冷軋平整機(jī)高強(qiáng)鋼表面振痕問題的測試與研究*

李洪波， 王 蒸,3， 張 杰， 簡 民， 丁 琦， 劉 強(qiáng)

(1.北京科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 北京，100083)(2.武漢鋼鐵股份有限公司 武漢，430083)(3.北京航天時(shí)代光電科技有限公司 北京, 100094)

冷軋平整機(jī)高強(qiáng)鋼表面振痕問題的測試與研究*

李洪波1， 王 蒸1,3， 張 杰1， 簡 民2， 丁 琦2， 劉 強(qiáng)2

(1.北京科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 北京，100083)(2.武漢鋼鐵股份有限公司 武漢，430083)(3.北京航天時(shí)代光電科技有限公司 北京, 100094)

為解決某冷軋連退線平整機(jī)在平整汽車板高強(qiáng)鋼時(shí)常出現(xiàn)的表面振痕問題，對平整機(jī)輥系和傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了多輪次現(xiàn)場振動(dòng)加速度測試，并進(jìn)行了時(shí)域和頻域分析。結(jié)合傳動(dòng)系統(tǒng)嚙合頻率計(jì)算，認(rèn)為傳動(dòng)系統(tǒng)工作不良是引起輥系振動(dòng)的直接原因。建立六輥平整機(jī)機(jī)座系統(tǒng)的三維有限元模型，針對其固有特性進(jìn)行仿真，計(jì)算得到平整機(jī)易激發(fā)振動(dòng)的主要頻率，通過與產(chǎn)生振痕時(shí)減速箱齒輪嚙合頻率對比，可確定減速箱齒輪的嚙合沖擊造成平整機(jī)的強(qiáng)迫振動(dòng)，并引發(fā)帶鋼振痕。提出了使軋制速度避開系統(tǒng)固有頻振區(qū)的抑振對策并投入工業(yè)生產(chǎn)實(shí)踐，汽車板高強(qiáng)鋼振痕缺陷年改判量降低了近90%。

平整機(jī);振痕;模態(tài)分析;強(qiáng)迫振動(dòng)

引 言

在板帶的熱軋、冷軋和平整等生產(chǎn)工藝中，軋件和軋輥表面常會(huì)出現(xiàn)一種明暗相間、與帶鋼運(yùn)動(dòng)方向垂直的條紋，這種表面缺陷稱為振動(dòng)紋，也稱為振痕[1]。由于現(xiàn)代軋機(jī)是一個(gè)復(fù)雜的機(jī)電系統(tǒng)，影響軋制過程的因素繁多，使得振痕原因的發(fā)現(xiàn)及控制十分困難，長期困擾鋼鐵產(chǎn)業(yè)界，素有“幽靈振動(dòng)”之稱[2]。

國內(nèi)外學(xué)者從多個(gè)角度對板帶振痕問題進(jìn)行了大量研究。Nessler等[3]研究了輥系的彎曲振動(dòng)特性以及支持輥的五倍頻程顫振，提出了通過合理配置支持輥直徑和軋制速度來避免輥面振紋出現(xiàn)的方法。鄒家祥[4]研究了軋機(jī)的發(fā)散型自激振動(dòng)，得到了誘發(fā)及擴(kuò)散階段自激振動(dòng)不同的反饋機(jī)理。Hardwick等[5]針對軋輥磨削過程中形成的振痕問題進(jìn)行了測試研究。Bollinger等[6]研究發(fā)現(xiàn)了卷取傳動(dòng)系統(tǒng)的齒輪嚙合激勵(lì)引起的平整機(jī)軋件表面振痕現(xiàn)象。Pawelski[7]運(yùn)用仿真方法研究了冷連軋機(jī)的垂直振動(dòng)問題。蔡敢為等[8]提出一種由梁單元、桿單元、剛度單元和質(zhì)量單元等組成的四輥軋機(jī)動(dòng)態(tài)性能分析的平面有限元模型。彭艷等[9]對軋機(jī)機(jī)座和分速箱進(jìn)行了綜合測試和分析，得到接軸弧形齒嚙合間隙過大是造成軋機(jī)振動(dòng)的直接原因。針對振動(dòng)測試及分析，陳漫等[10]提出以模糊進(jìn)行故障模式識(shí)別的方法，并實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了其有效性，具有實(shí)際意義。蔡改改等[11]提出一種自適應(yīng)譜峭度濾波方法，實(shí)現(xiàn)了軸承故障振動(dòng)特征信號(hào)的提取。熊炘等[12]提出一種齒輪箱齒面點(diǎn)蝕故障信號(hào)的多通道數(shù)據(jù)融合識(shí)別方法。以上研究成果為軋機(jī)振動(dòng)問題的研究提供了有力的技術(shù)與理論支持。大量研究表明，由于設(shè)備和工藝條件等不同，不同軋機(jī)振動(dòng)的特征與表現(xiàn)形式也不盡相同，至今對軋機(jī)振動(dòng)的產(chǎn)生原因仍無法達(dá)成共識(shí)，缺乏普遍適用的抑制措施[13]。

國內(nèi)某冷軋連退生產(chǎn)線配備由德國西馬克公司生產(chǎn)的2 180mm六輥平整機(jī)(skin pass mill, 簡稱SPM)由下支持輥單輥驅(qū)動(dòng)，采用濕法平整。由于該連退線在平整高強(qiáng)鋼汽車板時(shí)經(jīng)常存在帶鋼表面振痕問題，年振痕缺陷改判量達(dá)到了900t。對帶鋼進(jìn)行打磨后測量，得到振痕間距約為20mm。帶鋼表面振痕的出現(xiàn)不僅對產(chǎn)品的質(zhì)量產(chǎn)生嚴(yán)重影響，更顯示了平整機(jī)設(shè)備狀態(tài)不良的發(fā)展趨勢。因此，掌握和了解平整機(jī)的振動(dòng)特性對保證產(chǎn)品質(zhì)量和設(shè)備安全穩(wěn)定運(yùn)行具有重要意義。

筆者針對該平整機(jī)產(chǎn)品表面振痕問題，通過現(xiàn)場振動(dòng)測試以及對振動(dòng)信號(hào)的時(shí)/頻域分析，結(jié)合建立的平整機(jī)機(jī)座系統(tǒng)有限元模型模態(tài)分析結(jié)果，提出了抑制振痕產(chǎn)生的措施，取得了較好的工業(yè)生產(chǎn)效果。

1 振動(dòng)測試與分析

1.1 平整機(jī)及傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)測試

當(dāng)軋制速度變化時(shí)，根據(jù)振動(dòng)頻率和振痕間距λ的變化與否，可以把引起振痕的因素[14]分為兩類：a.動(dòng)頻率不變，振痕間距變化，可能是軋機(jī)機(jī)架或軋輥的某階振動(dòng)模態(tài)被激發(fā)所致；b.振動(dòng)頻率變化，振痕間距不變，或者是由于軋輥表面振痕復(fù)印所致，或者是由于主傳動(dòng)系統(tǒng)上產(chǎn)生振動(dòng)沖擊，并引起機(jī)座系統(tǒng)振動(dòng)所致。

在該平整機(jī)的產(chǎn)品振痕測試中，當(dāng)軋制速度變化時(shí)，振痕間距不變，均為20mm，且軋制前軋輥表面沒有明顯振痕，故選擇平整機(jī)輥系和傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行測試。選取易產(chǎn)生振痕的高強(qiáng)鋼平整過程，采用東方所DASP振動(dòng)測試系統(tǒng)，從垂直、水平和軸向3個(gè)方向?qū)ζ秸麢C(jī)輥系、傳動(dòng)系統(tǒng)電機(jī)和減速箱等進(jìn)行振動(dòng)加速度測試，測點(diǎn)布置如圖1所示。從現(xiàn)場二級(jí)控制系統(tǒng)中提取配套的生產(chǎn)工藝參數(shù)，如平整速度、帶鋼張力和軋制力等?，F(xiàn)場累計(jì)測試20余輪次，得到豐富的測試數(shù)據(jù)。

圖1 相關(guān)設(shè)備的振動(dòng)測試Fig.1 Vibration test of related equipment

1.2 振動(dòng)測試信號(hào)的時(shí)域/頻域分析

選取產(chǎn)生振痕的高強(qiáng)鋼振動(dòng)信號(hào)，表1為有振痕產(chǎn)生的高強(qiáng)鋼的平整基本參數(shù)。利用DASP系統(tǒng)的時(shí)域分析功能對輥系垂直方向測試信號(hào)進(jìn)行時(shí)域分析。分析結(jié)果如圖2所示，從上到下，依次為上支持輥、上中間輥、上工作輥、下工作輥、下中間輥和下支持輥?？梢钥闯?，當(dāng)帶鋼表面產(chǎn)生振痕時(shí)，輥系振動(dòng)信號(hào)波形中會(huì)出現(xiàn)葫蘆狀波形，這是拍振的典型現(xiàn)象。該特征波形首先出現(xiàn)在下支持輥，然后沿輥系向上傳遞直至上支持輥，且下支持輥的幅值最大。說明在輥系中，下支持輥先發(fā)生振動(dòng)產(chǎn)生葫蘆狀波形并沿輥系傳遞。

為了得到產(chǎn)生振痕時(shí)平整機(jī)輥系振動(dòng)的優(yōu)勢頻率，利用DASP系統(tǒng)的自譜分析功能，對圖2中的振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行頻域分析，如圖3所示?？梢钥闯觯?個(gè)輥都出現(xiàn)葫蘆狀波形時(shí)，優(yōu)勢頻率均為157.9Hz，下支持輥優(yōu)勢頻率的最大幅值為0.36m/s2，其他輥優(yōu)勢頻率的幅值均小于0.15m/s2；平整機(jī)輥系的頻域除優(yōu)勢頻率157.9Hz外，其他頻率值的幅值極小。

表1 有振痕高強(qiáng)鋼基本參數(shù)

Tab.1 Basic parameters of high-strength steel with vibration mark

鋼卷號(hào)鋼種寬度/mm厚度/mm3205421502WH220Y15380.8軋制力/kN軋制速度/(m·min-1)入口張力/kN出口張力/kN200019644.550.6

圖2 振動(dòng)測試信號(hào)時(shí)域分析Fig.2 Signals analysis in time domain

圖3 振動(dòng)測試信號(hào)頻域分析Fig.3 Signals analysis in frequency domain

振痕頻率滿足如下關(guān)系式

(1)

其中：f為振痕頻率(Hz)；v為平整速度(m/min)；λ為振痕間距(mm)。

對選取產(chǎn)生振痕的高強(qiáng)鋼，v=196m/min，λ=20mm，由式(1)計(jì)算可得f=163.3Hz，與頻域分析得到的優(yōu)勢頻率157.9Hz接近。因此可以認(rèn)為輥系的振動(dòng)是帶鋼產(chǎn)生振痕的直接原因。

當(dāng)軋制速度變化時(shí)，振痕間距不變，這種情況可能由主傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)沖擊引起[11]，并在帶鋼表面產(chǎn)生振痕，所以對平整機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行時(shí)/頻域分析。由于平整機(jī)輥系的振動(dòng)由下支持輥向上傳遞，因此選取下支持輥為參照對象，由上到下依次為下支持輥、減速箱輸出端、減速箱輸入端和電機(jī)輸出端。振動(dòng)信號(hào)如圖4所示?？梢?，下支持輥和電機(jī)輸出端的振動(dòng)頻率包含了減速箱的振動(dòng)頻率166.667Hz，并且減速箱輸入端優(yōu)勢頻率的振幅最大。此外，齒輪磨損會(huì)激起齒輪的嚙合頻率(gear match frequency，簡稱GMF)，2×GMF或3×GMF(尤其是3×GMF)幅值經(jīng)常很高，與圖中減速箱輸出端吻合。

圖4 傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)信號(hào)Fig.4 Signals of drive system

時(shí)域指標(biāo)能夠反映出設(shè)備的振動(dòng)水平，所以選擇傳動(dòng)系統(tǒng)的時(shí)域信號(hào)進(jìn)行計(jì)算，結(jié)果如表2所示?？梢钥闯?，對于均方根值、峭度指標(biāo)和裕度因數(shù)等能反映設(shè)備振動(dòng)水平的重要指標(biāo)，減速箱輸出端均高于其他測點(diǎn)。其中，作為最常用的均方根值，減速箱輸出端遠(yuǎn)高于其他測點(diǎn)。

表2 傳動(dòng)系統(tǒng)時(shí)域指標(biāo)統(tǒng)計(jì)

根據(jù)測試信號(hào)的分析，平整機(jī)的振動(dòng)與減速箱的振動(dòng)具有一致性，并且減速箱的振動(dòng)水平高于其他測點(diǎn)?？梢姕p速箱產(chǎn)生了不良振動(dòng)，所以對減速箱齒輪嚙合頻率進(jìn)行計(jì)算。

根據(jù)齒輪傳動(dòng)理論，齒輪嚙合頻率的計(jì)算公式為

(2)

f=f′z

(3)

其中：f′為下支持輥轉(zhuǎn)頻(減速箱低速軸轉(zhuǎn)頻)；v為下支持輥線速度(平整速度，m/min)；D為下支持輥直徑(mm)；z為減速箱低速齒輪齒數(shù)；f為齒輪嚙合頻率。

對于該套平整機(jī)設(shè)備，可以查得D=1 050mm，z=150，根據(jù)測試時(shí)的生產(chǎn)工藝參數(shù)，有v=196m/min，利用式(2),(3)計(jì)算得到f=149Hz。考慮測試中存在誤差，可以認(rèn)為帶鋼振痕頻率為163.3Hz，輥系振動(dòng)優(yōu)勢頻率為157.9Hz，減速箱齒輪嚙合測試頻率為166.667Hz，與減速箱齒輪嚙合計(jì)算頻率149Hz是基本一致的。以上計(jì)算數(shù)據(jù)表明，減速箱中齒輪的嚙合沖擊很可能是導(dǎo)致平整機(jī)振動(dòng)的原因，而平整機(jī)振動(dòng)與板帶產(chǎn)品振痕有密切關(guān)系。

2 平整機(jī)振動(dòng)有限元仿真分析

2.1 機(jī)座系統(tǒng)的有限元模型

2.1.1 單元選擇

2 180mm六輥平整機(jī)機(jī)座系統(tǒng)主要由軋輥及其軸承座、壓下裝置、彎輥裝置、牌坊和橫梁等部件組成。根據(jù)其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，采用實(shí)體單元Solid45對各部分進(jìn)行網(wǎng)格劃分，對于厚度和寬度比較小的橫梁，采用Shell63進(jìn)行網(wǎng)格劃分，輥系中的軸承用彈簧單元Combin14進(jìn)行模擬，計(jì)算得到支持輥、中間輥和工作輥軸承的每個(gè)彈簧等效剛度分別為3.56×108N/mm,1.20×108N/mm和5.24×107N/mm；兩工作輥之間的軋件等效為線性彈簧單元Combin14，計(jì)算得到軋件的彈簧等效剛度為2.99×106N/mm。

2.1.2 邊界條件

按照實(shí)際約束條件，在平整機(jī)牌坊與底座連接處施加固定約束。定義x，y，z方向分別為軋件運(yùn)動(dòng)方向(水平)、軋制力方向(垂直)和軋輥軸線方向(軸向)。建立的六輥平整機(jī)機(jī)座系統(tǒng)的有限元模型如圖5所示，模型網(wǎng)格數(shù)量為157 987。

圖5 六輥平整機(jī)機(jī)座系統(tǒng)有限元模型Fig.5 Finite element modal of six-high SPM

2.2 機(jī)座系統(tǒng)固有頻率

在平整機(jī)機(jī)座系統(tǒng)有限元模型的模態(tài)計(jì)算結(jié)果中，固有頻率及其振型相當(dāng)豐富。由于測試中平整機(jī)的振動(dòng)屬于低頻振動(dòng)，且主要研究對象是六輥平整機(jī)機(jī)座系統(tǒng)中輥系的振動(dòng)，因此提取前四階垂直方向振動(dòng)的振型，如表3所示。平整機(jī)機(jī)座系統(tǒng)各固有頻率及振型如圖6所示。

表3 垂直和水平振動(dòng)前4階頻率

Tab.3 First four frequency in vertical and horizontal direction

階數(shù)1234垂直振動(dòng)頻率/Hz75.9100.6155.2182.0

3 平整機(jī)振動(dòng)原因分析

由平整機(jī)振動(dòng)信號(hào)的頻譜分析可知，測試中，平整機(jī)振動(dòng)的主要優(yōu)勢頻率為157.9Hz，與機(jī)座系統(tǒng)第3階固有頻率接近，可初步判定平整機(jī)出現(xiàn)共振，進(jìn)而引發(fā)輥系全面振動(dòng)，帶鋼表面出現(xiàn)振痕。如圖7所示，結(jié)合機(jī)座系統(tǒng)第3階固有頻率的振型，當(dāng)平整機(jī)以第3階固有頻率振動(dòng)時(shí)，下輥系在y向發(fā)生劇烈振動(dòng)，上輥系在y向發(fā)生輕微振動(dòng)，上、下輥系振動(dòng)方向相反且下輥系的振動(dòng)幅值遠(yuǎn)大于上輥系的振動(dòng)幅值。此分析結(jié)果與現(xiàn)場測試數(shù)據(jù)中，下輥系尤其下支持輥的振幅大于上輥系相同。

圖6 機(jī)座系統(tǒng)垂直方向前四階的固有頻率及振型 Fig.6 First four frequency and modes in vertical direction of SPM

圖7 垂直方向第3階振型圖Fig.7 Third mode in vertical direction

結(jié)合減速箱齒輪嚙合頻率的計(jì)算可以認(rèn)為，理論計(jì)算結(jié)果很好地解釋了實(shí)際測試的數(shù)據(jù)。因此，該平整機(jī)振動(dòng)的原因可概括為：減速箱中齒輪的嚙合頻率恰好與機(jī)座垂直系統(tǒng)的第3階固有頻率重合，齒輪的嚙合沖擊使平整機(jī)出現(xiàn)共振，進(jìn)而引發(fā)輥系全面振動(dòng)，使帶鋼表面出現(xiàn)振痕，屬于強(qiáng)迫振動(dòng)范疇。

4 抑振措施及實(shí)施效果

針對平整機(jī)振動(dòng)問題的分析結(jié)果，認(rèn)為在現(xiàn)場工藝中，合理地調(diào)整平整速度，使軋制速度避開平整機(jī)易振的敏感速度，使得減速箱中齒輪的嚙合頻率避開平整機(jī)的各階固有頻率，可破壞振痕的強(qiáng)化過程，緩解平整機(jī)振動(dòng)問題。

該抑振方案在實(shí)施過程中取得了良好效果：平整機(jī)實(shí)現(xiàn)穩(wěn)定平整，2014年全年汽車板高強(qiáng)鋼振痕缺陷年改判量小于100t，降低了近90%，取得了顯著的經(jīng)濟(jì)效益。

5 結(jié) 論

1) 針對某廠2 180mm六輥平整機(jī)產(chǎn)品表面振痕問題，對平整機(jī)輥系及傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了振動(dòng)信號(hào)的現(xiàn)場測試，獲得了其異常振動(dòng)時(shí)的優(yōu)勢頻率為157.9Hz。通過對傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)信號(hào)的分析及減速箱齒輪嚙合頻率的計(jì)算，初步判斷減速箱中齒輪的嚙合沖擊是導(dǎo)致平整機(jī)振動(dòng)的原因。

2) 建立了六輥平整機(jī)機(jī)座系統(tǒng)的有限元模型，并計(jì)算了其垂直方向前四階的固有頻率和振型，通過與振動(dòng)信號(hào)對比，發(fā)現(xiàn)垂直方向第3階固有頻率與振動(dòng)頻率一致。

3) 分析該平整機(jī)的振動(dòng)原因?yàn)闇p速箱中齒輪的嚙合沖擊而造成的強(qiáng)迫振動(dòng)，而平整機(jī)的振動(dòng)則為帶鋼表面振痕產(chǎn)生提供了必要條件。

4) 提出在現(xiàn)場生產(chǎn)中通過合理地調(diào)整平整速度，從而避開平整機(jī)易振的敏感速度，解決帶鋼表面振痕問題。該方案投入實(shí)施，汽車板高強(qiáng)鋼振痕缺陷年改判量降低了近90%。

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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2017.01.002

*國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51175035)

2015-01-06；

2015-04-07

TG333.72; TH113.1

李洪波，男，1982年7月生，博士、副教授。主要研究方向?yàn)榘鍘к垯C(jī)力學(xué)行為分析與板形控制、軋機(jī)振動(dòng)測試與診斷以及軋制過程表面形貌控制等。曾發(fā)表《五次CVC 工作輥輥形與板形控制特性》(《機(jī)械工程學(xué)報(bào)》2012年第48卷第12期)等論文。 E-mail：lihongbo@ustb.edu.cn