1測試方案
　　連軋機組減速機檢修后開始工作中產生較大振動，嚴重影響(influence)軋機正常工作。齒輪減速電機利用各級齒輪傳動來達到降速的目的.減速器就是由各級齒輪副組成的.比如用小齒輪帶動大齒輪就能達到一定的減速的目的,再采用多級這樣的結構,就可以大大降低轉速了。我們對減速機振動來源進行了初步分析，如圖1所示，認為異常振動可能是由：（1）軋機產生振動；（2）減速機的齒輪（Gear）嚙合和軸承(bearing)跳動；（3）電動機和電機軸上的部件的不平衡質量等方面引起的振動。
　　為了找出故障的原因，對軋機的軋制力和該系統(tǒng)的振動加速度分別進行測試（TestMeasure)。加速度傳感器的布置，2，9，10測點所布置的傳感器測量地基垂直方向振動；3，4，5，6，7，8測點所布置的傳感器測量橫向振動（H，V向）和軸向振動（A向）。
　　2有關參數
　　減速機(Retarder)為二級，電動機轉速為540 r/min（取平均值）。
　　（1）齒輪箱各軸的頻率與齒輪嚙合頻率如表1所示。
　　（2）滾動軸承通過的頻率：一軸軸承為164134Hz，二軸軸承70103Hz，三軸軸承
　　14132Hz.其計算公式為
　　f= 1 2 1+ d D cosβNfr（1）
　　式中，fr為軸承(bearing)內圈旋轉頻率(frequency)即軸頻率，Hz；d滾動體最大直徑，mm；D軸承的節(jié)圈直徑，mm；N滾動體數目；β圓錐（Tapered）角，一軸11°，二軸16°，三軸15°。
　?。?）系統(tǒng)固有頻率計算：系統(tǒng)如圖3所示，系統(tǒng)中，軋件，軋輥和萬向接手左半部分轉
　　微機計算采用ANSYS軟件，計算出系統(tǒng)(system)固有頻率(frequency)分別為：一階固有頻率1415450Hz；二階固有頻率3918783Hz；三階固有頻率5910770Hz；四階固有頻率13811717Hz；五階固有頻率15919273Hz；六階固有頻率18516532Hz；七階固有頻率37312430Hz.減速機三軸橫向折疊振動固有頻率的估算，按中間作用集中質量計算：f=615Hz；按均布質量計算：f=913Hz.
　　3測試信號與分析
　　311軋機方面從軋制力信號的自功率（指物體在單位時間內所做的功的多少）譜中可以發(fā)現，存在6Hz和237Hz兩個自譜峰。為了搞清楚這兩個譜峰的來源，分別對軋機空載和軋制過程兩種情況下的測試信號進行分析(Analyse)，均發(fā)現了6Hz和237Hz兩個自譜峰。這說明，這兩個譜峰是軋機垂直方向的固有頻率(frequency)，在減速機(Retarder)加速信號中沒有發(fā)現這兩個信號，因此，排除了由軋機傳來振動的可能性(Possibility)（自譜圖略）。
　　312減速機，電動機等振動和加速度信號檢測(檢查并測試)與分析
　　對減速機(Retarder)等進行了H，V，A三個方向的多點測量，測點布置，并對各個點的加速度信號進行自功率（指物體在單位時間內所做的功的多少）譜分析。行星齒輪減速機又稱為行星減速機，伺服減速機。在減速機家族中，行星減速機以其體積小，傳動效率高，減速范圍廣，精度高等諸多優(yōu)點，而被廣泛應用于伺服電機、步進電機、直流電機等傳動系統(tǒng)中。其作用就是在保證精密傳動的前提下，主要被用來降低轉速增大扭矩和降低負載/電機的轉動慣量比。下面是幾個典型測點的譜圖（其它譜圖略），即減速機三軸右軸承(bearing)（測點7）和二軸左軸承（測點6）的H，V，A三個方向振動信號譜圖。
　　通過對減速機(Retarder)，電動機等各測點的信號進行自功率譜分析，從自譜圖上可看出，在64Hz，128Hz，192Hz，252Hz，504Hz處有譜峰，而且128Hz，192Hz的信號分別是基頻為64Hz信號的二倍和三倍頻，504Hz是252Hz的二倍頻，因此我們說128Hz，192Hz的信號分別是基頻為64Hz信號的二次諧波和三次諧波；504Hz信號是252Hz信號的二次諧波。在測量的加速度信號當中包含著基頻為64Hz和252Hz的兩種復雜周期信號。由于周期信號的二次以上的諧波的幅值隨著頻率的增加而減小，有的三次諧波甚至二次諧波被噪聲所淹沒。在譜圖中，我們還可以看出64Hz信號的譜峰明顯高于其它譜峰，表明系統(tǒng)(system)存在著64Hz的周期激振力。與前面所計算的激振源的激勵(Excitation)頻率相對照，恰好與減速機低速級齒輪"嚙合（niè hé） "頻率（63189Hz）相吻合；加速度信號中包含的252Hz周期信號與減速機高速級齒輪嚙合頻率（252Hz）相吻合（見表1）。由于252Hz的周期激振力即高速軸齒輪嚙合產生的系統(tǒng)振動低于前者，因此我們懷疑減速機產生的異常振動主要是由系統(tǒng)中64Hz的周期激振力即低速軸齒輪嚙合所造成。
　　將譜圖中各測點64Hz周期信號的基頻成分的峰分貝數換算為加速度和速度最大值列。硬齒面齒輪減速機傳動的效率是所有傳動式中效率最高的一種，其效率比蝸桿傳動要高的多。齒輪減速機的效率主要由齒輪及軸承的摩擦決定。
　　由此產生的振動是否在允許振動范圍之內呢我們采用機械振動烈度的國際標準ISO2372中規(guī)定的振動級別進行衡量。根據Vrms=V2 1rms+V2 2rms+…+V2 nrms= 1 2（V2 1p+V2 2p+…+V2 np）
　　式中，V 2 1rms，V 2 2rms，…，V 2 nrms分別為第1，2，…，n個簡諧分量的有效值；V 2 1p，V 2 2p，…，V 2 np分別為第1，2，…，n個簡諧分量的峰值（peak）。
　　由此可算出減速機振動烈度Vrms=51584cm/s這一振動烈度是ISO2372標準中第四類設備D級類，是振動的嚴重級別，屬不允許級別，必須停下來檢修。對減速機進行檢查，發(fā)現第二級大人字齒輪裝配不到位，更換后，重新試車，現廠直接感覺振動減輕。整個系統(tǒng)(system)工作后，又進行了第二次測試，其自功率（指物體在單位時間內所做的功的多少）譜圖64Hz周期信號的峰值明顯減小。表3即是檢修后，Ⅱ軸及Ⅲ軸上各個測點64Hz信號的峰值分貝數換算成加速度和速度最大值。
　　由數據（data)，計算出振動烈度Vrms=018512cm/s.此振動烈度比第一次測試（TestMeasure)計算的振動烈度小了非常多。Vrms=018512cm/s是ISO2372標準中第四類設備的C級，是允許工作級別，但不是理想狀態(tài)。