连轧机万向接轴集油盒损坏机理

D0L:10.13374/.issn1001-053x.2011.04.009 第33卷第4期 北京科技大学学报 Vol.33 No.4 2011年4月 Journal of University of Science and Technology Beijing Apr.2011 连轧机万向接轴集油盒损坏机理 闫晓强)函 牛立新)黄森” 朱广宏周杰) 1)北京科技大学机械工程学院，北京1000832)马鞍山钢铁股份有限公司，马鞍山243000 ☒通信作者，E-mail:yxqzhw@263.net 摘要运用遥测系统对轧机扭振和轴向振动做了现场综合测试和信号分析，利用ANSYS软件中谐响应模块进行计算机仿 真研究.结果表明：轧机万向接轴轴向振动导致了万向接轴上的集油盒轴承频繁损坏，同时发现集油盒轴承的轴向振动是由 电机轴的扭振产生的，即万向接轴的轴向振动是由主传动系统的扭振引发的.通过改进集油盒轴承结构，使轴向振动承载能 力提高，大大延长了集油盒轴承的使用寿命。 关键词连轧机：轴承：失效分析：振动：仿真 分类号TG333 Damage mechanism of the oil collecting box on the drive spindle of a rolling mill YAN Xiao-qiang,NIU Li-xin,HUANG Sen.ZHU Guang-hong?.ZHOU Jie 1)School of Mechanical Engineering.University of Science and Technology Beijing,Beijing 100083,China 2)Maanshan Iron Steel Co.Ltd..Maanshan 243000.China Corresponding author,E-mail:yxqzhw@263.net ABSTRACT An acceleration telemetry system was used to make the integrated test and signal analysis of torsional vibration and axial vibration in a rolling mill.A computer simulation of the vibrations was carried out with the harmonic response module in ANSYS soft- ware.It is shown that the axial vibration of the drive spindle causes the frequent damage of the oil collecting box,and the reason for the axial vibration of the oil collecting box is the torsional vibration of the motor shaft,meaning that the axial vibration of the drive spindle is due to the torsional vibration of the mill's drive system.Through improving the structure of the oil collecting box,the carrying ca- pacity of axial vibration is increased a lot and the service life of the oil collecting box is prolonged dramatically. KEY WORDS rolling mills;bearings;failure analysis;vibrations;simulation 某2250热连轧轧机于2007年9月投产，年生 产能力设计为550万t.随着产量的不断提高，F5、 F6和F门轧机主传动系统的集油盒轴承经常发生损 坏，平均每2~3月更换一次，远远小于设计寿命. 不仅增加了备件费用和停产更换时间，而且加大了 1一弧形齿接手：2一轴向连接环：3一外圈轴向挡板：4一内圈轴承 生产成本.许多学者单纯从润滑角度对轴承影响以 座：5一轴承：6一外圈轴承座：7一内圈轴向挡板 及弧形齿接轴不对中造成的偏摆振动、齿轮箱轮齿 图1集油盒与弧形接手的装配结构 啮合激振寻找其损坏的根源山， Fig.I Assembling structure of the oil collecting box and the curved 集油盒是安装在靠近轧机主传动系统中弧形齿 teeth coupling 万向接轴轧辊侧，用于弧形齿的润滑供油和回油收 接手一起转动，外圈轴承座6与轴承外圈过盈配合 集装置.该装置是由五个零件构成的组件，其中轴 并由挡板固定，这样润滑油通过集油盒零件6进入 承起到回转作用，其余四个零件充当集油盒轴承的 并沿管道流回废油池. 轴承座.图1中零件2一端与弧形齿接手相连，另 轧机振动是世界范围内轧制领域研究的难题， 一端与轴承的内圈轴承座相连，这样轴承的内圈与 轧机振动表现形式多种多样2)，主要可以分为工 收稿日期：2010-0604

第 33 卷 第 4 期 2011 年 4 月 北京科技大学学报 Journal of University of Science and Technology Beijing Vol． 33 No． 4 Apr． 2011 连轧机万向接轴集油盒损坏机理 闫晓强1)  牛立新1) 黄 森1) 朱广宏2) 周 杰2) 1) 北京科技大学机械工程学院，北京 100083 2) 马鞍山钢铁股份有限公司，马鞍山 243000  通信作者，E-mail: yxqzhw@ 263． net 摘 要 运用遥测系统对轧机扭振和轴向振动做了现场综合测试和信号分析，利用 ANSYS 软件中谐响应模块进行计算机仿 真研究． 结果表明: 轧机万向接轴轴向振动导致了万向接轴上的集油盒轴承频繁损坏，同时发现集油盒轴承的轴向振动是由 电机轴的扭振产生的，即万向接轴的轴向振动是由主传动系统的扭振引发的． 通过改进集油盒轴承结构，使轴向振动承载能 力提高，大大延长了集油盒轴承的使用寿命． 关键词 连轧机; 轴承; 失效分析; 振动; 仿真 分类号 TG333 Damage mechanism of the oil collecting box on the drive spindle of a rolling mill YAN Xiao-qiang1)  ，NIU Li-xin1) ，HUANG Sen1) ，ZHU Guang-hong2) ，ZHOU Jie 2) 1) School of Mechanical Engineering，University of Science and Technology Beijing，Beijing 100083，China 2) Maanshan Iron ＆ Steel Co． Ltd． ，Maanshan 243000，China  Corresponding author，E-mail: yxqzhw@ 263． net ABSTRACT An acceleration telemetry system was used to make the integrated test and signal analysis of torsional vibration and axial vibration in a rolling mill． A computer simulation of the vibrations was carried out with the harmonic response module in ANSYS soft￾ware． It is shown that the axial vibration of the drive spindle causes the frequent damage of the oil collecting box，and the reason for the axial vibration of the oil collecting box is the torsional vibration of the motor shaft，meaning that the axial vibration of the drive spindle is due to the torsional vibration of the mill’s drive system． Through improving the structure of the oil collecting box，the carrying ca￾pacity of axial vibration is increased a lot and the service life of the oil collecting box is prolonged dramatically． KEY WORDS rolling mills; bearings; failure analysis; vibrations; simulation 收稿日期: 2010--06--04 某 2250 热连轧轧机于 2007 年 9 月投产，年生 产能力设计为 550 万 t． 随着产量的不断提高，F5、 F6 和 F7 轧机主传动系统的集油盒轴承经常发生损 坏，平均每 2 ～ 3 月更换一次，远远小于设计寿命． 不仅增加了备件费用和停产更换时间，而且加大了 生产成本． 许多学者单纯从润滑角度对轴承影响以 及弧形齿接轴不对中造成的偏摆振动、齿轮箱轮齿 啮合激振寻找其损坏的根源［1］． 集油盒是安装在靠近轧机主传动系统中弧形齿 万向接轴轧辊侧，用于弧形齿的润滑供油和回油收 集装置． 该装置是由五个零件构成的组件，其中轴 承起到回转作用，其余四个零件充当集油盒轴承的 轴承座． 图 1 中零件 2 一端与弧形齿接手相连，另 一端与轴承的内圈轴承座相连，这样轴承的内圈与 图 1 集油盒与弧形接手的装配结构 Fig． 1 Assembling structure of the oil collecting box and the curved teeth coupling 接手一起转动，外圈轴承座 6 与轴承外圈过盈配合 并由挡板固定，这样润滑油通过集油盒零件 6 进入 并沿管道流回废油池． 轧机振动是世界范围内轧制领域研究的难题， 轧机振动表现形式多种多样［2--3］，主要可以分为工 DOI:10.13374/j.issn1001-053x.2011.04.009

·500· 北京科技大学学报 第33卷 作机座的垂振和主传动系统的扭振.由于传统的 遥测系统对电机轴扭振和传动系统主要部件进 轧机振动理论有时已不能解释轧机一些复杂的振动 行振动加速度测试，包括电机轴承座、人字齿轮 现象，近年开始研究弯扭耦合振动)和垂扭耦合 座、工作辊轴承座、支承辊轴承座和集油盒外 振动]等，而研究轧机主传动系统轴向振动的报道 壳等 却很少 咬钢过程中主传动系统中主要部件的轴向加速 1 度如图2所示.通过频谱分析发现，其中约56Hz频 现场测试及信号分析 率为共同的优势频率，能量更集中 以某2250热连轧F7轧机为研究对象，利用 图3为轧制过程中电机轴承座、人字齿轴承座、 1.69 332 0 -1.69 5-3.32L 6697 8357 5853 7512 时间ms 时间s 79.86 三278,64 0 199.44 199.44 倾率Hz 颗率z a (b) 6.75 3.43 0-+ 0 3300 4959 1958 3618 时间ls 时间m 若234.19 895 199.44 199.44 顿率H 類率Hz (c) 0 -12 95453 96453 时间m 年747300 56.00 0% 200 频率H2 e 图2咬钢时，电机轴承座()、人字齿轴承座(b)、工作辊轴承座(c)、支承辊轴承座()和集油盒外壳（©）轴向加速度频谱图 Fig.2 Axial acceleration spectrum of motor bearing box (a),herringbone gearing box (b),working roll bearing box (c),backup roll box d)and the oil collecting box shell e)during biting steel 工作辊轴承座和集油盒外壳的轴向加速度波形及频 机扭振频率十分接近.针对轴向振动是否与扭振存 谱图，图中明显看出，各部件共有的中心频率约为 在一定关系，笔者应用ANSYS有限元仿真研究来解 56 Hz 释这一现象 工作辊轴承座产生轴向振动的同时，垂直方向 2轴向振动产生机理研究 以65Hz为优势频率振动、水平方向以72Hz的优势 频率振动如图4和图5所示. 2.1轴向振动模型建立和求解 在进行主传动系统主要部件振动加速度测 利用有限元建立实际尺寸的主传动系统轴向振 试的同时，利用自行研制的扭振遥测系统对电机 动模型如图8所示.由仿真模型的模态分析结果可 输出轴的扭振进行了在线测试.通过对扭振信号 得主传动系统的固有频率和振型，其中第三阶振型 的频谱分析也发现了56Hz,此频率由咬钢冲击 如图9所示，第三阶固有频率为56Hz. 开始到正常轧制过程中一直存在，如图6和图7 2.2轧机扭振模型建立和求解 所示. 为了进一步分析主传动在发生扭振时的特性， 现场综合测试发现，轴向振动的主要频率与电 利用有限元软件建立动力学模型，进行模态求解

北 京 科 技 大 学 学 报 第 33 卷 作机座的垂振和主传动系统的扭振［4］． 由于传统的 轧机振动理论有时已不能解释轧机一些复杂的振动 现象，近年开始研究弯扭耦合振动［5--7］和垂扭耦合 振动［8］等，而研究轧机主传动系统轴向振动的报道 却很少． 1 现场测试及信号分析 以某 2250 热连轧 F7 轧机为研究对象，利用 遥测系统对电机轴扭振和传动系统主要部件进 行振动加速度测试，包括电机轴承座、人字齿轮 座、工 作 辊 轴 承 座、支 承 辊 轴 承 座 和 集 油 盒 外 壳等． 咬钢过程中主传动系统中主要部件的轴向加速 度如图 2 所示． 通过频谱分析发现，其中约 56 Hz 频 率为共同的优势频率，能量更集中． 图 3 为轧制过程中电机轴承座、人字齿轴承座、 图 2 咬钢时，电机轴承座( a) 、人字齿轴承座( b) 、工作辊轴承座( c) 、支承辊轴承座( d) 和集油盒外壳( e) 轴向加速度频谱图 Fig． 2 Axial acceleration spectrum of motor bearing box ( a) ，herringbone gearing box ( b) ，working roll bearing box ( c) ，backup roll box ( d) and the oil collecting box shell ( e) during biting steel 工作辊轴承座和集油盒外壳的轴向加速度波形及频 谱图，图中明显看出，各部件共有的中心频率约为 56 Hz． 工作辊轴承座产生轴向振动的同时，垂直方向 以 65 Hz 为优势频率振动、水平方向以 72 Hz 的优势 频率振动如图 4 和图 5 所示． 在进行主传动系统主要部件振动加速度测 试的同时，利用自行研制的扭振遥测系统对电机 输出轴的扭振进行了在线测试． 通过对扭振信号 的频谱分析也发现了 56 Hz，此频率由咬钢冲击 开始到正常轧制过程中一直存在，如图 6 和图 7 所示． 现场综合测试发现，轴向振动的主要频率与电 机扭振频率十分接近． 针对轴向振动是否与扭振存 在一定关系，笔者应用 ANSYS 有限元仿真研究来解 释这一现象． 2 轴向振动产生机理研究 2. 1 轴向振动模型建立和求解 利用有限元建立实际尺寸的主传动系统轴向振 动模型如图 8 所示． 由仿真模型的模态分析结果可 得主传动系统的固有频率和振型，其中第三阶振型 如图 9 所示，第三阶固有频率为 56 Hz． 2. 2 轧机扭振模型建立和求解 为了进一步分析主传动在发生扭振时的特性， 利用有限元软件建立动力学模型，进行模态求解． ·500·

第4期 闫晓强等：连轧机万向接轴集油盒损坏机理 ·501 1.04 42.51 95453 4251 96453 694 5353 时间ms 时间m 年1689119 年700.17 L55 28.92156.04 200 199.44 领率Hz 频率 a (b) 8999.71 1.2 0 -8999.71 95453 96453 95453 96453 时间ms 时间ms 2064493 年47300 55 55 200 200 颜率H2 频率H (c) d 图3轧制过程中电机轴承座(a)、人字齿轴承座(b)、工作辊轴承座（©）和集油盒外壳轴向加速度信号频谱图(d Fig.3 Axial acceleration spectra of the motor bearing box (a),herringbone gearing box (b),working roll bearing box (c)and oil collecting box shell d)during rolling 0.14r 80 0 -0.14 -80 11848 13507 1254 3254 时间ms 时间m 0.6 165.68 728 8.5 19944 56.0 200 领率Hz 顿率z 图4工作辊垂直加速度频谐图 图7轧制过程扭矩信号频谱图 Fig.4 Vertical acceleration spectrum of the work roll Fig.7 Torsional moment spectrum during rolling o.36 36065 37724 时间ms 5.24 72.30 199.44 顿率Hz 图5工作辊水平加速度频谱图 Fig.5 Horizontal acceleration spectrum of the work roll 图8轧机主传动轴向振动有限元仿真模型 80 Fig.8 Finite element model of the rolling mill's main drive -80 阶固有频率为57Hz 844 2844 时间ms 21151 2.3扭振引发轴向振动谐响应研究 15.5 18 456.5 通过上面仿真分析，主传动轴向振动第三阶固 200 有频率为56Hz,扭振第二阶固有频率为57Hz.扭 颜率Hz 振与轴向振动是否存在关系？笔者力图通过谐响应 图6咬钢过程中扭矩信号频谱图 Fig.6 Torsional moment spectrum during biting 仿真研究作出解释 在扭振模态分析的基础上，在轧机电机输出轴 按照实际尺寸建立主传动动力学模型（图10）， 上施加频率在0~200Hz间变化的扭振载荷（如 其中第二阶模态分析结果如图11所示，扭振的第二 图12)，其大小按照实测值确定为

第 4 期 闫晓强等: 连轧机万向接轴集油盒损坏机理 图 3 轧制过程中电机轴承座( a) 、人字齿轴承座( b) 、工作辊轴承座( c) 和集油盒外壳轴向加速度信号频谱图( d) Fig． 3 Axial acceleration spectra of the motor bearing box ( a) ，herringbone gearing box ( b) ，working roll bearing box ( c) and oil collecting box shell ( d) during rolling 图 4 工作辊垂直加速度频谱图 Fig． 4 Vertical acceleration spectrum of the work roll 图 5 工作辊水平加速度频谱图 Fig． 5 Horizontal acceleration spectrum of the work roll 图 6 咬钢过程中扭矩信号频谱图 Fig． 6 Torsional moment spectrum during biting 按照实际尺寸建立主传动动力学模型( 图 10) ， 其中第二阶模态分析结果如图 11 所示，扭振的第二 图 7 轧制过程扭矩信号频谱图 Fig． 7 Torsional moment spectrum during rolling 图 8 轧机主传动轴向振动有限元仿真模型 Fig． 8 Finite element model of the rolling mill’s main drive 阶固有频率为 57 Hz． 2. 3 扭振引发轴向振动谐响应研究 通过上面仿真分析，主传动轴向振动第三阶固 有频率为 56 Hz，扭振第二阶固有频率为 57 Hz． 扭 振与轴向振动是否存在关系? 笔者力图通过谐响应 仿真研究作出解释． 在扭振模态分析的基础上，在轧机电机输出轴 上施加频率在 0 ～ 200 Hz 间变化的扭振载荷( 如 图 12) ，其大小按照实测值确定为 ·501·

·502· 北京科技大学学报 第33卷 电机轴、人字齿、弧形齿内齿联轴器和工作辊幅 频特性仿真结果如图13~图16所示.从图中发现： 在扭振0~200Hz频率激励下，主传动主要部件的 轴向振动频率均在56Hz左右出现最大峰值，此频 率恰好为轴向振动的第三阶固有频率，也与扭振的 第二阶固有频率基本相等.很显然，56Hz扭振激起 0806x103823×1000024530.0040820.005712 0855×100.00163800002680.0048970.006527 了主传动第二阶固有频率，同时也激起传动系统第 三阶轴向振动. 图9轧机主传动轴向振动三阶振型 125 Fig.9 Third-order mode shape for the axial vibration of the main drive in the rolling mill 1.00 0.75 0.25 40 80120160200 颗率Hz 图13电机轴轴向位移幅频特性 Fig.13 Axial displacement amplitude-frequency characteristic of the 图10扭振仿真模型 motor shaft Fig.10 Simulation model of torsional vibration 1.0 0.8 0.6 0.2 40 80120 160200 图11扭振第二阶振型 顿率Hz Fig.11 Second-order mode of torsional vibration 图14人字齿端面轴向幅频特性 Fig.14 Axial displacement amplitude-frequency characteristic of the T=T.+A.sinot. herringbone gear 式中，T为电机输出轴的稳定力矩302.4kN·m,A。 为电机输出轴扭振波动幅值15kN·m,w在0~ 4.0 200Hz变化. 3.2 2.4 ￥1.6 0.8 80 120 160 200 頓常Hz 图15弧形齿轴向幅频特性 图12主传动系统有限元受载模型 Fig.15 Axial displacement amplitude-frequency characteristic of the Fig.12 Finite element model of the main drive system curved teeth

北 京 科 技 大 学 学 报 第 33 卷 图 9 轧机主传动轴向振动三阶振型 Fig． 9 Third-order mode shape for the axial vibration of the main drive in the rolling mill 图 10 扭振仿真模型 Fig． 10 Simulation model of torsional vibration 图 11 扭振第二阶振型 Fig． 11 Second-order mode of torsional vibration T = To + Ao sinωt． 式中，To为电机输出轴的稳定力矩 302. 4 kN·m，Ao 为电机输出轴扭振波动幅值 15 kN·m，ω 在0 ～ 200 Hz变化． 图 12 主传动系统有限元受载模型 Fig． 12 Finite element model of the main drive system 电机轴、人字齿、弧形齿内齿联轴器和工作辊幅 频特性仿真结果如图 13 ～ 图 16 所示． 从图中发现: 在扭振 0 ～ 200 Hz 频率激励下，主传动主要部件的 轴向振动频率均在 56 Hz 左右出现最大峰值，此频 率恰好为轴向振动的第三阶固有频率，也与扭振的 第二阶固有频率基本相等． 很显然，56 Hz 扭振激起 了主传动第二阶固有频率，同时也激起传动系统第 三阶轴向振动． 图 13 电机轴轴向位移幅频特性 Fig． 13 Axial displacement amplitude-frequency characteristic of the motor shaft 图 14 人字齿端面轴向幅频特性 Fig． 14 Axial displacement amplitude-frequency characteristic of the herringbone gear 图 15 弧形齿轴向幅频特性 Fig． 15 Axial displacement amplitude-frequency characteristic of the curved teeth ·502·

第4期 闫晓强等：连轧机万向接轴集油盒损坏机理 ·503· 8.0 由主传动系统轴向振动超过了轴承允许的轴向动载 64 荷.通过现场测试和仿真研究，得到主传动轴向振 动是由扭振引发的，而扭振是由主传动系统机械部 4.8 分和电气控制系统两个子系统共同作用产生的结 2 果，因此扭振的性质为机电耦合振动.由于在电气 上根除优势频率费用和代价太高，所以选择改造集 16 油盒轴承结构，提高了轴承能够承受的轴向动载荷 80 120 160200 新结构集油盒经过现场一年多的使用考核，目前工 频率Hz 作状态良好，解决了集油盒寿命短的难题，取得了令 图16工作辊轴向幅频特性 人满意的效果 Fig.16 Axial displacement amplitude-frequency characteristic of the work roll 参考文献 另外在扭振0~200Hz频率激励下，图17工作 [1]Huang P W.Liu YY.Fan Z X,et al.Fault diagnosis of vibration 辊水平方向振动在39Hz、70Hz出现了峰值，图18 in the driving system of 1 700 mm cold continuous rolling strip mill 工作辊垂直方向位移在60Hz处出现了峰值，这与 Heary Mach.1995(2)21 图2和图3所测试的振动优势频率接近. (黄培文，刘蕴予，范正心，等.1700带钢冷连轧机主传动系 统振动故障诊断.重型机械，1995(2)：21 80 [2]Yan X Q,Cao X,Liu L N,et al.Simulation research on excep- tional vibration of mill main drive system.Syst Simul,2009.21 (11):3439 4.8 (闫晓强，曹曦，刘丽娜，等.轧机主传动系统异常振动仿真研 究.系统仿真学报，2009,21(11)：3439) 32 [3]Chefueux L.Fischbach J P.Gouzou J.Study and industrial control 76 of chatter in cold rolling//AISE Year Book,1984:504 [4] Zou JX,Xu LJ.Vibration Control of Cool Rolling Mills.Beijing 40 80120 160200 Metallurgy Industry Press,1998 穎率H拉 (邹家样，徐乐江.冷连轧机系统振动控制.北京：冶金工业 图17工作辊水平幅频特性 出版社，1998) Fig.17 Horizontal displacement amplitude-frequency characteristic [5]Yan XQ.Cui X B.Torsion telemetering system of main drive sys- of the work roll tem for rolling mill based on NRF9E5.Microcomput Inf,2007,23 2.0 (25):107 (闫晓强，崔秀波.基于NR9E5的轧机扭矩遥测系统.微计 1.6 算机信息，2007,23(25)：107) [6]Yan X Q,Liu LN.Cao X,et al.Coupling of lateral and torsional 1.2 for the spindle of a CSP mill.J Unie Sci Technol Beijing.2008. 0.8 30(10):1159 (间晓强，刘丽娜，曹曦，等。CSP轧机万向接轴弯扭耦合振动 04 北京科技大学学报.2008.30(10)：1159) [7]Yan X Q,Liu L N,Cao X.et al.Lateral and torsional coupled 40 80120160200 频率： vibration of a CSP mill.Vib /mpact,2009,28(3):182 (闫晓强，刘丽娜，曹曦，等.CSP轧机弯扭耦合振动频率研究. 图18工作辊垂直幅频特性 振动与冲击，2009,28(3)：182) Fig.18 Vertical displacement amplitude-frequency characteristic of 8] Yan X Q,Shi C.Cao X.et al.Research on coupled vertical-or- the work roll sion vibration of mill-stand of CSP mill.J Vib Meas Diagn.2008. 3结论 28(4):377 (闫晓强，史灿，曹曦，等.CS轧机扭振与垂振耦合研究.振 经过计算确定了集油盒轴承损坏的主要原因是 动、测试与诊断.2008.28(4)：377)

第 4 期 闫晓强等: 连轧机万向接轴集油盒损坏机理 图 16 工作辊轴向幅频特性 Fig． 16 Axial displacement amplitude-frequency characteristic of the work roll 另外在扭振 0 ～ 200 Hz 频率激励下，图 17 工作 辊水平方向振动在 39 Hz、70 Hz 出现了峰值，图 18 工作辊垂直方向位移在 60 Hz 处出现了峰值，这与 图 2 和图 3 所测试的振动优势频率接近． 图 17 工作辊水平幅频特性 Fig． 17 Horizontal displacement amplitude-frequency characteristic of the work roll 图 18 工作辊垂直幅频特性 Fig． 18 Vertical displacement amplitude-frequency characteristic of the work roll 3 结论 经过计算确定了集油盒轴承损坏的主要原因是 由主传动系统轴向振动超过了轴承允许的轴向动载 荷． 通过现场测试和仿真研究，得到主传动轴向振 动是由扭振引发的，而扭振是由主传动系统机械部 分和电气控制系统两个子系统共同作用产生的结 果，因此扭振的性质为机电耦合振动． 由于在电气 上根除优势频率费用和代价太高，所以选择改造集 油盒轴承结构，提高了轴承能够承受的轴向动载荷． 新结构集油盒经过现场一年多的使用考核，目前工 作状态良好，解决了集油盒寿命短的难题，取得了令 人满意的效果． 参 考 文 献 ［1］ Huang P W，Liu Y Y，Fan Z X，et al． Fault diagnosis of vibration in the driving system of 1700 mm cold continuous rolling strip mill． Heary Mach，1995( 2) : 21 ( 黄培文，刘蕴予，范正心，等． 1700 带钢冷连轧机主传动系 统振动故障诊断． 重型机械，1995( 2) : 21 ［2］ Yan X Q，Cao X，Liu L N，et al． Simulation research on excep￾tional vibration of mill main drive system． J Syst Simul，2009，21 ( 11) : 3439 ( 闫晓强，曹曦，刘丽娜，等． 轧机主传动系统异常振动仿真研 究． 系统仿真学报，2009，21( 11) : 3439) ［3］ Chefueux L，Fischbach J P，Gouzou J． Study and industrial control of chatter in cold rolling / /AISE Year Book，1984: 504 ［4］ Zou J X，Xu L J． Vibration Control of Cool Rolling Mills． Beijing: Metallurgy Industry Press，1998 ( 邹家祥，徐乐江． 冷连轧机系统振动控制． 北京: 冶金工业 出版社，1998) ［5］ Yan X Q，Cui X B． Torsion telemetering system of main drive sys￾tem for rolling mill based on NRF9E5． Microcomput Inf，2007，23 ( 25) : 107 ( 闫晓强，崔秀波． 基于 NRF9E5 的轧机扭矩遥测系统． 微计 算机信息，2007，23( 25) : 107) ［6］ Yan X Q，Liu L N，Cao X，et al． Coupling of lateral and torsional for the spindle of a CSP mill． J Univ Sci Technol Beijing，2008， 30( 10) : 1159 ( 闫晓强，刘丽娜，曹曦，等． CSP 轧机万向接轴弯扭耦合振动． 北京科技大学学报，2008，30( 10) : 1159) ［7］ Yan X Q，Liu L N，Cao X，et al． Lateral and torsional coupled vibration of a CSP mill． Vib Impact，2009，28( 3) : 182 ( 闫晓强，刘丽娜，曹曦，等． CSP 轧机弯扭耦合振动频率研究． 振动与冲击，2009，28( 3) : 182) ［8］ Yan X Q，Shi C，Cao X，et al． Research on coupled vertical-tor￾sion vibration of mill-stand of CSP mill． J Vib Meas Diagn，2008， 28( 4) : 377 ( 闫晓强，史灿，曹曦，等． CSP 轧机扭振与垂振耦合研究． 振 动、测试与诊断，2008，28( 4) : 377) ·503·