帶鋼產品整體質量和生產效率甚至引發安全事故[1-3]。

針對熱連軋機振動問題已有眾多優秀中外學者進行了深入研究，且成果頗豐[4-5]。熱連軋機振動成因復雜，且耦合振動形式多樣,有學者通過對軋機系統測試分析，發現垂直系統中工作輥異常振動會向主傳動系統傳遞，并對垂扭耦合振動進行了仿真驗證[6]；也有一些學者通過測試及仿真分析對機電耦合共振及機液耦合共振機制進行了研究[7-8]；一些學者結合現場測試并利用ANSYS 有限元諧響應對熱連軋機存在的扭振軸向振動耦合以及液機耦合振動現象進行了研究[9-10]。

在研究連軋機組異常振動問題時，輸入帶鋼厚度規律波動對軋制帶鋼產生的影響往往不容忽視，尤其在厚度落差較大的熱連軋機中其影響最為劇烈。研究人員往往直接從劇烈振源部位入手研究軋機振動，而對輸入帶鋼厚度波動間接引起軋機劇烈振動的研究尚且不足。因此首先通過對熱連軋機F2軋機系統進行振動綜合測試與信號分析，對主傳動系統固有頻率編程計算以及對F2 軋機系統整體進行有限元模態分析，然后通過在工作輥間施加垂向軋制力周期載荷激勵的方式，對主傳動系統中上下接軸部位進行節點位移諧響應分析，研究F1軋機出口帶鋼厚度波動對F2軋機主傳動系統的影響，最后結合信號分析、固有頻率、模態振型及諧響應分析結果對熱連軋機F2 機組異常振動成因進行綜合分析研究。

1 綜合測試與分析

1.1 現場測試

某鋼企1580 熱連軋機系統共包括F1～F7 七臺精軋機組，現場測試時發現帶鋼流經F1軋機至F7軋機最后與卷曲機建立張力聯系的過程中，F2軋機相較于其他機組振動較為突出且劇烈?，F場采用東方所DASP 信號采集分析系統及東華DHDAS 動態信號采集分析系統對F2軋機系統進行綜合測試分析，并且接入控制系統提取系統電流信號等系統軋制參數。

如圖1 所示，針對電動機軸承座、減速器、齒輪座、接軸、工作輥操作側等共12 處測點進行信號綜合測試。

圖1 傳感器布置測點位置

考慮到軋機系統各部位所處環境以及所測變量的不同，采用不同類型的傳感器采集信號。圖2（a）、圖2（c）所示分別為采用貼片式應變傳感器外接無線遙測系統測量上、下接軸扭振信號，其他部位如圖2（b）電動機軸承座上方采用單向加速度傳感器，圖2（d）齒輪機座輸出端采用三向一體式加速度傳感器檢測振動信號。

圖2 傳感器現場安裝照片

如圖3所示。測試過程中帶鋼與卷曲機建立張力聯系后的階段，帶鋼流經F1軋機軋制后再流入F2軋機進行軋制過程中出現明暗相間的規律振紋分布，現場觀察發現，帶鋼流經F1 軋機出口側導板上方時出現劇烈上下彈跳振動，且帶鋼呈現出明顯的波浪形狀厚度起伏波動現象，相鄰波峰波谷間距離均勻，其中波峰出現頻次約為3～5 次每秒，在此期間F2機組振動強度逐漸加劇，而帶鋼經F2軋機軋制后，F2 出口帶鋼彈跳及波動起伏程度明顯減弱，且F3軋機振感也明顯弱于前者，由此分析此時F2軋機入口帶鋼的規律波動可能會對F2 軋機系統異常振動產生一定影響。

圖3 F2軋機入口帶鋼振紋

1.2 振動信號分析

以下接軸扭振波形信號為例，圖4 所示為整條帶鋼軋制過程的完整扭振波形，從中可以明顯區分出帶鋼軋制過程的各軋制階段：

圖4 下接軸扭振波形時譜

（1）空載階段，信號在零值附近保持平穩；

（2）咬剛沖擊階段，振動呈現出有阻尼衰減振動特征；

（3）過渡階段，帶鋼尚未與卷取機建立張力聯系；

（4）自激振動階段，建立張力聯系后，振動幅值呈現倒梯形狀逐漸放大；

（5）拋鋼卸載階段，振動迅速衰減并恢復至空載階段。因在自激振動階段發現由F1 軋機流出帶鋼出現帶鋼振紋，且F2 機組劇烈振動，故有針對性地對該階段中各通道信號特征進行分析。

圖5所示為所采集的同時段部分測點信號波形時譜及頻譜，從中均可以明顯發現自激振動“拍”的振動特征，拍頻約為3.9 Hz，圖5（a）、圖5（b）分別為下、上接軸扭振波形，其峰值優勢特征頻率主要以18.0 Hz、37.9 Hz、41.8 Hz 及79.7 Hz 等低頻特征為主；圖5（c）齒輪座出口位置振動波形頻譜中除含有與接軸扭振波形對應的頻率37.9 Hz、41.8 Hz、79.7 Hz 外還包含169.5 Hz 峰值優勢頻率；圖5（d）、圖5（e）所示上下軋輥操作側波形頻譜中同樣包含與接軸對應的扭振特征頻率，并且所反映的特征頻率除含有159.8 Hz，196.5 Hz，276.2 Hz 低頻特征外還包含313.7 Hz、355.5 Hz 等高頻特征；圖5（f）中軋機機座處波形頻譜中除了包含37.9 Hz、41.8 Hz優勢頻率且峰值較為突出外，同時還包含159.6 Hz 及234.4 Hz等優勢頻率；圖5（g）中電機軸承座端所測信號優勢頻率以幅值較高的84.4 Hz及169.1 Hz為主，但無與接軸對應的如38 Hz、41.8 Hz等低頻特征，于此同時，與圖5（g）相對應，圖5（h）系統接入電流信號頻譜中均無與各測點相接近的對應的峰值優勢頻率，分析認為此時軋機系統發生機電耦合共振現象對F2機組振動的影響較為微弱。

圖5 各測點波形信號時譜及頻譜

圖5 各測點波形信號時譜及頻譜

綜上分析，所采集的F2軋機系統中包括軋機機架牌坊頂端在內的各測點波形頻譜中均含有與接軸部分低頻對應的部分同頻高幅值特征，表明在自激振動階段，F2軋機系統在一些低頻特征頻率處已發生共振，尤其在38 Hz、79 Hz等附近處可能已產生全局共振。

2 固有頻率及模態仿真

2.1 固有頻率計算

根據連軋機F2機組主傳動系統結構，將其簡化為九質量軸盤系統[11]，得到圖6所示的9自由度集中質量模型。

圖6 軋機主傳動系統簡化模型

J1——電動機的轉動慣量；J2——聯軸器的轉動慣量；J3——減速機轉動慣量；J4、J5——中間軸接軸頭的轉動慣量；J6——齒輪機座轉動慣量；J7、J8——鼓形齒接軸頭轉動慣量；J9——軋輥的轉動慣量；K1——電動機輸出軸的扭轉剛度；K2——減速機輸入軸的扭轉剛度；K3——減速機輸出軸的扭轉剛度；K4——中間軸的扭轉剛度；K5—齒輪機座輸入軸扭轉剛度；K6——齒輪機座輸出軸扭轉剛度；K7——鼓形齒接軸扭轉剛度；K8——工作輥與接軸頭間的扭轉剛度。

根據模型，建立主傳動九質量軸盤系統動力學方程：

式中：

J——轉動慣量矩陣；

CL——阻尼系數矩陣；

K——剛度系數矩陣；

˙、θ——每個節點的角加速度、角速度、角位移；

M(t)——外加力矩。

無阻尼自由振動情況下：

根據企業提供圖紙參數等效計算，通過MATLAB編程計算得到主傳動系統固有頻率，見表1。結合計算結果與綜合測試對比分析發現，F2 軋機系統可能發生共振的優勢頻率主要與軋機主傳動系統前3階固有頻率相接近。

表1 軋機主傳動系統前5階固有頻率

2.2 F2軋機系統模態分析

為更加直觀地了解F2軋機系統各模態振型，以及與實測信號相對比為后續的諧響應分析提供分析依據，依據鋼企提供F2 軋機實際尺寸圖紙參數，建立F2 軋機有限元模型并對其進行模態分析，采用SOLID185 單元對實體進行六面體網格劃分后的有限元模型如圖7所示。

圖7 軋機系統模型網格化分

建立邊界條件及節點約束，采用區塊法（Block Lanczos Method）進行模態提取，由于存在諸多對稱結構及細節構件，相比于實測信號中很多模態頻率尚未被激發而言，對F2軋機系統的模態分析可提取出非常豐富的模態振型以及局部模態形式。圖8所示為F2 軋機系統中與接軸實測信號頻率相近的部分模態振型，圖8（a）中17.59 Hz 振型為上下接軸連同輥系發生扭轉擺動且輥系尤其上支撐輥存在較大垂向（Y向）振動位移同時機架上半部分發生橫向（X向）擺動；圖8（b）中38.21 Hz 振型為上下接軸垂向扭擺，且方向相反，同時拉扯集油盒連接銷零件，機架中部發生輕度軸向（Z向）擺動；圖8（c）中42.39 Hz 振型為上下接軸橫向扭擺，方向相反，集油盒連接銷零部件拉扯變形位移較大；圖8（d）中79.90 Hz振型表現為上下接軸輕微扭擺以及接軸間集油盒連接銷零部件在水平面內存在較大的擺動變形，該頻率附近發生共振也可能會對其結構進行破壞。

圖8 模態頻率振形

模態分析結果表明，在38 Hz、41 Hz及79 Hz附近，其模態振型在上下接軸位置均產生了不同程度的振動變形，其頻率與接軸扭振實測扭振信號部分特征頻率接近，結合實測信號各測點信號頻率分析結果及主傳動固有頻率計算結果，說明上下接軸扭振特征會通過主傳動系統傳遞至軋機整體，使F2軋機產生全局共振。

指光線從聚光鏡經載玻片折射后所成光線底面的孔徑數值，又稱數值孔徑。同樣條件下，放大倍數越大，鏡口率越低，光線越暗。

3 諧響應分析

諧響應分析用于分析系統結構穩態下的受迫振動，研究系統結構是否會在一定條件下產生共振或疲勞等有害結果。與冷連軋不同，熱連軋機軋制帶鋼時帶鋼厚度降幅較大，對軋制力波動影響顯著[12]。為研究帶鋼厚度波動產生的軋制力周期載荷激勵對軋機主傳動接軸扭振的影響，對軋機系統有限元模型進行諧響應分析。假設F2 軋機軋制時帶鋼流入流出的前后張力、軋輥速度及溫度等軋制參數維持穩定，當上游軋機流出帶鋼發生厚度波動時，下游軋機的軋制力會相應發生波動，總軋制力可表示為簡諧形式：

式中：F1為軋制力穩定值，F2為軋制力波動幅值，f為波動頻率。結合軋機實際參數，F1=23221kN，F2=1 000 kN。諧響應分析時，通過在上下工作輥間垂直方向施加軋制力均布載荷的方式，研究頻率在0～100 Hz 范圍的簡諧激勵對上下接軸部位節點位移響應。

如圖9所示。在上接軸節點位移響應曲線中，Y方向上節點位移在38 Hz及77 Hz出現峰值，在Z方向78 Hz 處出現位移峰值并且與Y向接近，在38 Hz處幅值較低，X方向上18 Hz 處的接軸節點位移峰值，與接軸實測信號優勢頻率吻合。

圖9 上接軸節點位移響應

圖10 所示下接軸節點位移響應曲線中，Y方向節點位移幅值峰分別出現在38 Hz及78 Hz處，后者幅值稍大，X方向上在18 Hz 處同樣存在幅值峰，與實測優勢頻率吻合，在Z向與X向及Y向位移幅值相比均要小。

圖10 下接軸節點位移諧響應

諧響應分析結果表明，工作輥在頻率為18 Hz、38 Hz、78 Hz等頻率的簡諧激勵作用下，上下接軸在軸向、垂向、水平方向均會產生結構共振位移響應，發生結構共振，分析結果與上下接軸實測信號優勢特征頻率頻率相吻合，綜合前述固有頻率及模態分析，可以驗證帶鋼厚度規律波動會引起上下接軸產生共振，進而通過主傳動系統傳遞至整體引起F2軋機整體發生全局劇烈振動。

4 結語

通過對某鋼企1580 熱連軋機F2 機組現場綜合測試與分析，對主傳動系統固有頻率進行編程計算，并根據圖紙參數建立F2 軋機系統有限元模型進行模態分析，最后對軋機系統進行諧響應分析得到以下結論：

（1）經現場綜合測試與分析發現，F2 軋機系統各測點振動信號頻譜中均含有相同或相近的峰值優勢頻率，表明F2軋機系統已發生全局共振；

（3）通過諧響應分析，結果表明F1 軋機出口帶鋼的厚度波動所產生得軋制力周期載荷激勵會導致F2 軋機主傳動系統上下接軸在垂直、橫向、軸向均產生位移響應，且響應頻率與上下接軸實測優勢頻率吻合；

（4）綜合實測信號分析、固有頻率計算、模態分析及諧響應分析結果，驗證了出口帶鋼厚度波動會加劇接軸扭振間接促使軋機系統整體異常振動這一結論的正確性，為深入分析抑制熱連軋機異常振動問題提供了新思路及有益借鑒。