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a 原理工大学硕士研究生学位论文 轧机异常振动的分析与研究 摘要 轧钢机是现代钢材生产的核心设备。轧钢机的运行状态 直接影响钢材生产的质量。轧钢机的异常振动是造成钢材表 面质量下降的主要原因。因此，对轧钢机异常振动形成原因 的研究对提高钢材生产的质量有重要的现实意义。本文针对 太钢热连轧厂热连轧，对其异常振动进行了研究。 关于轧机异常振动的分析很多，大多是以轧制机理为基 础进行的。本文采用与常规分析不同的方法，从多个角度对 轧机异常振动进行了分析。在动态建模的基础上，通过对比 系统不同工况下的模型，分析了诱发异常振动的原因，得出 了轧机异常振动是由于系统纯滞后环节增加引起了自激振 荡。对现场振动信号进行了测试，并对其进行功率谱分析， 找到了异常振动的中心频率在1 1 4 h z 。运用有限元法，对位 移传感器底座和机架做了模态分析，得出了它们的垂振模态 频率。在以上分析的基础上，本文找到了振源在位移传感器 i a 原理t 大学硕士研究生学位论文 底座，纯滞后环节的出现是由位移传感器底座振动导致的测 量误差造成的。深入分析轧机异常振动成因之后，本文采取 了加固位移传感器底座的消振方案，并在实施后取得了满意 的消振效果。 本文比较全面地解释了太铡热连轧机异常振动的成因， 采取了可行的减振方案并得以实施，取得了良好的减振效 果。本课题的研究具有一定的理论意义和工程应用价值。 关键词：轧钢机，异常振动，系统辨识，功率谱，模态， 自激振动 太原理工大学硕士研究生学位论文 a n a l y s e sa n ds t u d i e so na b n o r m a l v i b r a t i o n so ft h 匝r o l l i n gm i l l a b s t r a c t t h er o l l i n gm i l li so n eo ft h ec o r ef 配i l i t i e si nm o d e m r 0 1 1 甜s t e e lp r o d u c t i o n t h er 咖血n gs t a t eo fr o u i l l gm i l 王 i m p a c t so ns t e e lq u a l i t i e sd i r e c t l y _ i t sa b n o m a lv i b r a t i o n s 盯e m a i nc a u s e sl e a d i n gt o f a l l i n gd o w no fs u 舭eq u a l i t i e s t h e r e f o r e ，廿1 er e s e a r c ho ni t s r e a s o n si s o f 伊e a tp r a c t i c a l s i g n i f i c a n c ef b ri m p r o v i n gq u a l i t i e so fr o l l e ds t e e l a i m i n ga t t 1 1 eh o tc o n t i n u o u sr o l l i n gm i l li n1 灿y u 铷ni r o na n d s 唧lc 0 l t d ，t h j sp a p e rs t u d i e so ni t sa b n o m a lv i b r a t i o n s m o s to fa l l a l y s e so na b n o m a lv i b r a t i o n so ft h er o l l i n g m i l la r em a i n l yb a s e do nt h er o l l i l l gm e c h a n i c s i nm i s p a p e r ， s o m ed i 髓r e mm e m o d sa r eu s e dt o a 1 1 a l y z e a b n o m a l v i b r a t i o n so f 血er o l l i n gm i l lf r o md i 琢j r e n tp o i mo fv i e w i i i 太原理工大学硕士研究生学位论文 b a s e do nt h ed y n 锄i cm o d e l i n g ，a n a l y s e sa r ed o n ea _ b o u tt h e r e a s o n sc a u s i n g 也ea _ b n o m l a lv i b r a t i o nb yc o m p a r i n gm o d e l s o nd i f ! e e r e n tn j i m i i l gc o n d i t i o n s i ti sc o n c l u d e d 血a ta b n o m a l v i b r a t i o n sa r es e l f _ e x c i t i n go n e sc a u s e db ys i m p l ed e l a y s v i b r a t i o nt e s t sa r ee x e c u t e do nj o bs i t ea r l dp o w e rs p e c t m i l l a n a l y s e sa r ed o n et o t e s tr e s u l t s a sar e s u l tt h ec e n 扛a 1 f r e q u e n c yo fa b n o r m a lv i b r a t i o n sw r h i c hi sa t1 1 4 h zi sg o t b y u s i n g i n i t ee l e m e n tm e m o d ，m o d a la n a l y s e sa r ec a r r i e do u tt o t h eb a s eo fm ed i s p l a c e m e n ts e n s o ra n dm ef 锄e w o r ko fm e r o l l i n gm i l l ， w h o s ev e n _ 王c a lv i b r a t i o n 雠q u e n c yi sg a i n e d r e s p e c t i v e l y 1 1 1 i sp a p e re l a b o r a t e sc a u s e so ft l l eh o tc o n t i n u o u sr o l l i n g m i l li nt a iy u a ni r o na n ds t e e lc o i t d s o m e f e a s i b l em e a s u r e sa r ea d o p t e da n de x e c u t e dt oe l i m i n a t em i s v i b r a t i o n o p t i m a le 虢c t so fe l i m i n a t i n gv i b r a t i o na r ea c h e i v e d t h er e s e a r c ho f 吐1 i sp r o j e c ti so ft l l e o r e t i c a ls i 印i f i c a n c ea n d e n g i n e e r h l gv a l u e st os o m ee x t e n t i v 太原理工大学硕士研究生学位论文 k e y w o r d s ：r o l l i i l gm i l l ，a b n o m i a lv i b r a t i o n ，m o d a l ， p o w e rs p e c ，s y s t e m i d e n t i 6 c a ：t i o n ， s e l e x c i t i n gv i b r a t i o n v 太原理工大学硕士研究生学位论文 第一章绪论 钢材在国民经济中占有重要地位。在工业生产、交通运输、国防、 航空航天等重大领域，钢材有着广泛的应用。随着科技的进步和发展， 各行业和领域对钢材质量的要求越来越高。钢材产品的质量主要指产 品的外形尺寸精度，对于板带钢来说，外形尺寸包括厚度、宽度、板 形、板凸度、平面形状等等。在板带钢轧制过程中常常会出现轧机异 常振动，直接影响钢材外形尺寸精度。轧机异常振动会造成厚度波动 和表面振痕，从而大大降低钢材的生产质量。因此，研究轧机异常振 动产生的原因和减振方法对于提高钢材的生产质量有重大意义。同 时，对提高轧机设备的生产率、提高设备的维护管理水平具有指导作 用。 1 1 轧机系统振动的类型 根据动力学的观点，任何机械振动按其产生的原因可以分为以下 3 种“3 ： 自由振动在机械系统受到干扰而破坏了其平衡状态后，由系 统的弹性恢复力来维持的振动。当系统有阻尼时，由于在振动过程中 只能有能量消耗而无输入，振动将逐渐衰减，自由振动的频率就是系 统的固有频率。 受追振动由外界持续激振力引起和维持的振动，振动的频率 就是激振频率。 】 太原理工大学硕士研究生学位论文 自激振动系统在一定条件下没有外部激励而由系统本身产 生的交变力激发的一种周期性振动。振动的频率接近于系统的固有频 率。 根据轧机的受力特点，可将轧机部件按两种不同的一种受载系统是轧钢机的主传动系统，包括轧辊、联 轴器、主电机电枢等。这个系统的外载荷主要是轧制力矩以及主电机 磁场作用在电枢上的扭矩，另一种受载系统是轧机工作机座系统，包 括轧辊、轴承座、压下螺丝、压下螺母( 或液压压下油缸系统) 、弯 辊装置、机架等。这个系统的外载荷主要是轧制力、弯辊力、平衡力 等。轧钢机主传动系统的振动形式主要是扭转振动，而轧钢机工作机 座的振动形式主要是垂直振动。 1 2 轧机系统垂直振动的研究现状 1 2 1 带钢连轧机中经常出现的两类垂直振动 在现代带钢连轧机中经常出现的垂直振动，按频率及后果分为两 大类： 第类，垂振的频率在1 5 0 2 5 0 h z ，又称为三倍频程颤振；其 结果是形较明显的带材厚度波动，其厚度波动严重时可达到目标厚度 的3 0 5 0 ，造成废品、断带并危及设备安全。 第二类，振动频率分布大都在5 0 0 7 0 0 h z ，又称为第五倍频程 颤振；这时带材没有可测的厚度变化，但在带材表面有垂直于轧向的 明暗交替的条纹，影响产品质量。 美国钢公司研究室主任工程师w l r d b e r s 曾经研究了该公司下 2 s 曾经研究了该公司下 太原理工大学硕士研究生学位论文 属各厂的连轧机的颤振问题，分别论述连轧机的第三倍频程及第五倍 频程颤振问题。r o b e r s 认为除轧机安装不正确、磨辊机轴承缺陷等机 械原因可以激起轧枫颤振外，还有入口张力过大，润滑不良等情况均 可激起轧机颤振。同时，r o b e r s 把第三倍频程颤振看作是四辊轧机上 支承辊的跳动，带材产生显著的厚度变化。其频率厂( 单位h z ) 可近 似地按下式计算： ，z 8 2 0 0 d 口 ( 卜1 ) 式中d 口一支承辊直径，i n r d b e r s 从理论上提出至少存在鼯种条件能够促使这种不稳定颤 振的发生：第一种是带材在有过大入口张力的条件下轧制，而辊缝中 的有效摩擦因数随带材压下量变化而变化；第二种是当采用某种方式 的辊缝润滑时，轧制力增加，由于某一增量会导致较大的轧辊润滑时， 轧制力增加，由于某一增量会导致较大的轧辊压扁，减小平均压应力， 带材的压下率也相应减小而引起颤振。 美国钢公司研究试验工厂对四辊轧机产品表面和轧辊表面出现 的名之为“第五倍频程颤振”引起的振痕进行过比较深入的研究，这 类颤振的振频约为6 0 0 h z ，它不引起轧件厚度的变化而且在轧件和轧 辊表面产生黑白相间的条纹。条纹的间距在o 5 1 5 i i l 之间。由于音 乐上的第五倍频程的范围为5 1 2 1 0 2 4 h z ，所以把轧机的这种振频为 6 0 0 h z 的颤振命名为第五倍频程颤振。这类颤振在钢带轧机以及平整 机上均有发现，它对表面质量有严格要求的带材来说是不允许的。 轧制条件对振痕有影响。轧件宽度越小，振动的出现越频繁。钢 3 太原理工大学硕士研究生学位论文 带越薄，振动出现的机会也越多。轧制速度的变化对振动的出现和消 失有直接关系。工作辊及支承辊轴承失效时也能引发振动。电动机、 齿轮、齿轮座等工作不正常也能引起轧机颤振。辊缝间的摩擦条件对 颤振的影响尚不明显，因为这种第五倍频程既发生在摩擦很大的平整 机上，也发生在润滑优良的连轧机上。 根据观察和分析，wl r o b e r t s 设想了一个振动模型，把支承辊看 作稳定不动的刚体，把工作辊看作一个惯性质量，把工作辊和支承辊 之间的压偏变形看作个弹簧这样的单自由度振动模型如图1 1 。因 此，振动频率( 厂) 便可近似地用下式计算： ，“1 4 2 1 0 4 4 ( 卜2 ) 式中d 。一工作辊直径，单位为i n 图l 一1 单自由度振动模型 f l g 1 - 1 也eo n e _ d o fv i b r 鲥0 nm o d e l 1 2 2 各国的研究实例及所得结论 1 日本 4 瞀 太原理工大学硕士研究生学位论文 日本千叶厂对一台经常出现垂直振动的三机架连轧机进行了实 际测试和理论研究现场实测发现，在正常轧制条件下，由支承辊偏心 引起的轧制力波动频率为3 4 h z ，前张力和后张力的波动频率为 ( 2 0 3 0 ) 1 0 0 h z 。振动时张力波动频率增加，高达2 0 0 h z ，这和成品 带钢厚度波动频率相近。经理论分析，得出以下结论： ( 1 ) 颤振出现在压下率接近极限轧制状态，它由润滑油的退化变 质所引起。 ( 2 ) 颤振时带材厚度波动相当于辊系垂振的第二频率，因此振动 可能出现在润滑不良和这阶频率耦合的情况下。 ( 3 ) 在马蒂厄方城基础上的理论分析揭示了在一定轧制条件下 辊系的不稳定判据。为了不出现颤振，必须的稳定判据是 q g ( 叫矿) 8 。 ( 4 ) 最实际有效地实现上述判据的方法之是采用润滑性能好 的润滑油。 日本钢公司下属的h i r o h a t a 厂一台五机架连轧机发生颤振，使产 品出现厚度偏差为其目标厚度0 2 3 2 m m 的1 5 ，其振频为1 6 0 1 7 0 h z 。经过现场测试分析和理论研究，特别是对轧机颤振进行了联 机的系统仿真，认为 x 太原理工大学硕士研究生学位论文 g u o 等人对连轧机颤振进行了研究。他们八四辊轧机构成一个包括机 架、工作辊、支承辊以及轧件在内的三维模型，应用a n s y s 程序进 行有限元分析，求得轧机系统的前四十阶振频( 1 6 9 6 6 7 4 h z ) 和振 型。 r e m n m i ng u o 等人研究了轧机的阶跃响应轧件焊缝通过辊 缝所激起的系统响应为模拟对象，并考虑了两种阻尼的影响( 其中一 个阻尼比为o 叭，另一个阻尼比为o 1 ) ，发现轧机系统在阻尼比为0 0 l 时是不稳定的。它的第1 5 阶振型( 1 3 7 4 h z ) 引起辊缝变化和轧辊撞 击。可见如果阻尼不足以抵消其动能的话，跃响应可能促成三倍频程 颤振。 r e r l l n m i ng u o 等人以来自轧辊轴承的激振( 如磨损后的轴承不 平衡及轧辊偏心等) 做了模拟研究，求得一系列的谱响应图和辊缝的 动态变形图。这些图线显示出在哪个频率下振幅最大，辊缝变化最大， 有利于对轧机作出振动预测和评估轧机系统的动态行为。 在分析了板、带自激的谱响应及相位角以后，他们认为板自激是 轧机颤振的主要振源。由于轧制速度改变引起的张力波动和润滑不均 使中性点移动则是造成轧机颤振的充分条件。为了模拟局部和全部在 辊缝中的板自激条件，他们应用了力的边界状况进行区别( 如有的只 包含板的一个单元像扳的边缘；有的则包含整个上、下板面) 。然而， 他们发现，不管是局部还是整体激励，他们的相位关系是基本相同的。 所以，任何一个板单元激励都可能加大振幅。于是，轧机颤振的发生 可以从一个局部激励开始，然后通过其他单元加大振动强度，一次影 响更多的单元及全板。从板自激的振动强度突现中发现工作辊轴承座 6 太原理工大学硕士研究生学位论文 在低频段1 1 0 1 3 0 h z 失去了大多数振动信号：支撑滚轴承座在1 9 0 h z 处接受了最强信号；除了在3 6 0 4 4 0 h z 处以外。机架通常有最小振 幅，在各个谱图对比中发现，板自激的谱不同于支撑滚激励的谱。因 此，只要各激振点的测量谱都知道的话，利用测量谱去诊断振源是可 能的。 美国怀林一匹兹堡钢公司一套2 0 3 0 m m 带钢热轧机组于1 9 6 5 年 1 0 月投产。该热轧机组由一架二滚和三架四滚轧机组成粗轧机组，而 由六架四滚轧机组成精轧机组。该轧机自投产以后，在生产某产品( 例 如轧制较薄规格的较硬产品) 时，在个别精轧机座上出现颤振并在产 品表面留下横向印痕。为了提高产品质量和经济效益，该公司对轧机 的颤振问题做了系统研究。 怀林一匹兹堡钢公司进行了下列研究工作： ( 1 ) 用有限单元法对轧机机座做了振动模态分析。 ( 2 ) 对轧机进行现场测试，以求得系统振动频率。 ( 3 ) 对传动系统进行分析，搜索各种可能的激振频率。 ( 4 ) 进行各类数据分析和处理，并在各神不同因素的相关分析中 寻找振源。 通过研究和分析他们得出以下结论： ( 1 ) 只有两个模态即振型2 ( 6 1 9 h z ) 和振型7 ( 8 3 9 h z ) 可能在带面 上产生印痕，因为这两个情况都使机架上下振动，从而形成轧制力波 动。 ( 2 ) 在被轧件的阻尼作用下，若轧机能保持持续振动的话，必须 有一个强大的施力函数，而唯一具有这种潜能的激振源就是轧机的传 7 太原理工大学硕士研究生学位论文 动系统。 ( 3 ) 通过对传动系统地分析，他们认为连轴器的角速度与该轴端 齿轮齿数的乘积所构成的频率是可疑频率，而连轴器也就成为这种带 面印痕的可疑振源。 两年后，怀林一匹兹堡钢公司的研究人员又对这一振动致痕问 题撰写了论文，并提出了减轻轧机颤振的具体建议： ( 1 ) 确保齿轮连接轴轮齿处于不同相位，下接轴齿应超前上接轴 齿( 1 4 1 3 ) 周节。 ( 2 ) 提高连接轴的精度，并使径向间隙最小。小间隙将减小激励， 只要保持安装间隙即可。 ( 3 ) 改善工作辊的冷却条件，以减轻轧辊磨损和振动印痕。 ( 4 ) 给下工作辊轴承座设置压紧缸，以增加下工作辊及联轴器的 阻尼。 ( 5 ) 设置连轴保持器，以平衡其浮动质量，保持轮齿节圆的同心 度，也可消除由于齿轮不对中所伴随的下落和噪声。 3 前苏联、比利时、加拿大 ( 1 ) 前苏联前苏联新利别茨克厂1 9 8 0 年投产的一台2 0 3 0 m m 五 机架带钢全连续轧机，当轧制带钢厚度，0 8 肌肌及轧速超过1 5 聊s 时，便出现颤振。由轧机及第四机架立柱振动信号及轧制力信号的功 率谱得出该轧机按优势频率颤振。通过研究他们发表了以下结论性的 意见： 在高速、高压的冷轧条件下，工艺润滑油的热分解是使轧制力发 生非线性变化而形成机械自振的个先决条件。自振是在机座系统的 8 太原理工大学硕士研究生学位论文 固有频率下进行的。自振发展过程首先在一机架自振后，扩展到相邻 的机架。两机架之间的带钢会出现横向振动。 ( 2 ) 比利时 比利时曾对一台生产镀稀薄带的五机架冷连轧机的 颤振进行比较深入的研究。 轧机上配置有测压仪、测速仪、张力计、各机架出口厚度计和板 卷的温度计等，还在各机架上安装了加速度传感器，分别测量其颤振 情况。从加速度计给出信号的频谱分析中，认定轧机颤振频率并不是 绝对为常数，在大多数记录情况下的平均只是1 6 9 h z 。 为了弄清颤振的实质并研究如何防止颤振现象，他们建立了一个 完整的数学模型来模拟连轧机的颤振过程。模拟试验与实际观测表 明，轧机颤振的振幅放大是来自张力影响下的自激振动。 ( 3 ) 加拿大加拿大d o f 如c o 钢铁公司2 号连轧机颤振比较严重 ( 振频1 1 5 1 3 0 h z ) ，经过对其连轧机颤振分析做出了如下经验总结： 设置阻尼是减小轧机振动的有效方法。安装液压衬板是廉价的， 任何轧机都可以推广应用。一摩擦减振可咀提高轧机的稳定性。衬板还 有增进机身对中性的好处，特别是在轧机换辊时。增加边荷可能有两 点不利，即影响轴承寿命及轴承的扭曲；所增加的摩擦力对待才性能 的影响需要估计。 为研究该轧机的颤振问题，d o 缸。公司还与m c m a s t e r 大学的 j t l u s 呵教授进行合作，经研究并证明了： ( 1 ) 轧辊的振动位移是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 。，这就产生了负阻尼作用而造成的自 激垂振。 9 太原理工大学硕士研究生学位论文 ( 3 ) 振源在轧辊辊缝。轧机振动的直接原因是轧辊与带材之间的 一种不稳定摩擦现象，这种自激振动现象，存在稳定与非稳定两种状 态，振动由稳定状态向非稳定状态过渡的条件，取决于轧辊与带钢表 面相对速度和润滑介质的物理性质，也与接触表面状态有间接的影 响。 ( 4 ) 影响轧机振动的主要因素，除轧制油物化品质及浓度配置是 否合理，后张力过大及平均轧制压力过大，也容易引起轧机振动。 1 3 课题的来源和所做主要工作 2 0 0 4 年6 月，太钢热轧厂热连轧机在生产过程中，第五机架出现 强烈振动。太原理工大学机电所对现场振动进行了测试，并分析振动 的原因提出了相应的减振方案。本课题是在此背景下，总结了所做的 工作，从理论的高度系统地分析了太钢热连轧机振动的成因。 本文所做的主要工作包括： ( 1 ) 从系统分析的角度对轧机异常振动进行了分析。 ( 2 ) 对轧机异常振动进行了现场测试，并对测试结果进行分析。 ( 3 ) 对轧机机架和位移传感器外壳进行模态分析，找到了与异常 振动有关的固有频率和振型。 ( 4 ) 确定了轧机振动的特性和类型，找到了轧机振动的振源。 太原理工大学硕士研究生学位论文 第二章轧机液压a g c 工作原理与理论建模 2 1 轧机液压a g c 系统中的机械结构 轧机的机械结构( 如图2 1 所示) 主要包括：机架、上下支撑辊及 轴承座、上下工作辊及轴承座、液压缸等。支撑辊安装在支撑辊的轴 承座上，上支撑辊轴承座可以随着液压缸上下移动，以调节辊系的压 下量，下支撑辊轴承座固定在机架上。同样，工作辊也分别安装在上 下两个工作辊的轴承座上，随着上支撑辊的移动，上工作辊也上下移 动，从而调节了轧辊的辊缝或轧制力。 圈2 一l 轧机机械原理图 f i g 2 - 1m e c h a n i c a ls 廿u c t l l r eo f r o l l i n gm i l l 1 号液压缸是压下控制系统中最重要的设备之一，由1 号液压缸 伺服阀控制。它的缸体作用在上支撵军的轴承座上，每个机架的传动 侧( a 侧) 、操作侧( b 侧) 各安装一个，轧机的轧制力由它产生。2 号液 1 2 太原理；魏譬叩童地阳篓笛m 淞薹 零崭黼耗崮掣一符f 寺籀甄苹瘟晕烈熊霜援锌裂g 氅捌攀0 曩镬戮辩瘾秘阳b 潍鼍商曼忸卟j 澳粥麒翎疆强弱铋；羹暂 嗣鞒醯 器驻 硎w 师阳酢 弼孙；一薛薹g ；前翁荡痨点培并罐两溶涵稚件 f i i l ；。i ：彗 。蹈蚓赫莪馨衫缸拦幕亭胃i 誓奴g g 誊：j 魏菇肆 叶耀瞒黼游谪耳蔺隆陋。p 酢一签甚；引导彗2 轧豁： i l 有讲q ；= i 帔扭鹳谢习日射由牟颧酿订弧，叫萋耋酢_ 牙f _ 宙瓣翳 蝇嘲雕爿： l i 捕妁“y 型篓霪蓁茎鍪耋霪囊妻曩薹羹藿萋爱国；俚镣鹈嚣 醯虻醚荔器蠡鍪蕊曩馕夔囊终婴燃羹辩塑雾鲤； ! l i 鬟阳靛跖叩烈剖蚓塑蠹搿铲机窭蓦誊鬟蒙臻甄莽知孀策 蘸满鞒群 x 太原理工大学硕士研究生学位论文 压缸的作用是使上支撑辊平衡，另外，当辊缝打开时，可协助上支撑 辊抬起，每个机架安装了四个这样的液压缸，其位置在上支撑轴承座 下面的四个角上，这引起液压缸不参与压下控制系统调节，3 号液压 缸用于正弯辊，每个机架共有八个，分别安装在上下工作辊轴承座上 面的四个角上。4 号液压缸用于负弯辊，有八个，分别安装在上支撑 轴承座下面四个角上和下支撑辊轴承座上面的四个角上。 2 2 液压a g c 系统工作原珲 2 2 1 液压a g c 系统组成 图2 2 液压 g c 系统工能框图 f i g 2 2f u n c t i o nd i a g r a i o f r 0 1 1 i n gm i l la g cs y s t e m 从功能上，液压a g c 系统分为液压控制系统部分和液压能源部分。 1 3 太原理工大学硕士研究生学位论文 2 2 2 液压a g c 控割原理 板带材的厚度自动控制系统称为a g c ，它通过测厚仪、位移传 感器和压力传感器等对轧件实际轧出厚度连续地进行测量，然后将实 测厚度值与目标厚度值相比较，得出偏差信号，经放大后输出一个控 制量去调整压下、张力或轧制速度，把厚度控制在允许的偏差范围内。 目前，在现代化高速轧机上，以辊缝位置和轧制力作为主反馈信 号，以入口测厚作为预控，以出口测厚作为监控的控制系统应用最广。 这种控制系统的方框见图2 3 。 图2 3 液压 g c 控制系统方框图 f i g 2 3 h y d r a m i ca g cc 0 的ls y s t e m b l o c kd i a g r m 度 在进入轧机前，板带坯的厚度偏差经预控测厚系统测得，作为给 定量以e 。表示，输给伺服放大器放大，并转换成电流信号，输给伺 服阀。伺服阀获得电流信号世后，转换成液压油的流量q ，输给 压下油缸，实现初始辊缝给定，构成液压轧机控制系统的主回路。该 回路与相应的反馈系统联动，实现辊缝控制。 当正常轧制时，用位移传感器检测压下油缸的位移信号与输入信 1 5 太原理工大学硕士研究生学位论文 号进行比较，若有差值厶，输给伺服阀，则伺服阀有流量输出，液压 缸动作，实现辊缝控制，构成位置反馈回路。在每个液压缸上有两个 对称布置的位移传感器，取其所测出的位移平均值反馈给控制系统， 避免油缸倾斜时的测量误差，提高控制精度。 用压力传感器或测压仪检测轧制力信号并反馈给系统，从而补偿 因轧制力变化而产生的工作机座的弹跳造成的辊缝变化，使出口带钢 厚度保持不变或变化很少，构成了压力反馈回路。测量轧制压力用压 力传感器最简便，且不受轧机结构的限制，但因油缸摩擦的影响，测 得的压力与实际轧制力相差较大( 有时相差3 0 ) 。测压仪可直接测得 轧制压力，精度较高，但受轧机结构的限制，系统也较复杂。 由于轧辊磨损或热膨胀以及位置与压办检测元件本身的误差等 因素所造成的辊缝偏差，使给定的辊缝与轧制标准产品所需的实际辊 缝产生了偏差，影响了成品带材的厚度，上述位置反馈和压力反馈都 不能消除初始给定量的误差，因而在轧机出口要增加测厚仪，测出出 口带材的厚度值与要求值之间的偏差，反馈回去和初始给定量相叠 加，修正出精确的辊缝，进二步提高控制糟度。这就是所谓厚度反馈 回路，或监控回路。 2 2 3 液压a g c 中的关键元件 液压a g c 中的关键元件或部件有电液伺服阀，位移传感器、力传 感器及其二次仪表，测厚仪和压下缸密封圈。 1 伺服阀 由于要求液压a g c 的精度和响应都很高，因此要求伺服阀的分辨 率高、滞环小、频宽高。多数国家的液压a g c 都采用m o o g 7 3 型伺服 1 6 太原理工大学硕士研究生学位论文 阀；国内液压a g c 多数也用m o o g 阀。 2 检测元件及二次仪表 系统的高精度、高响应要求，对检测元件及其二次仪表提出了相 应的要求。液压a g c 的常用位移传感器有光栅、磁尺和差动变压器。 磁尺的优点是精度高并可以安装后录磁，从而消除了安装误差的影 响，索尼磁尺可以达到o 0 0 1 m m 的分辨率和o 0 0 5 m m 的精度。差动 变压器的优点是简单、可靠。由于轧制力大，液压a g c 中的力传感器 为压磁头。 3 压下缸密封圈 压下缸密封圈之所以成为关键部件，是由于它的摩擦力的大小对 压下系统的性能有至关重要的影响。非线性的摩擦力不仅要带来静态 死区，而且对稳定性的频宽要带来不利的影响。 2 3 液压a g c 理论建模 由图2 1 ：及系统分析，构成一个完整液压a g c 系统的6 种主要 动态元件为伺服阀、供油管道、液压缸、轧机、回油管道、传感器、 控制调节器。 2 3 1 基本元件的理论模型 1 伺服阀m 伺服阀具有高度非线性特点，其输出流量q 的线性化方程为 皱= q 旷足。吼( 2 - 1 ) g = 世。鲥。( 2 - 2 ) 1 7 太原理工大学硕士研究生学位论文 式中0 。一伺服阀的空载流量 ，一输入电流信号 k 。一伺服阀的静态流量 足一伺服阀的 卸。一负载压力变化 其增量表达式为 姥= 五。l k 。p l( 2 - 3 ) 通常，当液压执行机构的固有频率低于5 0 h z 时，伺服阀的动 态特性可用一阶环节表示，即 q mk t 。 ，。 l + 国胛 ( 2 - 4 ) 液压执行机构的固有频率低于5 0 h z 时，伺服阀的动态特性可 用一阶环节表示，即 式中 q ，一伺服阀固有频率 ( 2 5 ) 伺服阀固有频率。可以从伺服阀制造厂提供的频率响应曲线获 得。 2 液压缸基本方程”1 1 8 南 1 i 堕t 太原理工大学硕士研究生学位论文 从阀进入油缸的流量除了推动活塞运动外，还要补偿缸内的各种 泄漏，补偿液体的压缩量和管道等的膨胀量。传递到油缸内的总体积 是流量g 的积分，而控制容积的实际变化量是 矿= 一圪一比= x p 爿p ( 2 6 ) = j 姥击 ( 2 7 ) 岈鲁卸c ( 2 8 ) 式中 一传递到油缸内油液的总体积 喙一控制容积中油液的压缩量 眨，一控制容积中油液的泄漏量 x ，一液压缸活塞的位移 爿。一液压缸活塞的面积 一液压缸的等效控制总容机 e 一油液的弹性模量 在当前的液压a g c 系统中，压力管道都力求尽可能短，一般地， 按集总模型把供油管道中的液压油一起作为控制容积，而忽略压力波 的传播时间和供油管道的固有频率。 假定活塞位移很小，则液压缸控制总容积与控制腔初始容积近似 相等。由方程( 4 5 ) ，( 4 6 ) 和( 4 - 7 ) ，可得液压缸控制腔连续方程为： 1 9 太原理工大学硕士研究生学位论文 q 坞丘4 鲁+ c ，r 十鲁鲁 式中 k 一液压缸控制腔初始容积 c 府一液压缸内部泄漏系数 其增量表达式 ”伽卅每 油缸的输出力 ( 2 9 ) ( 2 - l o ) f = 巴一吒= 尘妒工彳p 一4 p 6 爿6 ( 2 - 1 1 ) 式中r 一作用于油缸无杆腔力的变化 吒一作用于油缸无杆腔力( 背压) 的变化 幺 一油缸有杆的工作面积 3 轧机辊系基本方程 实际轧机机座及辊系系统是一复杂的多自由度质量分布系统，分 析计算十分复杂。为便于分析，轧机辊系可以简化为单自由度负载模 型或多自由度质量分布负载模型。 ( 1 ) 单自由度负载模型 认为在轧制过程中下辊系是固定不动的，上辊系在压下油缸的丞 变癌珏掣歪廪；群劢i 硒埋两1 狮陨嚯莲啦 商渐警唳髫渤啭凑 东蠢魏努i 连莓要是嚣鹜嚣隘诺尉。 蕈匿 过程 太原理工大学硕士研究生学位论文 图2 4 单自由度负载模型 f i g 2 4t l l eo n e - d o fm a s sm o d e l 图中 m 。一系等运动部件的等效总质量( 包括油缸) 吃一辊系等运动部件的粘性系数 k 辊系的等效负载刚度( 包括上辊系、油缸等) f 一油缸输出的轧制力 x 。一轧机上辊系位移 e 一作用在上辊系其它负载( 库仑摩擦力、轧件变形抗力 等) 油缸输出的轧制力与上辊系运动部件的惯性力、粘性摩擦力、弹 性负载力及其它负载力平衡。其力平衡方程为： 蝇争坞鲁+ q + e = f ( 2 - 1 1 ) m c 孑邶p 詈+ 缸p + e = 胛 ( 2 小) 如只考虑轧件变形抗力而忽略其它因素时，则e 可表示为： e = 阡恤= 矽( 。一k 。)( 2 1 2 ) 式中 一轧件的塑性刚度系数 太原理工大学硕士研究生学位论文 幽一轧件的厚度变化 一轧件的入口厚度 。，一轧件的出口厚度 若忽略轧件轧后的弹性恢复量，则轧件的出口厚度 。等于工作 辊的负载辊缝钆，而为 k = 。一忍，= 绣一( z ，一1 ) | 1 2 ：竺 i m d 式中 矗。一辊缝的设定值 ( 2 1 3 ) ( 2 1 4 ) 厅，轧制时辊缝的变化量 反一由于轧制时轧制力的变化而引起的轧机弹跳量 m 。一轧机的纵向刚度 因轧机的纵向刚度m 。随压下油缸工作行程的增加而减小，用下式估 算。 古告+ 南 p 哟 一+ o l z - l ，l m d m a e a d ? 工p=厶+xp(216) m 。一轧机零工作行程时的纵向刚度 厂一压下油缸的工作行程 太原理工大学硕士研究生学位论文 三。一 压下油缸的预压行程 ( 1 1 多自由度负载模型 实际轧机机座及辊系系统是一复杂的多自由度质量分布系统。 为便于分析，视上支撑辊和上工作辊为一个质量体系，下支撑辊和 下工作辊为另一质量体系，忽略轧件的质量，将轧机按上、下辊系 简化为一个两自由度弹簧质量系统，如图4 。3 所示”1 。 f 图2 5 多自由度负载模型 f i g 2 5t