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武汉科技大学 硕士学位论文第1 页 摘要 近年来,随着用户对轧制产品尺寸公差和表面质量要求的提高,与产品质量直接相关 的轧机振动这一难题亟待解决。本文从光整机支承辊表面振纹入手,在现场测试基础上, 建立光整机激振模型,进行仿真分析,着重研究了扰力对辊系垂直振动影响,并提出一些 抑制振动的具体措施,切实提高了轧制生产率和产品表面质量。本文研究内容主要包括以 下几个方面: ( 1 ) 建立光整机垂振系统动力学模型,用集中质量法得到系统固有频率和主振型, 并用有限元法对模型进行模态分析,获得系统关键模态,且对两种方法的计算结果进行比 较,发现光整机机座系统的集中质量模型与有限元模型具有很好的一致性,有助于全面了 解光整机固有振动特性。 ( 2 ) 对光整机进行现场振动及力学测试,判断支承辊扁头受到来自予传动轴的冲击 即为振源,特别是下支承辊振动尤为剧烈。引起支承辊振纹的振动频率为2 9 0 h z 。分析了 轧制力、辊系轴向力等与光整机辊系振动有关工艺参数,为进一步的仿真分析奠定了实践 基础。 ( 3 ) 建立光整机参数激励垂振模型,通过仿真分析,得到辊系速度及加速度频谱图, 定量分析了冲击力对光整机辊系运动状态的影响,冲击力使轧制作用不能平稳传至, l , t j 界 面,破坏其正常工作状态,导致带钢振纹产生,为抑振措施提供理论依据。 基于以上研究内容,结合现场振动测试数据的分析结果,再进行建模仿真分析,验证 上述关于光整机振动机理分析的正确性,提出抑制光整机振动及振纹产生措施。实践证明 了措施的有效性。 关键词:光整机,振纹,振动测试,参数激振,仿真,抑振 第1 i 页武汉科技大学 硕士学位论文 a b s t r a c t w i t hd e m a n df o rt h ed i m e n s i o h a lt o l e r a n c ea c c u r a c ya n ds u r f a c eq u a l i t yo ft h ei o l i e d p r o d u c t si m p r o v i n gi nr e c e n ty e a r s ,t h er o l l i n gm i l lv i b r a t i o nd i r e c t l yr e l a t e dt op r o d u c tq u a l i t yi s a l li m p o r t a n tp r o b l e md e m a n d i n gp r o m p ts o l u t i o n b a s e do nb a c k u pr o l lc h a t t e rm a r k so ft h e s k i np a s sm i l li nc o l dr o i l i n gm i h ,a f t e rf i e l dt e s t i n gt h ed y n a m i c a lv i b r a t i o nm o d e lo f t h es t a n di s w a se s t a b l i s h e dt oa n a l y z et h er o i l s v e r t i c a lv i b r a t i o ni n f l u e n c eo nb 疵a c ef i n i s ho ft l ms t r i p s t e e lt h ec o n c r e t em e a s u r e sf o rv i b r a t i o nr e d u c t i o na r er e c o m m e n d e dw h i c hi sg r e a t l yh e l p f u lt o i m p r o v et h er o u i n gp r o d u c t i v i t ya n dp r o d u c ts u r f a c eq u a l i t yt h ef o l l o w i n gs t u d y i n gw o r k p r o c e e d si nt h ed i s s e r t a t i o n : ( 1 ) o nt h eb a s i so ft h es p mr e a ls t r u c t u r es i m p l i f i c a t i o nt h ed y n a m i cm o d e lo fv e r t i c a l v i b r a t i o nh a sb e e np r e s e n t e d 1 1 l es y s t e mn a t u r a lf r e q u e n c ya n dp r i n c i p a lm o d ei sc a l c u l a t e db y l u m p e dm a s sm e t h o da n dt h ef i n i t ee l e m e n tm o d a la n a l y s i so ft i mm o d e li sd i s c u s s e dt og e tt h e k e ym o d e s a l t e rc o m p a r i n gt h ec o m p u t a t i o nr e s u l t st h ep r e f e r a b l ec o n s i s t e n c yi sf o u n db e t w e e n t h et w om e t h o d s , w h i c hi su s e f u lt or o u n d l yc o m p r e h e n dt h es p mn a t u r a lv i b r a t i o n c h a r a c t e r i s t i c ( 2 ) a r e rf i e l dv i b r a t i o na n dm e c h a n i c a lt e s t i n go fs p mt h ei m p u l s ef o r mt h eu n i v e r s a l s p i n d l ei o a d m go nt h eh e a do fb a c k u pr o l li st h ev i b r a t i o ns o u r ,e s p l e c i a l l yt h eb o t t o mb a c k u p r o l lv i b r a t ef i e r c e l y t h ef r e q u e n c yc a u s i n gc h a t t e rm a r k so nt h eb a c k u pr o i l si s2 9 0 h z s o m e p r o c e s sp a r a m e t e rr e l a t i v et ot h er o r s v i b r a t i o no fs p ms u c ha sr o l l i n gf o r c ea n da x i a lf o r c 宅a l e a n a l y z e dt o o ,w h i c he s t a b l i s h e st h ep r a c t i c ef o u n d a t i o nf o r t h en e x ts i m u l a t i o n ( 3 ) t h ep a r a m e t r i ce x c i t a t i o nm o d e lo fv e r t i c a lv i b r a t i o ni sc r e a t e da n dt h em i l s v e l o c i t y a n da c c e l e r a t i o ns p e c t r u ma r eg a i n e d t h ei n f l u e n c eo f i m p u l s ef o r c eo nt h es p mr o i l s m o t i o ni s q u a n t i t a t i v e l ya n a l y z e d t h ei m p a c tf o r c ea f f e c t st h er o l l i n gp r o c e s sa n dd o n tm a k et h er o l l i n g f o r c ew o r ko nr o i l i n gi n t e r f a c es t e a d i l y , w h i c hp r o v i d e st h e o r yb a s i sf o rv i b r a t i o ns u p p r e s s i o n m e a s u r e s b a s e do nt h ea b o v er e s e a r c hc o n t e n t sa n dc o m b i n e dw i t ht h ea n a l y s i so fs i t et e s td a t a , t h e r e s e a r c ha b o u tt h ev i b m t i o nm e c h a n i s mo fs p mi sv a l i da n dc o r r e c t , w h i c hp r o p o s e sa v a i l a b l e m e a s u r e sf o re l i m i n a t i n gt h ev i b r a t i o na n dc h a t t e rm a r k i np a r t i c u l a r , p r o d u c t i v ep r a c t i c e d e m o n s t r a t e st h a tm c 誓t s u r e sa r ee f f e c t i v e k e y w o r d s :s k i np a s sm i l l , c h a t t e rm a r lv i b r a t i o nt e s t ,p a r a m e t r i ce x c i t a t i o n , s i m u l a t i o n , v i b r a t i o ne l i m i n a t i o n 武汉科技大学 硕士学位论文第1 页 第一章绪论 1 1 本课题来源 1 1 1 镀锌线光整机简介 近几年随着镀锌板需求的飞速发展,国内镀锌板生产线也得到快速发展。镀锌板被广 泛应用于家用电器、汽车行业、建材行业等。为了提高产品的表面质量和机械性能,国内 几乎所有镀锌线,都在镀锌机组镀锌工艺段后设置了光整机。 光整机前后张力辊使镀锌板产生较大的张力,与此同时光整机的上下工作辊对镀锌板 施加轧制力,在张力的拉应力和轧制力共同作用下,镀锌板产生塑性延伸【1 1 。所以说光整 机的原理与轧机基本相同,所不同的是光整机的s l 帛f j 力较小,压下量也较小,因而产生的 延伸率也较小,镀锌板厚度的变化更小,几乎测量不出,只是将镀锌板原先凸凹不平的地 方压平而已。 镀锌板经过光整以后,对表面质量改善和性能提高有较大作用【2 1 。主要表现为:提高 镀锌板的表面平整度;调整镀锌板表面的粗糙度;改善镀锌板的表面色泽及加工性能等。 1 1 2 光整机系统故障综述 某冷轧厂17 0 0 m m 冷轧机组于2 0 0 5 年年底投产。经冷连轧机组轧制后,冷轧全硬带 钢再经过脱脂去污、再结晶退火、镀锌、光整、拉伸矫直、表面化学处理、精整等工序后 获得优良的机械性能以及表面镀锌质量。然而随着产品的拓展,2 0 0 9 年上半年镀锌线光整 机在使用过程中,支承辊辊身出现振纹,传动侧扁头有发蓝现象,具体表现如下: ( 1 ) 整个轧制区布满沿辊身整圈的椭圆形叠加辊印,在传动侧尤为明显( 图1 1 ) 。 对辊印测量显示:其宽度为5 c m ,相邻辊印沿辊身周向间距为5 5 m m 、7 3 m m ,沿辊身轴 向间距为5 - - 7 c m ( 图1 2 ) 。 图i 1 支承辊振纹 第2 页武汉科技大学硕 图1 2 支承辊振纹局部特征 ( 2 ) 图1 3 为正常扁头。轧机运转过程中,支承辊传动侧扁头出现型 1 4 红色圈中部分。 图1 3 正常扁头 图1 4 扁头发盔 为避免上述情况出现,不得不提前更换支承辊,缩短了使用寿命,严j 产周期。 1 2 轧机垂振问题国内外研究综述 带钢表面的振纹是众多缺陷中最受研究学者关注的一种,普遍认为振 间存在密切的联系。轧机振动问题是个世界性的综合性技术难题,引起冷j 因很复杂,这是因为轧机系统具有时变性、多变量、大系统、复杂性、非 特,怔【3 1 。轧机振动的研究涉及到轧制理论、机械振动理论、摩擦润滑理论、 信号分析处理、仿真模拟以及设备状态监测与故障诊断等几大领域【4 】。影u 因素主要包括热轧来料、轧制设备及工艺三方面。来料方面原因有来料厚j 变等;机械设备方面原因有轧机安装精度、轧辊磨削精度、轧辊轴承缺陷、 间隙等;工艺方面原因有轧制润滑、轧制力变化、前后张力波动、压下率4 会造成带钢厚度波动和表面振纹,大大降低生产效率及产品质量,并对设j 可估量的影响。因此,冷连轧机组振动问题是提高板带材质量所面临的亟 题,研究轧机异常振动原因及采取相应抑振措施对提高带钢表面质量和确1 运行具有重大意义。 武汉科技大学硕士学位论文 第3 页 1 2 1 两类倍频颤振 根据机械动力学的观点【6 1 ,任何机械的振动按其产生原因都可以分为以下三种: ( 1 ) 自由振动:当系统受到干扰以后而破坏了系统原来的平衡状态,由系统自身弹 性恢复力来维持的振动。当然振动开始时必须有外力加以激发,其振动频率就是系统的固 有频率。 ( 2 ) 受迫振动:由外界激励持续作用引起和维持的周期性振动。其振动频率接近系 统的固有频率。 ( 3 ) 自激振动;系统在没有受到外部激振力作用而只是由系统本身产生的交变力激 发的周期性振动。其振动频率接近系统的固有频率。实际振动中都不可避免存在消耗能量 的正阻尼,自由振动将逐渐衰减而消失,而稳定自激振动由于负阻尼作用会从振动过程中 不断吸收能量,补偿正阻尼的消耗以维持系统做稳定的等幅运动。 对于轧机的垂直振动,其受载系统包括牌坊、压下螺丝、压下螺母、平衡装置、弯辊 装置、轧辊及其轴承座等,所受外载荷主要是轧制力、弯辊力、平衡力等。现代轧机中经 常出现的垂直振动,按振频及后果分为两大类【7 l : 第一类,垂振的频率在1 5 0 h z 一2 5 0 h z 之间,又称三倍频程颤振,其结果是形成较明显 的带材厚度波动,厚度波动严重时可达目标厚度的3 0 ,造成断带、废品并危及设备安全。 引起三倍频振动的可能原因是:前后机架间张力的波动、入口板带振动、辊缝润滑摩擦状 况的改变、磨辊不良、轧辊轴承缺陷等。实验证明,轧机三倍频颤振会通过板带前后张力 的耦合作用在连轧机组各机架之间传播。因为越往后侧的机架轧制力及压下量越大,致使 处于最末端机架的振动最为强烈。 第二类,振动频率分布在5 0 0 7 0 0 1 - 1 z 之间,也n q 第五倍频程颤振,此时带材没有可测 的厚度变化,但在带材表面有垂直于轧制方向的明暗交替的条纹,影响产品表面质量及美 观。五倍频振动发生的可能原因是:轧机固有频率的共振:支承辊表面有缺陷:轧辊旋转 部件的固有频率与轧机的高频垂振之间成次谐波关系;轧制原先就带有振纹的带材。 第三倍频程振动属于带厚颤振,第五倍频程振动则属于一种轧辊颤振,其振动原因往 往都与支承辊有关,可以看作是支承辊的颤捌8 1 。 1 2 2 国外研究概况 国外专家学者从轧机振动模型、振动原因、振动性质、振动理论、振动耦合、抑振方 法等几个方面对轧机振动这一问题进行了深入研究: y a r i t a 等建立一个四自由度对称模型来研究四辊轧机的振动问题。该模型主要由上、下 支承辊和上、下工作辊四部分沿机座垂向构成。辊系之间以及支承辊与牌坊问的弹性变形 简化为线性刚度,下支承辊与牌坊间设置一个线性阻尼。他们还分析了由轧辊与轧件间的 变刚度系数引起轧机振动的激振模型,并给出其稳定性判别式f 9 1 。 r e m - m ig u o 等应用a n s y s 软件建立四辊轧机有限元模型,模拟轧机的动态特性 该模型通过采用梁单元、管单元、弹簧单元等对两个牌坊和一套辊系进行模拟,当不考虑 弹性质量时,有两个梁单元和管单元传递相应的质量载荷,两个梁单元模拟轧辊,管单元 第4 页武汉科技大学硕士学位论文 模拟压下螺丝、垫片及其它部件,弹性单元模拟轧辊接触面上的动态作用,得出轧机第一 阶固有频率为6 4 h z i h 。 t l u s t y 经研究证明:轧辊的振动位移使机架之间的张力发生周期性波动,从而使轧制 压力波动超前振动位移9 0 0 ,由此产生的负阻尼作用导致自激垂振。他根据演算出的系统 稳定性临界条件判别式,分析了轧制过程中的各种工艺参数对轧机颤振稳定性的影响【1 1 1 。 y u n 等建立了一种基于模态耦合的颤振模型,研究了负阻尼效应对轧机颤振稳定性的 影响。在此基础上,他指出轧机三倍频颤振是因为出口张力波动引起轧制力的变化而导致 轧机失稳的。但是轧件表面振纹的调制作用也可能引起三倍频颤振,且这种颤振能随着带 钢在机架间运动会以更快的速度导致整个冷连轧机组失去稳定性【1 2 1 。 在y u n 研究基础上,t a m i y a 等通过研究一个简化颤振模型的入口张力效应,认为轧机 的三倍频颤振是由于棍缝变化与入口张力变化之间的9 0 0 相位差产生的自激振动。且此相 位差会促使轧辊的振幅增大,并提出减少张力波动、增加压下系统的阻尼、增加机架问的 间隔等抑制颤振的措施【1 3 】。 r o b e r t s 建立关于轧制界面对称的振动模型并计算出颤振频率。由此得出轧机的工作辊 相对于各自的支承辊振动而在支承辊和带钢表面形成振纹,振痕的形成与轧制速度等工艺 参数及轧辊的直径有紧密联系。经过分析得出:在支承辊直径与工作辊直径之比不变的条 件下,某- f l 制速度能使轧辊表面振纹的数目均为整数时,此速度即为易引起振纹的临界 速度。在一定的速度范围内,出现的临界速度越多,说明出现振纹的概率越大在分析仿 真结果后,他提出了一些抑制颤振的方法:比如防止轧辊在磨削时产生振纹、避免磨损的 支承辊激励、仔细匹配支承辊直径、在最后机架采用最大直径的支承辊、改变轧制速度来 避开临界速度、避免使用有缺陷的联轴节及工作辊轴承、避免机架的外来振动等【1 4 1 。 m e e h a n 为研究三倍频颤振稳定性,建立了由辊系、带钢以及机架组成的具有反馈机制 的动力学简化模型,得到了轧机发生颤振时一系列轧制速度临界值,且由此制定了一个评 判标准。他指出张力、轧制力及辊系间运动相互耦合的反馈作用,使这种不稳定性加强。 在反馈环节中,张力的低通滤波响应由于界面滑动作用,与轧制速度成反比。在此基础上, 他又分析了一些轧制工艺参数对三倍频颤振的敏感度,其中辊系间阻尼、固有频率及轧制 力影响要比张应力、带宽、带厚及硬度更明显,润滑状况影响次之。再分析了五连轧机组 颤振实验数据后,得出评判标准与实验结果有较好的一致性,并提出了抑制颤振的一些措 施【1 5 】。 1 2 3 国内研究状况 北京科技大学邹家祥等人对宝钢2 0 3 0 带钢冷连轧机剧烈振动问题进行深入研究。经 过一系列综合测试分析,取得突破性进展,得出如下结论 5 1 : ( 1 ) 轧机异常振动是轧机机座及其零部件之间相互作用的垂直自激振动。振动的中 心频率为1 2 4 h z ,接近轧机机座的第二阶固有频率;振动呈发散状态,如不及时加以控制 处理,振动不会自行收敛衰减,将对轧机设备造成极大危害。 ( 2 ) 振源来自于轧辊辊缝。轧辊与带材之间的的不稳定的摩擦状态是诱发轧机垂振 武汉科技大学硕士学位论文第5 页 的直接原因。这种自激振动有稳定与非稳定两种形态,振动由稳定状态向非稳定状态过渡 的条件,取决于润滑介质的物化品质及带钢与轧辊表面之间相对运动速度,且与接触表面 状态也有一定的关系。 ( 3 ) 除润滑剂物化品质特性及浓度配置是否合理外,平均轧制压力与后张力过大, 也容易引起轧机的振动。为此,轧机振动发生的条件与辊缝摩擦和机座圃有特性等有密切 的关系。对于已投入使用生产的轧机,有效地改变其固有特性极为困难,控制辊缝摩擦状 态成为抑制轧机垂直自激振动的关键。 杨其俊、连家创等把四辊轧机机座垂振系统简化为非对称六自由度模型,用能量法解 决了模型中各个部件质量和刚度的计算问题,得出其垂振系统固有频率计算公式,且由此 得出的基频频率的理论值与实测值极为相近【1 61 7 1 。 蔡敢为、段吉安、易幼平等建立了一种由质量单元、刚度单元、杆单元和梁单元等组 成的四辊轧机动态性能分析的平面有限元模型,并计算出轧机容易激发的固有频率,试验 验证了模型的准确性【1 8 】。 林鹤、邹家祥等针对某厂2 0 3 0 m m 五机架冷连轧机颤振问题,提出了轧机颤振同轧制 液性能之间的潜在关系润滑剂性能影响轧机动态特性,从而改变轧机颤振的临界速 度。在保证必要的润滑性、粘度、附着性等物化品质指标的条件下,适当控制润滑剂浓度 即可消除颤振【1 9 1 。 陈勇辉、李巍华等研究了四辊冷带轧机五倍频颤振的产生机理,探讨了轧机支承辊与 工作辊之间辊隙的复杂力学特性,提出了轧机五倍频再生颤振模型。采用数值分析方法研 究了五倍频颤振模型的稳定性并给出了在变速轧制中防止五倍频颤振的理论分析f 2 0 i 。 王桥医、谭建平等运用轧机辊缝动力学理论、流体力学理论及非稳态润滑理论,建立 了非稳态润滑界面的动力学模型。此模型考虑了工作辊的运动、轧制界面上金属塑性流动、 干摩擦滑动与部分流体润滑并存的混合摩擦学过程等多重耦合作用。经过仿真分析,发现 对轧机自激振动临界速度影响较大的参数包括:轧件材质、轧辊半径、轧辊及轧件的表面 粗糙度、轧机的入口出口厚度、轧制润滑液的粘度等;对振幅影响较大的参数:轧机机座 系统的正阻尼( 压下油缸阻尼及工作辊间阻尼) 及轧制速度,系统本身的正阻尼越小振 幅越大,轧制速度越高,振幅越大【2 1 1 。 钟掘、段吉安对高速轧机轧制界面的负阻尼特性进行了数值仿真。他们得出:在混合 润滑状态下,工作界面由于润滑膜厚度变化产生负阻尼,且界面阻尼大小与润滑剂特性、 轧辊表面状态、轧件张力、轧制速度、压下率等轧制工艺参数密切相关,并分析了这些参 数对轧制界面动力学特性的影响【2 2 】。 王长松、陈志健等研究了冷连轧机三倍频颤振过程,建立了带材表面与轧辊位移分离 的颤振模型,并进行了模拟仿真,结果表面,三倍频颤振是轧制过程本身潜在的不稳定性 随轧速升高达到临界值而产生的自激振动。他们据此提出设计轧机时应增大机架间间隔、 轧制时后张力不要过大、改进轧制液的粘附性及稳定性、保证润滑油膜强度、附加阻尼吸 振器等消振措施f 2 3 1 。 第6 页武汉科技大学硕士学位论文 侯福祥在现场测试中发现了辊系之间、轧辊与带钢之间存在滑动现象,建立了考虑摩 擦界面粘滑效应等非线性因素的轧辊转动、工作辊和带钢水平运动的颤振模型,应用相平 面法定性分析了轧辊与带钢间的相对滑动,并确定了黏着滑动极限环,指出了单辊驱动 平整机摩擦型颤振产生的条件及机理,为平整机振纹机理的阐释提供理论依据【2 引。 到目前为止,国内外专家学者对轧机颤振的研究虽已取得了一定的成绩,但研究机理 工作还不够系统、深入,这是冈为轧机系统垂直振动不仅涉及到振动理论、轧制理论、非 线性理论、摩擦润滑理论、信号分析处理、机电液耦合及设备故障诊断等几大领域,而且 设备庞大复杂、相关工艺参数多、实验研究成本高以及实验研究状况与现场轧制生产条件 的差异较大。 1 3 轧机系统垂直振动研究的发展方向 纵观目前轧制工业的研究现状以及发展趋势,对轧机异常振动的振因及危害的研究越 来越受到重视,而当前生产线上大型轧机由于工艺调控参数多,相互影响,机架结构庞大, 不易操作等诸多因素限制,使得在线实验研究难以得到有效结果。随着计算机仿真技术的 高速发展,采用高效实用仿真手段,并结合现场数据精确分析,此举逐渐被人们所重视。 以下几方面的研究对推动轧机垂振系统的改善有深远的意义【2 5 ,2 6 捌: ( 1 ) 基于辊缝动力学的轧制润滑界面的建模分析 诸多学者实验研究表明:轧机颤振的振源来自于辊缝,其界面润滑状态对垂振的影响 尤为明显。但是由于润滑界面问题极为复杂,涉及多学科交叉,如表面分子吸附、流固耦 合、边界润滑、弹流润滑等问题,润滑界面的动力学模型尚未建立,其影响常被忽略。因 此润滑界面的动力学建模将是轧机系统垂振问题深入研究的关键和难点。 ( 2 ) 工艺参数对轧机垂振影响的量化 在轧机系统垂振模型中,工艺参数对阻尼、刚度等动力学参数的影响尚未进行深入的 量化研究。由于轧制润滑界面对工艺参数变化极为敏感,如能建立润滑界面的动力学模型, 则可将工艺参数的影响以函数的形式表达出来,通过改变函数的参量来定量的分析各工艺 参数对轧机振动的影响,从而达到精确分析轧机垂直振动的目的。 ( 3 ) 采纳先进的仿真手段,进行多领域协同精确仿真 现代大型轧机系统具有多约束、非线性、强耦合、多变量等特征,振动现象各异,振 动原因复杂。因此,如何实现更精确的仿真,更真实的模拟现场生产状况,从而得到与实 际更相符的数据结果显得尤为重要。当前应采用先进的计算机仿真方法,实现多领域软件 协同仿真,使仿真的结果更加精确,对于轧机垂振问题的研究也更加可靠便捷。 到目前为止,尽管国内外对轧机动力学问题进行了多方面的研究,也取得了一定的成 果,但是随着现代轧机机组向大型化、连续化、高速化以及自动化发展,许多新技术、新 工艺被采用,轧机振动进而出现了新问题,还有许多深层次的问题尚待探究。 1 4 论文的主要内容 镀锌线光整机工作一段时间后支承辊辊面上出现椭圆形振纹,并在轧制的钢板产品中 武汉科技大学 硕士学位论文 第7 页 产生肉眼可见的、有规律的振纹。振纹缺陷给冷轧薄板厂带来很多问题:增加了换辊次数, 降低了生产效率;难以满足用户对带钢表面质景的要求,造成经济损失。本课题以光整机 垂振为研究对象,从理论分析、现场测试、仿真模拟等方面研究光整机振动和振纹之间的 关系及产生原因,提出抑制振动和消除振纹的措施。 为此本文展开了如下方面的工作: ( 1 ) 建立光整机垂直振动系统的六自由度集中质量模型,分析其周有动态特性,得 到光整机各阶固有频率和主振型,找出易被扰力激发而引起光整机共振的主要频率,为有 效解决振动方案提供理论依据。 ( 2 ) 应用实体建模软件p r oe n g i n e e r 建立光整机三维模型,导入到有限元分析软 件a n s y s ,进行模态分析,得到机座整体及各个辊子固有频率和相应主振型等动态特性, 讨论了与自激振动相关的垂直振动特性。 ( 3 ) 进行光整机振动特性、轧制力及轴向力的测试,获取光整机垂直振动的基本形 态和振动特征,得出下支撑辊传动侧振动最为剧烈。分析得到振动主要频率与下支撑辊振 纹的对应关系,为确定振源位置提供依据。 ( 4 ) 针对支承辊扁头与传动轴轴套装配时存在间隙,运转时传动轴对下支撑辊造成 冲击,为此建立光整机激振模型,进行动态仿真分析,定量分析了不同间隙下冲击力对辊 系运动状态影响,并提出抑振措施。生产实践证明了措施的有效性。 第8 页武汉科技大学硕士学位论文 第二章光整机机座垂直振动系统动力学分析 在轧制过程中,轧机会发生多种不同形式的振动,由此对轧机和轧件产生不同的影响。 其中,最普遍和最主要的有主传动系统的扭振和机座系统的垂直振动。以前对轧机振动的 研究,主要集中在传动系统方面,这是因为轧机传动系统经常出现设备故障的缘故【2 s 】。近 年来,随着用户对轧制产品表面光洁度及美观等要求的提高,与板带表面质量直接相关的 轧机垂振问题的研究越来越受到关注。 轧机垂直方向上振动,属于多自由度弹性系统的自激振动,主要表现为轧辊产生与轧 件的运动方向垂直的振动,它不仅限制了轧制速度的正常提高,还影响产品质量,危害设 备。轧机垂直振动固有特性指标是现代轧机设计和动力学特性分析的重要参数。因此全面 了解四辊轧机的固有频率及其振动特性,是轧机振动分析的基本条件。 2 1 光整机垂振系统的集中质量模型分析 2 1 1 垂振系统集中质量模型的建立 17 0 0 光整机机座主要由轧辊及其轴承、压下系统和机架等组成。在轧制过程中,当辊 缝变化很小时,轧制力与辊缝近似成正比关系,故可以用一个等效弹簧来代替轧件对轧辊 的反作用力,从而将光整机与轧件作为一个弹性系统。光整机的垂直变形主要包括轧辊、 压下系统和机架的变形。分析轧机系统的垂直振动,根据研究的目的和精度要求,通常将 其简化为二自由度、四自由度和五自由度系统 2 9 , 3 0 ,为了使理论计算值尽可能符合实测值, 根据能量等效法则和光整机结构及部件间相互关系,本文建立了非对称六自由度集中质量 模型,如图2 i 所示。 么z 么么么么 x - l 矗m 。 x 2 x 3 】( 4 x 6 】( 6 咆 1 3 地 m 5 地 图2 1 光整机六自由度集中质量模型 图2 1 中:m 。为机架上部分立柱质量、上横梁质最的和;m :为上支承辊及其轴承系 统质量的和;肘,为上工作辊及其轴承系统质量的和;肘为下工作辊及其轴承系统质量的 和;m ,为下支承辊及其轴承系统质量的和;肘。为斜楔质量、下横梁质量的和;置。为上 武汉科技大学 硕士学位论文第9 页 横梁及机架上部分立柱的等效刚度;k :为上支承辊弯曲变形刚度及支承辊轴承座的刚度; k ,、毛为上支承辊与上工作辊之间的弹性刚度,下支承辊与下工作辊之间的弹性接触刚 度:k 。为在轧制力作用下,工作辊系以及带材间的等效刚度;k 。为下支承辊至下横梁的 刚度;k ,为下横梁刚度a 2 1 2 模型中参数的计算 ( 1 ) k 。一上横梁及机架立柱的等效刚度【3 1 1 llll = 一+ 一+ 一 k lx 旺klk d k k 圮立柱刚度 如= , j 讧 。ph ,z 2 4 e f t 公式( 2 1 ) 公式( 2 2 ) 公式( 2 3 ) 式中:户为轧制力;允为拉伸在机架立柱中引起的弹性变形;为上部分立柱高;f ,为 上部分立柱横截面积。 k 。上横梁刚度 k = 二一 l 五= 苦( 鲁一等) + 可1 2 h s 即嘲 公式( 2 4 ) 公式( 2 5 ) 公式( 2 6 ) 式中:兀为弯矩和剪切力在上横梁中引起的弹性变形;m 。为轧机立柱受到的力矩;e 为 机架的弹性模量:山为机架立柱的惯性矩;为上横梁的惯性矩;为机架立柱的中性线 长度;为横梁中性线的长度;g 为机架剪切弹性模量;e 为横梁的断面面积 x 蹦一垫块刚度 k 眦= d i = 瓦p h o x 式中:为垫块的弹性变形:为垫块计算高度;为垫块计算面积 ( 2 ) k 。一上支承辊弯曲变形刚度及支承辊轴承座的刚剧3 1 1 公式( 2 7 ) 公式( 2 8 ) 第1 0 页武汉科技大学硕士学位论文 11l k 2k 掰k z k 删上支承辊弯曲变形刚度 岛2 妻 公式( 2 9 ) 公式( 2 1 0 ) 6 2 = 6 2 f + 6 2 ” 公式( 2 1 1 ) 娃j 1 8 8 e d ;( 8 1 3 - 4 1 l 2 + l 3 + 6 例獬一,归 伽 即= 壶睁眦黼一1 m 式中:疋为支承辊弯曲变形;疋为由弯矩产生的弯曲变形;艿2 ”为由横切力产生的弯曲变 形;e 为上支承辊弹性模量;g 为上支承辊扭转弹性常数:d :为上支承辊辊身的直径;d : 为上支承辊辊颈直径;工为支承辊辊身长度;1 为上支承辊两轴承中心线间的距离。 k z 上支承辊轴承座刚度 弘丢 公式( 2 “) 厶= 蛊 公式( 2 - 1 5 ) l :毕 公式( 2 1 6 ) c = 鱼之丝 公式( 2 1 7 ) 式中:厶为上支承辊轴承座变形;以为轴承座的计算高度;乃为轴承座的计算面积。 ( 3 ) 墨、髟一上支承辊与上工作辊之间的弹性接触刚度,下支承辊与下工作辊之间的 k 3 - - 毛= 詈 6 ;划r d _ , e ( 三3 他警b ) i z j 6 珥等( 1 矿 公式( 2 1 8 ) 公式( 2 1 9 ) 公式( 2 2 0 ) 式中:万为工作辊与支承辊之间的弹性压扁;为支承辊辊身长度;d l 为工作辊辊身直径; 皿为支承辊辊身直径;b 为工作辊与支撑辊接触压扁弧宽度;z 为工作辊与支承辊的泊松 比( 默认支承辊和工作辊材料相同) ;e 为工作辊与支承辊的弹性模量。 武汉科技大学 硕士学位论文第1 1 页 ( 4 ) k - 上下工作辊以及带材之间在轧制力p 作用下的等效刚度嗍 石1 = 瓦1 + 虿1 公式( 2 2 1 ) 一= + 公氏z z , x i m p k 1 k 一轧辊弹性压扁 可1 = 历d 8 = 丢( h 2 d t h h + q i h c :! 虫二丝:) p 吼2 一b b=2xr。,。(。h。-。h。)。 剿一南) 墨 q 。 一h + q l 公式( 2 2 2 ) 公式( 2 2 3 ) 公式( 2 2 4 ) 公式( 2 2 5 ) 公式( 2 2 6 ) 式中:m ,为轧件塑性变形刚度( 轧件塑性曲线的斜率,与轧件具体材料有关) ;d l 工 作辊辊身直径;日为入口轧件厚度,h 为出口轧件厚度,q 。为轧件作用于工作辊上的单位 宽轧制力( 认为均匀分布) ;e 为工作辊的弹性模量;p 为工作辊的泊松比;b 为轧件与工 作辊接触弧长度;墨为弹性压扁后的轧辊辊身半径;丑为带材宽度;蜀为工作辊辊身半 径。 ( 5 ) k 6 一下支承辊至下横梁的变形等效刚度f 3 3 】 lll k 62 巧+ 乏k 砭 公式( 2 2 7 ) x 下支承辊弯曲变形刚度 岛= 吾 公式( 2 2 8 ) 莲= 瓯+ 晚” 公式( 2 2 9 ) 耻志 8 ,3 村汕6 4 ( 警) 槲一- ) 蜊2 加, 猷= 去悟呲惭一- 3 t ) 式中:为下支承辊弯曲变形6 :为由弯矩产生的弯曲变形:d :。为由横切力产生的弯曲 变形;e 为下支承辊弹性模量;g 为下支承辊扭转弹性常数;d ,为下支承辊辊身的- a 径; 以为下支承辊辊颈直径;三为下支承辊辊身长度;,为下支承辊两轴承中心线问的距离。 k ;一下支承辊轴承座刚度 第1 2 页武汉科技大学硕士学位论文 砭。砉 z = 每 :h l + h 2 o 2 = 学 式中:正为下支承辊轴承座变形;h j 为轴承座的计算高度; ( 6 ) k ,一下横梁弯曲变形刚度3 2 1 局= 寺 五= 苦( 等一等) + 酉1 2 p i s 即猖 公式( 2 3 2 ) 公式( 2 3 3 ) 公式( 2 3 4 ) 公式( 2 。3 5 ) 为轴承座的计算面积。 公式( 2 3 6 ) 公式( 2 3 7 ) 公式( 2 3 8 ) 式中:z 为弯矩和剪切力在下横梁中引起的弹性变形;m 。为轧机立柱受到的力矩:层为 机架的弹性模量;,尸为机架立柱的惯性矩;以为下横梁的惯性矩;为机架立柱的中性线 长度;为横梁中性线的长度;g 为机架剪切弹性模量:e 为下横梁的断面面积 将具体参数带入上式,得出振动模型各等效质量及等效刚度的值( 表2 1 ) : 表2 1 模型中等效质量和等效刚度 2 1 3 固有频率和主振型的计算分析 根据机械振动理论【3 4 j ,列出图2 1 对应的系统运动微分方程; 武汉科技大学硕士学位论文 第1 3 页 写成矩阵的形式: k 1 = 】= 墨+ k 2 一k 工i + k l 而一k 2 ( 屯一而) = x 2 + k 2 ( 屯一x i ) 一局( x 3 毛+ 足,( 屯一工2 ) 一k ( + k 4 ( 孔一x 3 ) 一k 5 ( x , j c 5 + k 5 ( 屯一z 4 ) 一瓦( x 6 x 6 + k 6 ( 一x 5 ) 一k 7 ( 而 m 2 一足2 k 2 + k 3 一墨 王 + k k ) = 。 m 3 肘。 0 一屯) = 0 - - x 3 ) = 0 一而) 一屯) 一) m s m 6 一k 3 x 3 + k 一k 4 一x ix 4 + k s k s 一墨 k s + k sk 一k bk 6 + k 1 公式( 2 3 9 ) 公式( 2 4 0 ) 公式( 2 4 1 ) 公式( 2 4 2 ) 式中:泓1 为系统的质量矩阵;医】为系统的刚度矩阵; ;) 为系统的加速度列向量;扛 为 系统的位移向量 编写m a t 协的数值计算程序完成该振动系统的固有频率和相应振型的计算3 5 1 ,结果如 表2 3 所示。对计算出来的结果进行参数化绘图,各阶振型曲线如图2 2 一图2 7 所示: 2 , , 6 m m m 肘 m m m 第1 4 页武汉科技大学 硕士学位论文 表2 2 系统的各阶固有频率和主振型 z五六f 、六五 频率( h z ) 5 1 1 1 7 8 1 3 3 7 2 2 22 0 0 9 0 2 62 9 5 6 8 6 45 6 1 7 0 3 37 5 1 9 9 0 6 m l 5 7 1 6 7 0 9 4 4 80 8 8 6 30 0 1 3 9 o 2 6 4 70 2 7 7 9 m 2 5 1 4 9 2 0 5 8 3 8 2 5 2 9 30 1 0 5 i8 0 0 0 71 5 3 0 7 7 相 对 m 3 4 5 6 6 21 0 5 8 6 1 7 4 1 70 0 5 4 54 7 3 5 1 41 8 0 5 1 3 3 振 型 m 3 3 3 7 4l 。8 4 8 l0 3 1 7 70 3 3 1 64 5 5 0 1 218 9 0 0 5 0 m 5 2 6 7 7 22 1 2 9 31 3 2 2 8o 3 6 6 08 5 4 9 21 7 5 1 8 1 m 6 1 0 0 0 01 0 0 0 01 o 0 0 01 o 0 0 01 o o o o1 0 0 0 0 m o d ei ( o s l 1 1 7 8 h z ) l 、 1 、 。_l 、 k 、 _ _ 、1l 、 2345l d i s t r i b u t e dm a s s 图2 2 第1 阶主振型 m o d e2 ( f = 2 0 0 9 0 2 6 h z ) ,l , 1 7 、 j j 、 ,i i 7 7 i 1 7 7 2345l d i s t r i b u t e dm a s s 图2 4 第3 阶主振型图 0 m o d e2 巾13 3 7 2 2 2 h z ) 一,j , p - - 一 , j 7 ? , f d i s t r i b u t e dm a s s 图2 3 第2 阶主振型图 m o d e4 ( f = 2 9 5 6 8 6 4 h z ) | 一 , - “, + 1 l 、 f 、 、 、 1k _ 23456 d i s t d b u t e dm a s s 图2 5 第4 阶主振型图 武汉科技大学 硕士学位论文第1 5 页 m o d e5 ( f = - 5 6 1 7 0 3 3 h z ) j 一 i , ! | 、 、 , 、 : | 一 | ,7 | ,- ,7 1 jl m o d e6 ( f = 7 5 1 9 9 0 6 h z ) -一- ,= 二:土 - 卜j 一f 一一 j d i s t r i b u t e dm a s s d i s t r i b u t e dm a s s 图2 6 第5 阶主振型图 图2 7 第6 阶主振型图 由图2 2 可以看出:第1 阶固有频率为5 1 1 1 7 8 h z ,此时所有轧辊的振动同相;第2 阶固有频率为1 3 3 7 2 2 2 h z ,此时上下辊系与上横梁的振动相位相反:第3 阶固有频率 2 0 0 9 0 2 6 h z ,振动时上辊系同相位,下辊系同相位,且上下辊系振动方向相反;第4 阶固 有频率为2 9 5 6 8 6 4 h z ,此时两支承棍的振动相位相反,两工作辊的振动相位相同,且上工 作辊与上支承辊振动方向相反:第5 阶固有频率为5 6 1 7 0 3 3 h z ,工作辊振动相位相同,且 相邻的工作辊与支承辊间相位相反:第6 阶固有频率为7 5 1 9 9 0 6 h z ,此时工作辊间相位相 反,相邻工作辊与支承辊间相位相反。需要特别指出的是第4 阶主振型,上支承辊与上工 作辊运动方向相反,下辊系运动方向相同,但是当轧辊以相对位移较大的振型振动时,虽 然下辊系的位移方向是一致的,由于上下轧辊的相对位移较大,如果振幅较大,引起较大 的辊缝变化,也有可能引起轧机的自激振动。 根据轧机自激振动理论,在一定速度条件下,振动会导致辊缝变化,并引起轧制力的 变化。辊系保持一定的相位关系振动,就可能形成自激振动。当上辊系与下辊系的相对运 动方向相同( 如第1 阶振型、第2 阶振型) ,如果轧辊以相对位移较小的振型振动时,辊 缝变化小,不易引起轧机的自激振动。但是当轧辊以相对位移较大

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