王東偉，王文（天津鋼鐵集團有限公司機械動力部，天津300301）

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高線吐絲機動平衡故障分析與處理

王東偉，王文
（天津鋼鐵集團有限公司機械動力部，天津300301）

[摘要]針對吐絲機聲音異常及振動較大的現(xiàn)象，使用精密診斷儀器進行振動數(shù)據(jù)采集和精密分析，確定引起振動的主要原因為懸臂轉(zhuǎn)子不平衡。采用廣泛應(yīng)用的影響系數(shù)法進行現(xiàn)場動平衡校正，消除了吐絲機異音及較大幅度的振動，確保了設(shè)備的連續(xù)、穩(wěn)定運行。

[關(guān)鍵詞]吐絲機；高速旋轉(zhuǎn)；精密診斷；現(xiàn)場動平衡；振動；懸臂；轉(zhuǎn)子；校正

修回日期：2015-04-06

Analysisand Handling ofLaying Head Dynam ic Balancing FaultatHigh Speed W ire Rod M ill

1　引言

天津鋼鐵集團有限公司高速線材廠采用全連續(xù)式線材軋制生產(chǎn)線，其中吐絲機是高速線材生產(chǎn)中將軋制的線材吐絲成卷以利收集的關(guān)鍵設(shè)備。在高速線材生產(chǎn)時，對吐絲機的工作速度的要求很高。在高強度連續(xù)工作條件下，吐絲機經(jīng)常會出現(xiàn)振動大、噪音高的現(xiàn)象，吐絲機振動問題已經(jīng)成為限制其產(chǎn)量進一步提高的瓶頸。為了提高吐絲機轉(zhuǎn)速，減少噪聲和振動，必須對振動原因做深入的分析，確定故障根源，找到解決途徑。

2　設(shè)備功能及技術(shù)參數(shù)

2.1設(shè)備功能

將高速直線軋制的線材吐絲成卷以利收集，并將這些成卷的線材均勻吐圈放置到冷卻輥道上。

2.2技術(shù)性能參數(shù)

機型：臥式吐絲機；安裝傾角：15毅；線材直徑：5.5~14 mm；吐絲管成形直徑：1 075 mm；吐絲管長度：3 471 mm；吐絲盤直徑：1 080 mm；增速比：1.536 6；直流電機功率：250 k宰；電機工作轉(zhuǎn)速：1 000~1 650 r/min；線材設(shè)計極限轉(zhuǎn)速：1 388 r/min；線材極限線速度120 m/s。

3　設(shè)備傳動簡圖及傳動過程

圖1　吐絲機傳動簡圖

如圖1所示，吐絲機由電機驅(qū)動，帶動螺旋錐齒輪Z1（63齒），通過與Z2（41齒）的嚙合將速度傳遞到輸出轉(zhuǎn)軸（吐絲桿），并帶動吐線管及吐絲盤共同旋轉(zhuǎn)，電機轉(zhuǎn)速通過1.536 6的速比實現(xiàn)了升速過程，最后按照吐絲管的直徑，線材呈圓形依次變成連續(xù)線圈，被均勻吐放到冷卻輥道上。

4　故障原因分析

高線廠可以生產(chǎn)的產(chǎn)品為5.5~14 mm成品線材，而且最主要的產(chǎn)品尺寸集中在5.5、6.5 mm，根據(jù)生產(chǎn)工藝要求吐絲機的轉(zhuǎn)速要與不同直徑線材的軋制速度相匹配才能保證最佳的生產(chǎn)延續(xù)性。

4.1引起吐絲機振動的原因

（1）吐絲機結(jié)構(gòu)引起運動不平穩(wěn)

如圖1所示吐絲管螺旋延伸部分L1=1 243 mm，兩支撐軸承距離L2=1 154.5 mm，形成了典型的懸臂轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)，在高速旋轉(zhuǎn)過程中不可避免地對支座部分產(chǎn)生較大的不平衡量，根據(jù)不平衡量產(chǎn)生的離心力為F：式中，m為允許的不平衡量，吐絲機允許的不平衡量取60 g（G6.3級）；r為不平衡量質(zhì)心到轉(zhuǎn)軸的距離，取吐絲管最大成形半徑r=537 mm；棕為吐絲機旋轉(zhuǎn)角速度，正常工作頻率為1 500 rad/min左右。通過公式（1）計算得到離心力F抑20 137 N。F作用在出口處軸承的彎曲力矩M:

M=F·L1

圖1中，L1=1243 mm，則M=25 030 N·m。

在如此大的彎曲力矩和持續(xù)的線材高溫作用下，對轉(zhuǎn)子材料性能和機械結(jié)構(gòu)的影響是巨大的，彎曲量不斷增大，加快了塑性變形進程。

（2）吐絲機的轉(zhuǎn)軸采用的是空心管結(jié)構(gòu)，采用這種空心轉(zhuǎn)軸的懸臂結(jié)構(gòu)缺點是強度差、剛性差，容易變形。在高溫高速旋轉(zhuǎn)條件下受吐絲盤一側(cè)的離心力影響很容易加劇變形，產(chǎn)生振動。

（3）懸臂部分的吐絲管為遞進式變距螺旋線，使得不同截面的質(zhì)心不能均勻?qū)ΨQ分布，質(zhì)心與旋轉(zhuǎn)中心線的不重合使旋轉(zhuǎn)起來產(chǎn)生局部不平衡力，同樣會產(chǎn)生振動。

（4）由于大部分線材產(chǎn)品的尺寸遠小于吐絲管的直徑，通過彎曲部位時的高速運動及偏重作用會產(chǎn)生較大沖擊力，這也是吐絲機不穩(wěn)定原因之一。

（5）吐絲機各部位軸承的缺陷及磨損，錐齒輪齒面磨損及嚙合精度低，機器內(nèi)外部各連接部位是否松動等原因，也都是影響吐絲機穩(wěn)定運行的關(guān)鍵。

綜上所述，引起吐絲機振動故障的原因多種多樣，如不平衡、不對中、滾動軸承磨損、齒輪失效、松動等。因此要想真正解決吐絲機振動大的問題，首先要確定故障類型，選擇相應(yīng)的處理方法。

4.2確定故障原因的分析過程

通過日常巡檢發(fā)現(xiàn)吐絲機區(qū)域出現(xiàn)較大噪音，并且所在基礎(chǔ)平臺也有明顯震感。針對這一現(xiàn)象，我們使用精密點檢儀進行了多次數(shù)據(jù)采集并與出現(xiàn)問題前的數(shù)據(jù)進行了對比分析（見表1），可以明顯看出從4月24日開始，軸承水平H振值較大，根據(jù)振動標準ISO10816-3中的要求，旋轉(zhuǎn)設(shè)備可長期穩(wěn)定運行區(qū)域的速度（均方根）值最大為4.5 mm/s，26日測量的水平H振動已達到8.5 mm/s，不符合長期穩(wěn)定運行的要求，必須進行處理。

表1　吐絲機出口軸承振動幅值

圖2　出口位置頻譜分析

通對故障頻譜進行精密分析（見圖2），發(fā)現(xiàn)速度頻譜中軸頻的1X頻率幅值較大，并無明顯多倍頻，垂直和軸向1X頻振動幅值遠小于水平振動幅值；加速度頻譜中，除軸頻外無較明顯嚙合頻率及其邊頻帶，無明顯的高倍諧波；在升速過程中基頻幅值明顯升高。由以上幾點基本排除了軸不對中、軸彎曲、機械松動以及機械共振等原因引起的振動。

通過分析交叉相位分析，吐絲機出口軸承水平和垂直相位相差接近90毅，入口及出口兩軸承的水平方向和垂直方向相位基本同向，并且兩軸承軸向相位近似相等。

以上現(xiàn)象均符合懸臂轉(zhuǎn)子不平衡特征，因此可以確定吐絲機振動的最主要原因為轉(zhuǎn)子不平衡。

5　現(xiàn)場動平衡校正及結(jié)果分析

傳統(tǒng)的現(xiàn)場動平衡技術(shù)主要有試加重量周移法、兩點法、三點法等，這些方法都需要將加重平面進行若干等分，在各個等分位置分別加試重后多次啟機，逐個收集數(shù)據(jù)，最后利用作圖法求得應(yīng)加重量的大小和方向，這類方法大幅增加了不平衡力的疊加，并且需要多次的啟停機測量，不僅精度差，還會加劇設(shè)備的損壞程度，增加檢修成本。因此，我們采用應(yīng)用最廣泛的影響系數(shù)法進行現(xiàn)場動平衡。

5.1現(xiàn)場動平衡校正主要步驟

（1）儀器的安裝與調(diào)試

將動平衡儀的測振通道CH1連接振動傳感器放置在吐絲機出口軸承H處，動平衡通道CH2與外置轉(zhuǎn)速傳感器（光電探頭）相連接，放置在靠近吐絲盤端面的水平位置處，在吐絲盤端面粘貼反光條，調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速傳感器磁座使得轉(zhuǎn)速傳感器光點正對著反光條，最后固定好磁座，保證在動平衡過程中傳感器與轉(zhuǎn)子相對位置穩(wěn)定。

（2）試重的計算

以1 000 r/min轉(zhuǎn)速啟動電機，設(shè)備穩(wěn)定運行后測得初始振幅為210.5滋m，相位為9毅；

根據(jù)經(jīng)驗公式:式中，P為轉(zhuǎn)子試重，kg；A為轉(zhuǎn)子原始振幅，滋m；r為加重半徑，mm；棕為平衡時轉(zhuǎn)子角速度，rad/s；G為轉(zhuǎn)子質(zhì)量，kg；g為重力加速度，m/s2；S為靈敏度系數(shù)，100~150。

對于該吐絲機，轉(zhuǎn)子振幅A=210.5滋m，加重半徑r取吐絲盤現(xiàn)有筋板螺絲孔位置約250 mm，吐絲盤轉(zhuǎn)速為1 500 r/min，平衡運轉(zhuǎn)時轉(zhuǎn)子角速度棕=25 rad/s，轉(zhuǎn)子質(zhì)量G抑1 750 kg。

通過公式（2）計算出：P抑0.15~0.23 kg。

根據(jù)計算結(jié)果和現(xiàn)場實驗條件，取重量為0.23 kg的試重材料。

根據(jù)初始測量結(jié)果，初始相位角為9毅，其位置就是不平衡力所處的大致位置，在9毅位置的反向180毅就是重量缺失的位置。按照儀器定義，以反光條位置為0毅，沿轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)方向逆轉(zhuǎn)向9毅，在其對面位置即9毅+180毅=189毅處加試重塊230 g。

（3）配重選取

將試重塊固定后啟機，穩(wěn)定運行后測得新的相位和振動幅值，通過儀器計算得到了推薦的配重角度和重量為345毅，2 175 g。根據(jù)定義以試重塊位置為起始，沿吐絲盤逆向旋轉(zhuǎn)345毅即配重角度，并注意保證配重與試重取同樣半徑。為了確保試驗準確性，在去除試重塊后，我們首先焊接了1 149 g的配重塊，進行了一次動平衡試驗，結(jié)果顯示振動幅值由原來的10.3 mm/s下降到了5.1 mm/s,由此判斷加重趨勢及位置正確，最終配重加到預定的2 175 g。

5.2平衡結(jié)果對比分析

配重固定后重新啟機，平穩(wěn)運行后進行數(shù)據(jù)采集并對動平衡前后頻譜做對比分析（見圖3），此時出口H速度通頻由8.3 mm/s降到1.3 mm/s，1倍軸頻幅值從10.3 mm/s下降至0.8 mm/s，降低了90%以上，并完全符合振動標準中規(guī)定的平穩(wěn)運行要求，證明動平衡校正試驗成功。

圖3　動平衡前后數(shù)據(jù)對比

6　結(jié)束語

對于吐絲機這類懸臂式高速旋轉(zhuǎn)設(shè)備，引起劇烈振動的原因多為動平衡問題，但是在處理問題前必須根據(jù)現(xiàn)場實際情況結(jié)合精密診斷等有效手段確定故障根源，以節(jié)省檢修成本。在進行現(xiàn)場動平衡時，試重的選取至關(guān)重要，合理的加重重量和定位能夠減少啟停機次數(shù)，不僅節(jié)省了人工成本，也避免了加劇設(shè)備故障惡化程度，用最簡潔有效的方法實現(xiàn)現(xiàn)場動平衡的最佳效果。

參考文獻

[1]王全先.機械設(shè)備故障診斷技術(shù)[M].武漢：華中科技大學出版社，2013：97-101.

（上接第70頁）

W ANG Dong-weiand W ANG W en

(Machineryand PowerDivision ofTianjin Iron and SteelGroup Co.,Ltd.,Tianjin 300301,China) Abstract Aimingatthe phenomenon ofabnormalnoise and big vibration atlaying head,vibration data col原lection and precise analysiswere conducted by meansofprecise diagnosisdevice.The main reason wasde原termined ascantileverrotorunbalancing.Site dynamic balance calibration was made with influence coeffi原cientmethod widely used,eliminating abnormalnoise and big vibration atlaying head and ensuring the con原tinuousand stablerunningofequipment.

Key wordslaying head;high speed rotation;precise diagnosis;site dynamic balance;vibration;cantilever; rotor;calibration

收稿日期：2015-03-15

doi：10.3969/j.issn.1006-110X.2015.04.020

作者簡介：王東偉（1986—），男，天津人，本科，工程師，主要從事設(shè)備狀態(tài)監(jiān)測及故障診斷工作。