1測試方案
　　連軋機組減速機檢修後開始工作中產生較大振動，嚴重影響(influence)軋機正常工作。P站最新版下载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。P站PROBURN破解版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）齧合和軸承(bearing)跳動；（3）電動機和電機軸上的部件的不平衡質量等方麵引起的振動。
　　為了找出故障的原因，對軋機的軋製力和該係統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齧合頻率如表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軸承的節圈直徑，mm；N滾動體數目；β圓錐（Tapered）角，一軸11°，二軸16°，三軸15°。
　　（3）係統固有頻率計算：係統如圖3所示，係統中，軋件，軋輥和萬向接手左半部分轉
　　微機計算采用ANSYS軟件，計算出係統(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軋機方麵從軋製力信號的自功率（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製過程兩種情況下的測試信號進行分析(Analyse)，均發現了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(檢查並測試)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，並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P站PROBURN手机网页版，伺服減速機。在減速機家族中，P站PROBURN手机网页版以其體積小，傳動效率高，減速範圍廣，精度高等諸多優點，而被廣泛應用於伺服電機、步進電機、直流電機等傳動係統中。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。下麵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P站PROBURN破解版說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的兩種複雜周期信號。由於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，P站PROBURN破解版還可以看出64Hz信號的譜峰明顯高於其它譜峰，表明係統(system)存在著64Hz的周期激振力。與前麵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"齧合（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齧合頻率（252Hz）相吻合（見表1）。由於252Hz的周期激振力即高速軸齒輪齧合產生的係統振動低於前者，因此P站PROBURN破解版懷疑減速機產生的異常振動主要是由係統中64Hz的周期激振力即低速軸齒輪齧合所造成。
　　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。硬齒麵齒輪減速機傳動的效率是所有傳動式中效率最高的一種，其效率比蝸杆傳動要高的多。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範圍之內呢P站PROBURN破解版采用機械振動烈度的國際標準ISO2372中規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，發現第二級大人字齒輪裝配不到位，更換後，重新試車，現廠直接感覺振動減輕。整個係統(system)工作後，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即是檢修後，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。