薄帶鋼軋制環(huán)境下的軋機(jī)振動(dòng)特性研究

王海博，楊彥濤

（黃河水利職業(yè)技術(shù)學(xué)院，河南 開封 475004）

0 引言

當(dāng)前，我國(guó)鋼鐵企業(yè)產(chǎn)能普遍過(guò)剩，其中一些企業(yè)生產(chǎn)經(jīng)營(yíng)困難。 但是，一些高附加值鋼材，如熱軋薄板等，仍需要從國(guó)外進(jìn)口。 因此，國(guó)內(nèi)鋼鐵企業(yè)轉(zhuǎn)型升級(jí)，邁入生產(chǎn)高端鋼材領(lǐng)域迫在眉睫［1-2］。 國(guó)內(nèi)某鋼鐵企業(yè)在生產(chǎn)薄帶鋼（厚度小于2 mm）時(shí)，第二架精軋機(jī)（簡(jiǎn)稱F2 軋機(jī)）振動(dòng)異常劇烈，致使軋機(jī)機(jī)架、主傳動(dòng)系統(tǒng)和液壓管道劇烈振動(dòng)，造成電機(jī)端子箱接頭松動(dòng)、螺栓斷裂等故障，且產(chǎn)品上出現(xiàn)明暗相間的條紋，嚴(yán)重時(shí)甚至出現(xiàn)斷帶現(xiàn)象，導(dǎo)致生產(chǎn)中斷，給企業(yè)造成較大經(jīng)濟(jì)損失。 針對(duì)這一問(wèn)題，廠家現(xiàn)場(chǎng)采取了一些減振措施，但效果都不理想。 因此，有必要對(duì)F2 軋機(jī)的振動(dòng)問(wèn)題進(jìn)行系統(tǒng)研究。

近年來(lái)， 國(guó)內(nèi)外研究人員針對(duì)軋機(jī)振動(dòng)做了許多有益的探索。例如：高亞南等人通過(guò)對(duì)軋機(jī)系統(tǒng)的扭振、垂振及水平振動(dòng)信號(hào)的分析，發(fā)現(xiàn)工作輥軸承座襯板和機(jī)架襯板間隙過(guò)大是造成軋機(jī)振動(dòng)的原因［3］。 和東平等人通過(guò)建立兩自由度垂直非線性參激振動(dòng)模型， 分析了非線性剛度系數(shù)和非線性阻尼系數(shù)等對(duì)振動(dòng)的影響［4］。 軋機(jī)振動(dòng)是涉及扭垂耦合、機(jī)電耦合和機(jī)液耦合的多態(tài)耦合振動(dòng)，利用傳統(tǒng)理論計(jì)算方法難以進(jìn)行綜合分析［5-6］。筆者試通過(guò)建立軋機(jī)系統(tǒng)的垂直振動(dòng)和水平振動(dòng)的有限元綜合模型，求解多階固有頻率，并結(jié)合現(xiàn)場(chǎng)信號(hào)測(cè)試數(shù)據(jù)，查找導(dǎo)致軋機(jī)劇烈振動(dòng)的優(yōu)勢(shì)頻率， 以期找到造成軋機(jī)劇烈振動(dòng)的原因，并探討相應(yīng)的減振措施。

1 軋機(jī)系統(tǒng)固有振動(dòng)特性的有限元分析

軋機(jī)系統(tǒng)是由多系統(tǒng)組成的耦合系統(tǒng)。 根據(jù)軋機(jī)軋制時(shí)的振動(dòng)特點(diǎn)， 可將軋機(jī)系統(tǒng)分為垂直系統(tǒng)和水平系統(tǒng)［7］。 本文根據(jù)廠方提供的軋機(jī)各部分零件圖，利用PROE 軟件建立三維實(shí)體模型。 對(duì)小的凸臺(tái)、倒角、圓角等特征進(jìn)行合理簡(jiǎn)化后， 利用PROE 提供的assembly 組裝模塊， 將各個(gè)部件按照實(shí)際情況進(jìn)行組裝，并將組裝好的模型保存成iges 標(biāo)準(zhǔn)接口格式。 然后， 利用ANSYS 提供的import 接口將模型讀入到ANSYS 軟件中，確保裝配體特征保持良好，無(wú)缺失。最后， 借助ANSYS 軟件先進(jìn)的模態(tài)分析算法和強(qiáng)大的處理能力，建立軋機(jī)垂直系統(tǒng)和水平系統(tǒng)的計(jì)算模型。

1.1 軋機(jī)垂直振動(dòng)系統(tǒng)固有特性分析

軋機(jī)垂直振動(dòng)系統(tǒng)主要由軋機(jī)牌坊， 液壓壓下裝置，上、下支承輥，上、下工作輥組成，其三維實(shí)體模型和有限元模型如圖1 和圖2 所示。

利用有限元軟件強(qiáng)大的求解器， 計(jì)算了軋機(jī)垂直系統(tǒng)的多階固有頻率，其中前10 階的固有頻率［8-9］如表1 所示。

1.2 軋機(jī)水平振動(dòng)系統(tǒng)固有特性分析

軋機(jī)水平振動(dòng)系統(tǒng)主要包括電機(jī)，聯(lián)軸器，減速器，傳動(dòng)軸，齒輪座，上、下萬(wàn)向節(jié)軸，上、下工作輥等，其有限元模型如圖3 所示。 振動(dòng)發(fā)生時(shí)，軋機(jī)水平振動(dòng)系統(tǒng)主要表現(xiàn)為扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。

利用有限元軟件解出軋機(jī)水平振動(dòng)系統(tǒng)的前10 階固有頻率，如表2 所示。

圖1 軋機(jī)垂直系統(tǒng)實(shí)體模型Fig.1 Rolling mill vertical system entity model

表1 軋機(jī)垂直系統(tǒng)前10 階固有頻率Tab.1 Natural frequencies of first ten phrase of rolling mill vertical system

圖2 軋機(jī)垂直系統(tǒng)有限元模型Fig.2 Finite element model of rolling mill vertical system

表2 軋機(jī)水平系統(tǒng)前10 階固有頻率Tab.2 Natural frequencies of first ten phrase of rolling mill horizontal system

圖3 軋機(jī)水平振動(dòng)系統(tǒng)的有限元模型Fig.3 Finite element model of rolling mill horizontal vibration system

2 軋機(jī)系統(tǒng)信號(hào)測(cè)試

2.1 測(cè)試方法

信號(hào)測(cè)試是處理設(shè)備故障常用的技術(shù)手段。 它通過(guò)安裝在設(shè)備上的傳感器， 采集設(shè)備在實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中的參數(shù)， 如力參數(shù)、 加速度參數(shù)和振動(dòng)參數(shù)等，再通過(guò)降噪濾波方法，提取可以反映設(shè)備運(yùn)行狀態(tài)的數(shù)據(jù)［10］。結(jié)合軋機(jī)軋制過(guò)程的振動(dòng)特征，本文采用加速度傳感器采集振動(dòng)數(shù)據(jù)， 采用電阻應(yīng)變式傳感器采集扭轉(zhuǎn)振動(dòng)數(shù)據(jù)。

2.2 測(cè)式參數(shù)

本次測(cè)試的主要參數(shù)有：機(jī)架振動(dòng)加速度、齒輪分配箱及減速箱振動(dòng)加速度、 軋制扭矩、 主電機(jī)電流、軋制力和轉(zhuǎn)速等電參數(shù)，采樣頻率為1 000 Hz。主電機(jī)電流、軋制力、轉(zhuǎn)速等工藝參數(shù)由電參數(shù)測(cè)試系統(tǒng)采集，采樣頻率為100 Hz。 傳感器布點(diǎn)位置見圖4 和圖5。 各測(cè)點(diǎn)的位置、 方向等參數(shù)如表3 所示。 測(cè)試期間，設(shè)備主要參數(shù)如表4 所示。

圖4 軋機(jī)垂直系統(tǒng)傳感器布局簡(jiǎn)圖Fig.4 Sensor layout of rolling mill vertical system

圖5 軋機(jī)水平系統(tǒng)傳感器布局簡(jiǎn)圖Fig.5 Sensor layout of rolling mill horizontal system

表3 F2 軋機(jī)現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試傳感器測(cè)點(diǎn)位置及標(biāo)定Tab.3 Measuring point position and calibration of F2 rolling mill field test sensor

表4 測(cè)試期間設(shè)備主要參數(shù)Tab.4 Main parameters of equipment during test

3 測(cè)試結(jié)果分析

3.1 振源頻率計(jì)算

軋機(jī)振動(dòng)一般是由受迫振動(dòng)和自激振動(dòng)造成的。對(duì)于受迫振動(dòng)，找到激振源是解決問(wèn)題的關(guān)鍵。 本文采用頻率比對(duì)法尋找振源。即將引起軋機(jī)系統(tǒng)劇烈振動(dòng)的優(yōu)勢(shì)頻率與可能的激勵(lì)源頻率比對(duì)，頻率相近的振源就可能是激振源。 對(duì)于主傳動(dòng)系統(tǒng)而言，主要的激勵(lì)源包括減速箱、齒輪座和弧形齒接手等。 這些振源頻率及其倍頻與電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)頻率存在線性關(guān)系。

3.2 軋機(jī)水平傳動(dòng)系統(tǒng)信號(hào)分析

對(duì)幾組不同厚度鋼板的扭轉(zhuǎn)信號(hào)進(jìn)行分析（傳感器測(cè)點(diǎn)位于上萬(wàn)向節(jié)軸上），結(jié)果如圖6 所示。

圖6 軋制不同厚鋼板時(shí)的扭矩時(shí)域圖Fig.6 Torque time domain diagram of rolling different thickness steel

從圖6 可以看出， 鋼坯咬入瞬間產(chǎn)生的沖擊對(duì)傳動(dòng)軸的扭振產(chǎn)生較大影響。鋼板咬入后1 s 內(nèi)，萬(wàn)向接軸的扭矩發(fā)生明顯的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，且鋼板越薄，振動(dòng)越劇烈。 萬(wàn)向接軸的扭矩在鋼板咬入瞬間達(dá)到峰值，然后下降，在穩(wěn)態(tài)值附近波動(dòng)（峰值遠(yuǎn)大于穩(wěn)態(tài)值）。

將時(shí)域圖轉(zhuǎn)化到頻域內(nèi)，找出對(duì)應(yīng)的優(yōu)勢(shì)頻率。對(duì)比系統(tǒng)的激振源頻率， 找到可能導(dǎo)致軋機(jī)劇烈振動(dòng)的原因。 圖7 是軋制不同厚度鋼板時(shí)的扭矩信號(hào)在不同時(shí)段的頻域圖。

對(duì)圖7 數(shù)據(jù)進(jìn)行統(tǒng)計(jì)，結(jié)果如表5 所示。

上述信號(hào)的測(cè)點(diǎn)位于軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)的上萬(wàn)向節(jié)軸上，可以反映主傳動(dòng)系統(tǒng)的特征。 從時(shí)域信號(hào)分析可以看出，軋機(jī)在軋制過(guò)程中，存在著明顯的扭振現(xiàn)象。 從頻域信號(hào)可以看出，主傳動(dòng)的優(yōu)勢(shì)頻率集中在16.6～18.8 Hz。 由F2 軋機(jī)有限元固有頻率分析可知，主傳動(dòng)系統(tǒng)的1 階扭轉(zhuǎn)固有頻率為17.2 Hz。 軋制2.5 mm 及以下厚度板材時(shí)，扭矩的主要頻率分布于扭振1 階固有頻率附近，在整個(gè)軋制過(guò)程中，始終存在著扭振現(xiàn)象。 軋制薄材時(shí)，電機(jī)初始轉(zhuǎn)速約為90～110 rpm 時(shí)，齒輪座嚙合頻率為18 Hz 左右，這與主傳動(dòng)系統(tǒng)的1 階扭振頻率較為接近，易形成受迫振動(dòng)。

3.3 軋機(jī)垂直系統(tǒng)測(cè)試信號(hào)分析

垂直系統(tǒng)信號(hào)測(cè)試的測(cè)點(diǎn)位于上支承輥傳動(dòng)側(cè)軸承座上。 不同軋制鋼板厚度的上支承輥軸承座在鉛垂方向的時(shí)域信號(hào)及電機(jī)轉(zhuǎn)速如圖8 所示。

由圖8 不同軋制厚度的時(shí)城信號(hào)分析結(jié)果可知，在軋制板材，特別是軋制薄材過(guò)程中，在一定時(shí)間段內(nèi)，軋機(jī)存在劇烈振動(dòng)，但劇烈振動(dòng)發(fā)生的時(shí)間點(diǎn)并不固定，有時(shí)在咬入階段，有時(shí)在中段，有時(shí)在尾部。 這表明，振動(dòng)的發(fā)生具有隨機(jī)性，發(fā)生的時(shí)間長(zhǎng)短也具有隨機(jī)性。這一現(xiàn)象是典型的自激振動(dòng)，是由軋制界面摩擦條件改變所產(chǎn)生的［11-12］。 但是，振動(dòng)也存在規(guī)律性。強(qiáng)烈自激振動(dòng)發(fā)生時(shí)，對(duì)應(yīng)的電機(jī)轉(zhuǎn)速為110～120 rpm 和160～170 rpm，對(duì)應(yīng)的減速箱和齒輪座嚙合頻率如表6 所示。

圖7 軋制不同厚度鋼板時(shí)的扭矩信號(hào)在不同時(shí)段頻率圖Fig.7 Different frequency chart of torque signal of rolling different thickness steel

表5 軋制不同厚度鋼板時(shí)各時(shí)間段的頻率Fig.5 Frequency of each component of rolling different thickness steel

由圖8 可知， 當(dāng)終軋板厚度大于2.5 mm 時(shí)，支承輥振動(dòng)烈度相對(duì)較弱；當(dāng)終軋板厚度小于2.5 mm時(shí)，振動(dòng)烈度增強(qiáng)。 隨著軋制界面摩擦狀態(tài)的改變，還可能引起主傳動(dòng)系統(tǒng)的自激振動(dòng)， 進(jìn)而影響支承輥和機(jī)架的振動(dòng)。

當(dāng)電機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到110～120 rpm， 齒輪座嚙合頻率為21.4～23.3 Hz， 這與軋機(jī)第1 階軸向振動(dòng)頻率23.4Hz 接近，易形成受迫振動(dòng)。 隨著轉(zhuǎn)速的提高，齒輪座嚙合頻率逐漸遠(yuǎn)離垂直振動(dòng)1 階固有頻率，劇烈振動(dòng)現(xiàn)象逐漸消失。

表6 減速箱和齒輪座嚙合頻率列表Tab.6 Meshing frequency list of gearbox and gear base

圖8 不同軋制厚度的上支承輥軸承座在鉛垂方向的時(shí)域信號(hào)及電機(jī)轉(zhuǎn)速圖Fig.8 Time domain signal and motor speed diagram of vertical direction of upper supporting roller bearing seat with different rolling thickness

4 結(jié)語(yǔ)

本文通過(guò)建立軋機(jī)系統(tǒng)的有限元模型， 計(jì)算出了軋機(jī)垂直系統(tǒng)和水平系統(tǒng)的多階固有頻率。 采用現(xiàn)代化的信號(hào)采集設(shè)備和技術(shù)， 對(duì)F2 軋機(jī)在軋制不同板厚帶鋼時(shí)的主要參數(shù)進(jìn)行了全面綜合測(cè)試，獲得了大量準(zhǔn)確可靠的數(shù)據(jù)。 選取上萬(wàn)向節(jié)軸上的扭轉(zhuǎn)信號(hào)及上支承輥軸承座在鉛垂方向的信號(hào)進(jìn)行分析，并結(jié)合有限元模型的計(jì)算，得出以下結(jié)論：（1）機(jī)架及上、下支承輥?zhàn)约ふ駝?dòng)發(fā)生時(shí)間具有隨機(jī)性。軋制界面的摩擦狀態(tài)不合理是造成嚴(yán)重自激振動(dòng)的主要原因。 （2）軋機(jī)振動(dòng)劇烈時(shí)，電機(jī)轉(zhuǎn)速主要集中在90～110 rpm 和110～120 rpm 兩個(gè)區(qū)間。 通過(guò)轉(zhuǎn)速比和齒數(shù)與電機(jī)轉(zhuǎn)速的換算， 對(duì)應(yīng)的齒輪座嚙合頻率分別為16.6～18.8 Hz 和21.4～23.3 Hz。 （3）主傳動(dòng)系統(tǒng)的1 階扭轉(zhuǎn)固有頻率為17.2 Hz，軋機(jī)垂直振動(dòng)系統(tǒng)的第1 階固有頻率為23.4 Hz。這兩組頻率較為接近，易形成受迫振動(dòng)。 當(dāng)轉(zhuǎn)速提高時(shí)，齒輪座嚙合頻率逐漸遠(yuǎn)離固有頻率時(shí)，受迫振動(dòng)現(xiàn)象逐漸消失。在軋機(jī)電機(jī)提速過(guò)程中， 通過(guò)控制電機(jī)快速通過(guò)上述區(qū)域，可以明顯減輕軋機(jī)振動(dòng)。