四辊冷轧机（精选六篇）
四辊冷轧机 篇1
在板带轧制过程中轧机常常会出现多种形式的振动,其中最常见的是机座的垂振和传动系统的扭转振动[1]。轧机的振动,尤其是其在垂直方向上的振动,往往直接影响辊缝的开口度,对带材的尺寸精度造成影响,导致轧件表面出现或深或浅、等距或不等距的条纹状振痕。这不仅降低了产品的产量和质量,还会加速轧机设备的损坏。因此,全面了解轧制设备的固有特性和响应特性,对改善轧机结构设计和预防轧机振动具有重要的作用[2,3,4]。
1四辊轧机有限元模型的建立
在建模过程中,根据轧机各组成部分的结构特点,对其进行合理简化,略去对模态影响不大的零部件。四辊冷轧机垂直振动系统包括机架、电动压下部分、上下支承辊、上下工作辊、支承辊轴承座和工作辊轴承座。四辊轧机的三维结构模型如图1所示。其工作辊直径为Φ100 mm,辊身长度为350 mm;支承辊直径为Φ320 mm,辊身长度为350 mm;机架立柱截面积为203 mm×182.5 mm;辊缝设置为2 mm。
Workbench中提供了Bonded、No Separation、Frictionless、Rough、Frictional五种接触类型。其中前两种为线性接触,本文采用线性分析,轧机各零件实体间的接触根据实际情况设置为Bonded(绑定)或No Separation(不分离)[5]。
由于模型较复杂,网格划分采用Workbench默认的10节点四面体单元Solid187。整个模型共划分为112 486个单元,184 116个节点。模型各部分材料属性见表1。
2基于Workbench的四辊轧机动力学分析
2.1 四辊轧机有限元模态分析
为确保轧机在振动环境中具有良好的动态性能,必须对轧机进行动态设计。而结构模态分析是结构动态设计的核心,通过模态分析得到固有频率和振型等模态参数,为系统的振动特性分析和结构优化设计提供依据[6]。建好四辊冷轧机有限元模型后,对机架与轨座相连部分(地脚螺栓处)施加Fixed Support约束。计算得到的四辊轧机前20阶固有振动频率和模态振型见表2。轧机的部分典型振型图如图2所示。
由于轧机由多个零部件组成,振动情况很复杂,在前20阶振型中,共有3类振动形式:①1、2、3、4、5、7、8、9、10、11、17、20阶振型主要由轧机机架振动控制,包括机架摆动、机架立柱弯曲及机架绕Y轴的扭转,由机架主导的振型中,轧辊的相对位移值较小,对辊缝大小的改变很小;②6、12、14、16阶振型既有机架振动又有辊系振动;③13、15、18、19阶振型只包括工作辊的振动。后两类振动中,在固有频率处工作辊的振型均是简单的抛物线形,既有同相振动也有异相振动。因为工作辊与板带直接接触,其工作状态对带材质量有直接影响,所以包含工作辊振动的振型应受到重视。
6、12、13、16阶振型中工作辊虽然是Y向同相振动,但是上下工作辊振幅大小不同,造成辊缝改变较大。15、18、19阶振型包含工作辊的异相振动,这种振动模态通常直接改变辊缝大小而影响带材质量。对垂直振动而言,15阶模态是最为重要的模态,当轧机在该频率段工作时,工作辊做垂直方向上的异相振动,影响带材厚度,还会使支承辊产生压痕。
2.2 轴承座激励时工作辊垂直位移响应的轴向分布
轴承的磨损以及其本身质量问题和装配、润滑不当都会引起轴承座的振动,从而导致轧机振动[7]。在上支承辊操作侧轴承座上施加激励,进行谐响应分析,模拟轴承问题引起的振动。图3为施加激励时工作辊中间部分、传动侧、操作侧振动幅值的大小。
由图3可以看出,当对上支承辊操作侧轴承座激励时,工作辊在低频区的振幅很小,垂直方向上的振动幅值沿轴向大致相同。在530 Hz左右,轧辊的中部、传动侧和操作侧在垂直方向上均出现了最大振幅,但是轧辊中部的振幅要大于两侧,与图2(b)第6阶振型相符。在630 Hz时轧辊传动侧和操作侧部分均有0.05 mm左右的振动峰值,轧辊中部振动幅值仅有0.012 mm。850 Hz左右时中部的振动幅值要比两侧大0.025 mm。这说明轧辊在某些频率处垂直方向上位移响应沿轴向不同,而这势必会导致带钢厚度在宽度方向上的波动,影响带钢质量。
3结论
在轧机前20阶模态中,第15阶固有频率处工作辊在垂向上做反向振动,属于关键模态,对板带厚度影响较大。当对轧机操作侧上轴承座施加激励时,从垂直方向上沿轴向来看,工作辊的振动幅值不同。在轧机垂直振动研究中,轧辊沿辊身方向的动态信息是不可忽略的。
摘要：使用Workbench建立了四辊冷轧机整机的有限元模型。基于结构模态和动态响应分析理论,进行了模态分析和谐响应分析,得到其垂直振动固有频率和响应特性,探讨了操作侧支承辊轴承座激励时工作辊垂直位移响应的轴向分布。
关键词：四辊轧机,垂直振动,固有频率,仿真
参考文献
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四辊可逆冷轧机装配体的模态分析 篇2
目前, 在轧机的改进和研发工程中, 轧机的振动问题已成为企业关心的关键问题, 因此对轧机整体的振动特性分析就显得至关重要。有限元法是一种常用的高效能计算方法, 它具有对复杂几何结构的适用性、对各种物理问题的可应用性、建立在严格理论上的可靠性和适合计算机实现的高效性等特点, 现在已发展成CAD和CAM的重要组成部分之一[1]。本文针对350四辊可逆冷轧机进行模态分析, 确定轧机的固有频率及其相应的振型, 通过适当地调节轧制速度和工艺参数来避免对轧机影响较大的模态, 达到减小或消除共振、提高板带材轧制产品质量和增加经济效益的目的。
1 有限元模态分析理论
模态分析是动力学分析的基础内容, 工程上进行模态分析主要用于[2]: (1) 对设备改造进行模态分析, 可预知对轧机影响较大的模态; (2) 模态分析是其他动态特性分析的基础, 如瞬态分析、谐响应分析等。
假定物体为自由振动并忽略阻尼时, 其方程为:
其中:[M]为质量矩阵;[K]为刚度矩阵;[u]为位移向量。
当发生谐振动, 即u=Usin (ωt) 时, 方程 (1) 变为:
其中:ωi和φi分别为结构的第i阶固有圆周频率和振型。
在Mechanical模块中求以上方程式是在一定的假定条件下求解的, 即[K]和[M]都是常量, 且: (1) 假设材料是线弹性材料; (2) 使用小挠度理论, 不考虑非线性特性; (3) 不包含阻尼; (4) 假设结构没有激励。
2 某350四辊轧机装配体有限元模型的建立
2.1 SolidWorks三维实体模型的建立
由于Workbench自身对复杂模型的创建还存有一定的不足, 因此本文应用SolidWorks软件进行建模。再通过SolidWorks的无缝接口导入Workbench中进行有限元分析, 以有效提高工作效率, 缩短用户建模的时间, 简化分析工作。
为确保导入Workbench后模型能正确有效, 在简化处理时应注意以下几点:[3] (1) 忽略对结构模态影响很小的凸台、倒角和圆角等; (2) 机架作为支撑各部分的载体, 其上螺栓孔众多, 在机架的实际工作状态下, 由于螺栓孔装上螺栓后, 刚度得到相应的加强, 故在模态分析中忽略其孔型结构的影响; (3) 轧机附件 (如平衡压下装置) 品种繁多、形状复杂, 且对轧机整体影响不大, 故在建立模型中忽略; (4) 将装配体导入Workbench之前, 需要进行干涉检查, 保证各个零件之间不存在干涉; (5) 在SolidWorks中创建的实体模型不能直接导入Workbench进行分析, 需要将模型保存为Parasolid (*.x_t) 格式, 才能导入有限元软件中进行分析求解[4]。
四辊轧机机架由两片闭式机架组成, 机架的传动侧和机架的操作侧由上、下两根连接横梁连接而成, 整个机架又通过4个地脚螺栓与地基轨座牢固相连。通过改造设计, 将四辊轧机传统的机械电动压下系统, 改造成全液压AGC自动厚度控制系统, 因此, 可以忽略压下螺母的应力集中。对其进行合理的简化后, 建立的四辊轧机装配体三维几何模型如图1所示。实体模型的几何参数为:支撑辊直径D=220mm, 工作辊直径d=100mm, 机架窗口高度H=1 760mm, 机架窗口宽度B=1 100mm, 机架立柱断面面积F=40 992mm2。
2.2 有限元模型的建立
轧机机座有限元模型的建立流程如下:
(1) 将SolidWorks中建立的三维几何实体模型通过无缝接口导入Workbench中。
(2) 定义各构件的材料属性为同性材料, 输入的材料属性参数为:弹性模量E=200GPa, 泊松比u=0.3, 密度DENS=7 800kg/m3。
(3) 对整个四辊轧机装配体进行网格划分时, 对机架采用了Hex Dominant网格划分方法, 其他结构采用了自动网格划分方法。自动网格划分能够实现四面体与扫掠型划分之间的自动切换。当几何体不规则时, 程序会自动生成四面体网格;当几何体规则时, 会自动产生六面体网格。该轧机共生成节点170 552个, 单元98 973个。生成的有限元模型如图2所示。
3 某350四辊轧机装配体的模态分析
3.1 对四辊冷轧机装配体施加的约束条件
在工作过程中, 机架通过地脚螺栓与轨座紧密连接, 因此, 在机架地脚螺栓连接处施加全约束。如果零件之间存在相对滑动, 则接触设置为No Separation (不分离) 接触;如果零件之间不存在相对滑动, 则接触设置为Bounded (绑定) 约束。
3.2 四辊冷轧机装配体的模态分析结果
结构的振动可以表示为各阶固有振型的线性组合, 其中低阶固有振型较高阶对结构的振动影响较大, 低阶振型对结构的动态特性起决定性作用, 故进行结构的振动特性分析计算通常取前10阶即可[5]。应用Workbench有限元动力学分析模块, 求得的四辊轧机装配体的前10阶固有频率及振型如表1所示, 轧机的前6阶模态振型如图3~图8所示。
由图3～图8可以明显看出:机座整体振型不仅存在轧辊轴向摆动、水平轧制方向的摆动、机架立柱的弯曲振动, 而且存在一定形式的扭转振动, 故该振动形态都会对机座的强度、刚度造成一定的影响, 因此对机座整体进行动态特性分析尤为重要。由动力学特性分析理论可知, 轧机的频率应小于机座三个方向上的1阶频率, 否则机座会发生共振, 对轧制产品的精度造成严重的影响。通过机座三个方向上的1阶频率可以限定轧机的最大轧制速度, 从而有效地避免机座共振的发生。其中机座的垂直振动方向与Y轴方向一致, 轧机的轧制方向与X轴方向保持一致, 轧辊的轴向方向与Z轴方向保持一致。
图3为四辊冷轧机第1阶模态振型, 其固有频率f1=107.62 Hz, 由1阶振型图可知机架整体沿Z轴方向摆动, 该阶模态对轧机的垂直振动影响不大。
图4为四辊冷轧机第2阶模态振型, 其固有频率f2=189.93Hz, 由该阶振型云图可知机座整体沿X轴方向摆动, 故该阶模态对轧机的垂直振动影响不大。
图5为四辊冷轧机第3阶模态振型, 其固有频率f3=206.11 Hz, 由振型云图可知轧机机座绕Y轴扭转振动, 机架中部有一定的弯曲变形, 故对轧机的垂直振动有一定的影响。
图6为四辊冷轧机第4阶模态振型, 其固有频率f4=391.62Hz, 由振型云图可看出轧机机座绕X轴扭转振动, 故该阶模态对机座的垂直振动影响不大。
图7为四辊冷轧机的第5阶模态振型, 其固有频率f5=452.49 Hz, 由振型云图可看出轧机机座绕Y轴对称扭转振动, 机架的中部有一定的弯曲摆动, 故对轧机机座的垂直振动有一定影响。
图8为四辊冷轧机的第6阶模态振型, 其固有频率f6=510.45Hz, 由振型云图可知机座整体绕Z轴方向摆动, 该振动模态对机座垂直振动影响不大。
通过对轧机机座的前10阶固有频率和振型云图分析可知, 轧机发生自激振动与轧机自身的固有频率密切相关。前3阶模态固有频率比较集中, 其振型主要表现为轧机机座整体的摆动和扭转振动, 频率比较小且集中, 因此在实际轧制过程中, 需要适当设置轧制速度防止其与轧机的固有频率一致, 造成轧机发生共振, 从而影响板带产品的质量和精度。
4 结论
(1) 利用有限元分析软件Workbench对四辊可逆轧机装配体进行模态分析, 只要正确处理好边界约束条件, 即可得到轧机合理的固有频率和相应的振型, 它不仅为动态设计提供了可靠的理论依据, 而且为瞬态分析、谐响应分析打下了基础。
(2) 通过对四辊轧机装配体的模态分析, 可知对轧机垂直振动影响最大的模态阶数和固有频率。在轧制过程中, 可以通过调节轧制速度来避免轧机产生共振, 对提高产品质量有着十分重要的实际意义。
参考文献
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四辊轧机万向接轴套筒在线更换方法 篇3
济钢1700热连轧厂粗轧机主传动轴是十字轴式万向接轴, 由于万向接轴与轧辊扁头的套筒磨损严重, 造成扁头套筒内衬板及R弧与轧辊扁头配合间隙过大, 进而使万向接轴在轧制过程中产生摆动。结构中的滑板是分体式易更换, 但R弧部分与扁头套筒是整体结构, 不能在线进行维修处理, 解决问题的根本是更换万向接轴扁头套筒。相关部分简图见图1。
2. 在线更换方法
首先进行备件检查核对和工器具准备。将一个新扁头套筒提前安装上双头螺栓、紧固滑板螺栓, 并装到相应的备用工作辊上。在万向接轴的扁头套筒下方制作检修平台, 以便拆卸、安装。使系统处于换辊状态, 抽工作辊。由于扁头套筒重达4t, 在工作辊升降轨道下放支撑块;同时拆掉旧扁头套筒与辊端十字关节法兰连接处的部分螺母。
装上、下工作辊, 打开扁头套筒夹紧装置 (插安全销) , 拆下扁头套筒处接轴夹装置紧调整块;将扁头套筒螺母与辊端十字关节法兰联接处的剩余螺母全部拆卸掉 (期间需要利用天车盘车或点动盘车调整扁头套筒位置以便螺母拆卸) ;全部螺母拆卸完毕后, 在辊端十字轴关节空隙处打入楔形木板进行定位, 然后动主传动轴平衡使扁头套筒与辊端关节法兰脱开 (有缝隙即可) 。
用倒链、钢丝绳吊住辊端十字包关节 (从轧机平台万向接轴侧割吊装孔以便吊住辊端十字包) 。点动换辊小车同时抽出在线的上、下工作辊, 将旧扁头套筒带出。
按换辊程序将已装新扁头套筒的工作辊回装, 快到位时注意观察新扁头套筒螺柱与螺栓孔一致性、端齿与十字包法兰端齿是否能咬合, 否则进行调整。新扁头套筒安装到位后拧上螺帽, 拆除倒链、钢丝绳及在辊端关节十字轴空隙处打入的楔形木板后, 利用天车盘车或点动盘车调整扁头套筒位置, 紧固全部螺栓。
安装扁头套筒处接轴夹紧装置调整块。抽出安全销, 接轴夹紧装置关闭, 抽工作辊;撤去工作辊升降道轨的支撑块。将上下工作辊再次装入、抽出, 看装辊、抽辊是否正常;同时观察上下扁头套筒与接轴夹紧装置调整块是否正常, 否则进行调整。
四辊冷轧机 篇4
机架是轧机中最重要的零部件之一,用来安装轧辊辊系和轧辊调整装置并承受轧制力,其振动特性和变形将影响整个设备的可靠性和产品的轧制精度[1]。轧机机架垂直振动系统的固有频率是其重要的动力学特性,对判断轧机振动的类型、性质和决定抑振措施等都是必不可少的基本参数[2,3,4]。
四辊轧机垂直振动固有特性指标也是现代轧机动态设计和动力学修改的重要参数。轧机机座发生的自激振动是与轧机本身的固有频率及其振型密切相关的,因此,全面掌握和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[5]。
国内外已有不少学者研究了轧机垂直振动系统固有频率的计算问题,所提计算模型主要有有限元模型和集中质量模型两大类[6,7,8,9]。对于轧机机架,采用有限元整体模型法进行分析计算,其模型计算精度较高,但是模型描述过于复杂,不适合作为轧机系统仿真分析的数字化模型[9]。在分析轧机系统的垂直振动时,由于研究的侧重点不同,往往采用不同的简化模型。根据研究的目的和精度要求,通常将轧机系统简化为六自由度、四自由度、二自由度或单自由度系统。二自由度模型和单自由度模型对实际的轧机系统做了很大的简化,使得模型精度描述不足,轧机的许多振动特性未得到充分表达[10]。本文将轧机工作机座垂直振动系统简化为非对称六自由度模型,简化适度,有利于进一步在机架整体振动控制仿真模型中应用,现场振动测试表明,计算结果比较精确。
1 轧机工作机座的六自由度垂直振动模型
某钢厂热连轧机工作机座简图见图1,该轧机六自由度弹簧质量系统的简化模型如图2所示。
图2中,m1为机架立柱及上横梁(包括油缸)的等效质量;m2为上支撑辊及其轴承、轴承座的等效质量;m3为上工作辊系的等效质量;m4为下工作辊系的等效质量;m5为下支撑辊及其轴承、轴承座的等效质量;m6为机架下横梁的等效质量;k1为机架立柱及上横梁的等效刚度;k2为上支撑辊中部至上横梁中部的等效刚度,包括油缸油膜刚度、上支撑辊轴承刚度及轴承座刚度、上支撑辊弯曲刚度等;k3为上工作辊与上支撑辊之间的弹性接触刚度;k4为上下工作辊以及带材之间在轧制力FL作用下的等效刚度;k5为下工作辊与下支撑辊之间的弹性接触刚度;k6为下支撑辊中部至下横梁中部的等效刚度;k7为下横梁的弯曲等效刚度;xi(i=1,2,…,6)为各质点单元位移。
等效质量和等效刚度确定了轧机系统的固有频率,其计算精度直接影响系统固有频率[5],限于篇幅,计算方法从略。根据某钢厂热连轧机第五机架的结构尺寸,按照能量守恒原则计算的等效质量和等效刚度如表1所示。
2 轧机垂直振动系统固有频率的计算
由图2可列出六自由度质量弹簧无阻尼系统的运动微分方程为
式中,M为系统质量矩阵;K为系统刚度矩阵;
式(1)可以表示为如下标准特征值问题:
Kv=p2Mv 或 Kv=λMv (4)
式中,特征值
利用MATLAB软件平台求解该特征值问题,得出各阶固有频率fi如表2所示,各阶模态振型如图3所示。图3中,纵坐标为各质量单元垂直振动的相对幅值, 正为上,负为下。
观察图3可以发现,该热连轧机机架的第一阶52.9Hz、第二阶114.1Hz和第五阶383.4Hz模态频率对应的振型恰好是两工作辊反向运动的振型,符合轧机发生自激振动的特征。
3 现场振动测试及模型参数验证
精轧第五机架轧出板带厚度为3mm,咬钢时板带速度为4.9m/s,抛钢时板带速度为5.3m/s,工作辊直径为650mm。试验时,通过钢带咬入时激起的机架振动波形测量垂直振动系统的固有频率。现场轧机垂直振动测试的测点布置如图4所示。测点布置在驱动侧机架顶部右肩和上支撑辊轴承座上,以反映机架和上辊系的动态特性。图4中,X方向为轧制板带流向,Y方向平行于轧辊轴线指向驱动侧,Z向为垂直方向。5号、6号和7号加速度计为集成的三向加速度计,用于检测驱动侧机架顶部的X、Y、Z三向振动响应;15号加速度计用于检测驱动侧上支撑辊轴承座的Z向振动响应。图中的测点号和DEWETRON数据记录仪的通道号一致,测点号后的x、y和z表示坐标方向。采样频率2000Hz,分析频带宽1000Hz,记录长度141s,为轧制两块板带的时间过程。
X方向和Y方向的信号强度较弱,不予考虑,实际只分析两个测点的Z方向信号。采用MATLAB软件进行功率谱分析的结果如图5和图6所示。分析信号截取咬钢瞬间长度为1.5s的3000个样本,分析频带1000Hz,图5中仅显示500Hz以下的谱分布。
从图5和图6的原始信号可见,在咬钢的瞬间机架开始剧烈振动,此后振幅衰减,大约1s以后振动消失,进入稳态轧制过程。从图5和图6的功率谱上提取的机架垂直振动各阶模态频率如表2所示,表中列出了理论计算值以做对比。
从图5的功率谱可见,上支撑辊的垂直振动主要包括第一阶模态频率(52Hz)的成分、第三阶模态频率(119Hz)的成分以及第四阶模态频率(350Hz)的成分。从图6的功率谱可见,机架顶部的垂直振动主要包括第三阶模态频率(119Hz)、第四阶模态频率(350Hz)以及第五阶模态频率(383Hz)的成分。机架的振动信号频率分布中,没有出现第二阶(114Hz)和第六阶(470Hz)的频率成分,这可能反映了轧机机架的实际振动特性,所以,实际构建仿真模型时可以将此两个自由度省略,简化为四自由度模型。
由表2可见,测试信号中包含的第一阶模态频率52Hz、第三阶模态频率119Hz和第五阶模态频率383Hz,与前面的理论计算结果相比较,误差都小于1Hz。而测试信号中包含的350Hz频率成分,如果认为是第四阶模态频率的话,与理论计算结果(366Hz)相比误差仍然小于5%。表明本文所提计算模型的计算精度较高,固有频率的计算结果与实测值具有良好的一致性,对轧机的动态分析是适宜的。
4 结论
将轧机工作机座垂直振动系统简化为非对称六自由度模型,理论计算了系统的六阶固有频率和振型。经过现场振动测试证实,该系统实际振动信号中包含有四阶模态频率,固有频率的计算结果与实测值具有良好的一致性,计算误差小于5%,表明本文所提出的模型的计算精度较高。分析结果表明,此振动系统可以适度简化为四自由度模型,有利于进一步在机架整体振动控制仿真模型中应用。
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四辊冷轧机 篇5
关键词：轧辊,窜动,改进措施
1 前言
广东省韶关钢铁集团有限公司 (以下简称“韶钢”) 热轧宽板厂, 是一条具有国际先进水平的板材生产线, 年生产能力100万吨, 产品规格为9.0~40×1500~3250mm, 钢种主要有:普碳、低合金、船板、管线钢、锅炉容器、桥梁板等。自2005年2月投产以来, 取得了良好的经济效益和社会效益。但是, 随着生产节奏的加快及设备使用周期的延长, 部分主体生产设备由于各种原因出现了运行不稳定现象, 对生产造成了很大的影响。本文针对轧机辊系窜动问题进行了理论分析及研究, 并采取了有效的防范措施, 取得了很好的效果。
2 现场状况
韶钢热轧宽板厂在生产过程中轧辊辊系一直比较稳定, 但2010年3月在轧制过程中出现下工作辊来回窜动现象, 造成工作辊轴向挡板固定螺栓损坏, 设备状态非常不稳定, 对板型控制、厚度公差、成材率、命中率有较大影响。
3 原因分析
在四辊轧机生产过程中, 不允许轧辊产生非工艺性的轴向移动, 但是由于各种因素的作用, 轧辊的轴向窜动是不可避免的。对各种可能造成轧辊窜动的因素进行讨论和分析, 制定有效的改进措施, 保证辊系的稳定状态。
3.1 辊系存在水平交叉
3.1.1 滑板在轧制过程中作用
辊系安装于轧辊轴承座与轧机牌坊之间, 承受轧钢时轧辊轴承座的冲击, 同时对轧辊起到约束及导向作用。在钢板轧制过程中, 动压力、静压力与冲击所产生的能量会通过轧辊辊身传送到辊颈, 由辊颈传送到轴承座, 再由此通过滑板传送到轧机架。由于机架是不可移动的, 所以这种冲击如果在传送过程中不经过分解、吸收, 会对轧机产生非常大的破坏。而滑板的有效间隙可消解一部分冲击能量。同时, 在轧辊的运动过程中, 滑板间隙可用自身的大小来限制轧辊的不规则或不合理偏移, 起着导向作用。
3.1.2 滑板磨损原因
轧机的滑板在轧制过程中是非常易损的, 其磨损源主要来自以下三种情况:1) 摩擦磨损;2) 腐蚀磨损;3) 碰撞磨损。这些不同形状的磨损, 会使有效间隙逐渐加大, 从而影响了承载与导向作用的发挥。
3.1.3 滑板间隙大, 不对称造成轧辊窜动
滑板间隙的大小对辊系稳定性有着非常大的影响, 从轧制精度角度来说, 间隙值越小越好, 但从换辊及机械磨损角度考虑, 又不许留有适当的间隙。滑板磨损严重后, 间隙过大, 对轧辊的约束作用减弱, 会造成工作辊在钢板的巨大冲击力下, 在牌坊内左右窜动, 导致轧制状况非常不稳定。一般来说, 由于上、下支承辊换辊次数较少, 上支承辊轴承座工作环境较好, 下支承辊轴承座没有轧制过程中的上下调整, 可认为此处滑板磨损较小。
滑板磨损非常不均匀, 操作侧滑板与传动侧滑板磨损量不同, 操作侧滑板磨损大于传动侧滑板;入口侧滑板与出口侧滑板磨损量不同, 出口侧滑板磨损量大于入口侧滑板;同一块滑板上半部与下半部磨损量不同, 下半部滑板磨损量大于上半部滑板;同一块滑板左边与右边磨损量也不同。可见, 正是由于滑板磨损量大且不均匀, 造成轧辊存在水平交叉, 从而在轧制过程中产生较大的轴向力, 驱使轧辊产生轴向窜动。
3.2 辊系存在垂直交叉
造成轧辊存在垂直交叉的因素主要有:
3.2.1 轧机两侧压下误差
由于轧机两侧压下螺母和止推轴承的磨损情况不同, 或者牌坊两侧沉降不一致, 导致辊系存在倾斜现象, 轧制时产生明显的轴向力。
3.2.2 工作辊两侧直径存在误差
可能有两个原因:工作辊磨削时由于磨床的加工误差或操作误差造成磨削完成的工作辊两侧直径出现不一致;生产过程中由于冷热不均或硬度不均、轧件跑偏等原因造成工作辊两侧磨损量不同, 使用后期直径相差较大。这两种情况都会造成辊系在垂直方向上产生交叉。
3.2.3 阶梯垫和下支承辊接触面磨损
接触面为凸面和平面, 且两侧所处环境不同, 摩擦力存在差异, 较长时间后两侧磨损情况不一致, 使辊系存在倾斜。
3.3 轧机传动系统对工作辊的附加力矩
轧机工作时需要轧辊具有不同的开口度, 这就使轧辊与传动轴线有一定的夹角, 因此输入到辊系的传动力矩不等于传动轧辊所需的轧制力矩, 多余的部分被定义为附加力矩, 该力矩在水平方向对轧辊的作用使得轧辊产生一定的偏转, 对辊系的力系平衡产生一定影响。
3.4 工作辊偏移距
为保证四辊轧机轧制过程中工作辊的稳定, 一般在设计时使工作辊中心相对于支承辊中心有一个偏移距e, 由于该偏移距的存在, 轧制时工作辊与支承辊辊间压力的水平分力将工作辊及其轴承座压向一侧牌坊 (如轧机出口侧) , 支承辊及其轴承座压向另一侧牌坊 (如轧机入口侧) , 使工作辊及支承辊均处于稳定的状态。
(a) 正向轧制; (b) 反向轧制
即正向轧制时
反向轧制时
3.5 弯辊缸
工作辊弯辊系统共有四个背心式弯辊块, 十六柱塞式液压缸, 每个弯辊块共有四个液压缸, 其中两个在上, 两个在下, 弯辊液压缸的有效作用力总是作用在工作轴承的中心。工作辊弯辊系统不仅对工作辊轴承座提供了弯辊力, 而且还为工作辊提供了平衡力, 正常状态投入弯辊系统时, 下弯辊缸应压紧下工作辊, 当下工作辊压板和弯辊缸耐磨板磨损严重, 又使用最大辊径时, 可能因超出弯辊缸行程, 弯辊缸无法压紧下工作辊轴承座, 这种情况下, 即使投入弯辊系统, 下辊系会在咬钢和抛钢时出现跳动现象, 既不利于板行稳定, 也不利于辊系稳定。
3.6 辊系轴向挡板装置失效
工作辊、支承辊轴承座通过安装在轧机机架上的液压缸驱动挡板锁紧, 防止其窜动, 如果挡板固定螺栓损坏或滑板磨损严重, 则失去对轴承座约束所用。
4 采取措施
4.1 定期测量间隙尺寸, 保证合理的滑板间隙
1) 制定牌坊间隙维护检修标准及补偿方案。工作辊轴承座与牌坊间隙为0.5~1.826mm, 当间隙≥2.2mm时, 需在工作辊轴承座上加垫补偿;支撑辊轴承座与牌坊间隙为0.5~1.65mm, 当间隙≥2.1mm时, 需在支撑辊轴承座上加垫补偿。2) 确保足够数量的滑板备件, 加垫补偿无效时及时更换。3) 延长滑板使用寿命, 主要通过两方面实现, 一是确保滑板备件质量, 委托实力雄厚厂家制作, 而是改善滑板表面润滑状况, 管路堵塞时及时疏通, 保证润滑到位。
4.2 消除牌坊两侧偏差
1) 严格按照操作规程作业, 防止因操作失误打开压下电机间离合器导致两侧压下丝杆位置不一致。2) 定期清理下支承辊轴承座与阶梯垫垫块间杂质及氧化铁皮等杂物。3) 要定期检查测量阶梯垫和下支承辊接触面的磨损情况, 并及时加工备件更换。4) 定期标定轧机前后对中开口度, 检查平行度, 并作相应调整, 使其偏差在2mm以内, 确保钢坯经对中后在长度方向上与工作辊垂直, 防止因钢坯倾斜轧制、非对称轧制造成两侧受力不同。5) 钢坯加热均匀, 钢坯头尾及两侧温度差越小越小, 轧制过程中轧制力变化不大, 有利于轧辊保持稳定。6) 轧辊冷却水流量设置合适, 确保管路无泄漏, 喷嘴无堵塞, 使轧辊冷却均匀。
4.3 工作辊最佳偏移距
滑板间隙变大时, 因磨损情况不同不能盲目加垫片, 而应想办法测出牌坊机架中心线, 通过测量中心线与滑板表面的距离确定磨损情况, 再根据标准加垫片调整。只有保证钢坯咬入时工作辊轴承座偏移情况完全一致, 辊系才能保持稳定。
4.4 弯辊缸的正常使用
1) 定期检查弯辊缸底部垫板及工作辊轴承座上垫板磨损情况, 严重时及时更换, 也可对垫板尺寸进行改进, 加厚垫板, 延长其使用寿命。2) 定期检查两侧弯辊缸设定压力值及反馈压力值是否异常, 偏差过大时及时处理。
4.5 辊系轴向挡板装置可靠有效
检查轧辊轴向挡板装置, 及时修复或更换损坏件及磨损件, 保证装置可靠有效。
5 实施效果
通过实施以上几项改进措施, 轧辊窜动问题基本得到了消除, 保证了生产过程中轧机辊系的稳定, 为稳产高产打下了良好的设备基础。
参考文献
[1]邹家祥.轧钢机械.北京:冶金工业出版社, 1992.
[2]高永生, 邹家祥等.四辊轧机辊系轴向力的实验.北京科技大学学报, 1995.
[3]高永生, 邹家祥等.非对称轧制时轧辊轴向力的影响函数法模型.北京科技大学学报, 1994.
[4]臧勇, 高永生.主传动系统对四辊轧机工作辊稳定性的影响.重型机械, 1995.
四辊冷轧机 篇6
1 液压AGC的基础控制
1) 位置控制:位置控制是AGC控制的基本内环。由安装在压下液压缸上的位移传感器来检测辊缝位置, 在轧机的传动侧和操作侧各安装两个位移传感器来获取液压缸实时的位移反馈信号。再把测量到的这两个信号值加以平均来代表中央位置的信号, 接着用这个号进行比较, 最后根据两者之间的差值大小给出相应的电流驱动伺服阀, 调整压上油缸, 使偏差趋于零。图1-1所示是VAI公司在AGC控制系统中的采用的位置内环控制原理示意图。2) 压力控制:压力控制也是AGC控制的基本内环。由安装在压上油缸上或阀台上的压力传感器来检测油缸腔内的压力, 再经过计算得到轧机的轧制力反馈信号, 用这个信号跟压力给定信号进行比较, 最后根据两者之间的差值大小给出相应的电流驱动伺服阀, 调整压上油缸, 使偏差趋于零。压力内环控制主要用于压力-张力速度AGC控制、轧机调试、轧机靠零及故障诊断等。
2 液压AGC系统的组成
AGC系统是指为使带材厚度达到设定的目标偏差范围而对轧机进行在线调节的一种控制系统。液压AGC即HAGC系统采用液压执行元件的AGC, 国内称为液压压下系统。HAGC是当前先进板带轧机的关键系统, 其最大的优势在于是无论引起板厚偏差的扰动因素如何变化, 都能实时的调节压下缸的位置, 也就是轧机的工作辊缝, 使板厚恒定, 从而保证产品的目标厚度、异板差、同板差等性能指标达到要求。
一套完整的液压AGC系统由若干个厚度自动控制系统来组合实现, AGC系统可以采用厚度外环位置内环或厚度外环压力内环方式。恒压力内环可以消除偏心但将使带材自身厚度扰动因素放大, 因此一般在恒压力外环上加上厚度外环可以消除带材带来的扰动以纠正恒压力环的不足。
3 液压伺服系统
液压伺服系统无论多么复杂, 都是由一些基本元件组成的, 根据元件的功能可以分为输入元件、测量反馈元件、比较元件、放大转换元件, 执行元件和控制对象等。电液位置伺服系统是一个完整的液压AGC系统中关键的组成部分, 它有油泵、供油管道、电液伺服阀、回油管道、液压缸、位移传感器, 控制放大器和伺服阀控制板等组成。
4 反馈式AGC
无论是压下位置闭环控制还是轧制压力变化补偿, 都难以消除轧辊磨损、热膨胀对空载辊缝的影响, 以及位移传感器和压力传感器元件本身的误差对轧出厚度的影响。为了消除这些因素的影响, 直接在轧机出口侧用测厚仪测出厚度偏差, 然后再反馈调整压下装置, 用来改变空载辊缝, 消除厚度偏差。这种控制方式称为测厚仪监控或者反馈式厚控系统。
图4-1所示为测厚仪监控AGC的原理图。在轧机的出口侧, 用测厚仪测出轧件的厚度he, 并将它与给定目标厚度hc进行比较, 得出厚度偏差△h=he-hc。再将厚差△h乘以传递系数 (1+W/M) 得出压下位移的调节量△xp, 由压下控制系统对压下装置进行调整, 位置闭环会保证压下位移调节量的精确实现。众所周知厚度测量的精确与否直接关系到厚度控制的精度。我厂采用的是Honeywell公司的x射线30kV测厚仪, 测量精度达到±1‰, 但测厚仪一般安装在离辊缝稍远的地方来保证测厚仪的安全, 通常有P=150~1700mm。因此, 厚度测量点与轧制点不在一处, 滞后时间为:。式中τ—测量滞后时间, P—轧辊中心线到测厚仪的距离, v—轧制速度。
鉴于不可避免的滞后时间的影响, 为了保证系统的稳定控制不出现超调振荡现象, 只有牺牲静态精度来降低放大倍数, 为了避免这一不足, 测厚系统通常会采用断续采样的方法, 采样周期一般根据滞后时间和系统时间常数来确定, 使轧件的调整点走到测厚仪测量点时再进行下一次采样。采样周期成反比, 因此使用与轧制速度成反比的计时器来控制采样周期的大小。这种周期性的采样调节, 有效地避免了系统超调问题, 同时也提高了厚度控制精度。反馈式测厚仪监控由于存在时间滞后τ, 所以难以纠正因轧件入口厚度骤变或者其他的一些偶然因素造成的骤变而引起的厚度超差。它只能纠正缓变、低频的偏差, 并且必须要经过几个传递时间之后, 才得到纠正。但对于轧辊热膨胀、磨损引起的变化缓慢的干扰量、弹性曲线的死区、轧制压力和空载辊缝的设定值不准、压力传感器和位移传感器的测量误差等因素所造成的轧件厚度偏差, 可以得到十分理想的控制效果, 由此我们可以知道测厚仪反馈式外环的作用是不容小觑的。
5 结论
液压轧机是一个多变量多耦合的复杂控制系统, 轧机数学模型决定了轧机辊缝、轧制速度、轧制力、弯辊力、冷却量等参数之间的关系, 在实际生产控制过程中, 适时、适量准确的调整及补偿, 可以减少厚度偏差的出现, 从而提高控制精度。
摘要：目前我国装备较先进的现代冷轧机, 特别是居有出色控制能力的轧机基本上都是引进的国外设备。本课题所研究的单机架不可逆冷带轧机液压AGC控制策略的问题, 为今后研究更高精度的轧机控制系统提供理论依据, 而且对生产实践具有很大的指导意义。
关键词：液压AGC,位置环,压力环,反馈式AGC
参考文献
[1]傅祖铸.有色金属板带材生产.中南大学出版社, 2005.
[2]孙一康等编著.冷轧生产自动化技术.北京:冶金工业出版社, 2006.
[3]胡寿松主编.自动控制原理.北京:科学出版社, 2007.