DOI: 10.11817/j.issn.1672-7207.2015.12.016
热连轧机水平振动仿真与实验研究
孙建亮1，彭艳1，高亚南1，贾锋2
(1. 燕山大学 国家冷轧板带装备及工艺工程技术研究中心，河北 秦皇岛，066004)
2. 大连华锐重工集团股份有限公司，辽宁 大连，116013)
摘要：某热连轧机在轧制薄规格板材时发生强烈振动，为确定其振动类型和振源，对其进行仿真计算和测试分析。首先计算该轧机水平振动和主传动系统的固有频率和主振型；然后对该轧机主传动系统和辊系振动情况进行综合测试，发现该轧机水平振动最剧烈，并引起轧机垂直振动和主传动系统扭振，因此，对该轧机水平振动进行仿真分析，研究轧件厚度以及工作辊和支承辊偏移量对水平振动的影响。研究结果表明：轧件厚度越薄，后张力和轧制力的波动越大，对轧辊水平振动影响增大；工作辊与支承辊偏移量的增大，轧机水平振动降低，达到稳态振动的时间缩短，但该偏移量不宜过大。增加0.7 mm厚垫片减小工作辊水平振动的方案，可以减小间隙，明显抑制轧机水平振动，效果良好。
关键词：热连轧机；水平振动；在线监测；偏移量
中图分类号：TG333 文献标志码：A 文章编号：1672-7207(2015)12-4497-07
Simulation and experiment of horizontal vibration of hot tandem rolling mill
SUN Jianliang1, PENG Yan1, GAO Yanan1, JIA Feng2
(1. National Engineering Research Center for Equipment and Technology of Cold Strip Rolling,
Yanshan University, Qinhuangdao 066004, China;
2. Dalian Huarui Heavy Industry Group Company, Dalian 116013, China)
Abstract: Strong vibration occurred on some hot rolling mills when the thin strip was rolled, in order to determine the type and the cause of the vibration, simulation and test were carried out. First, the natural frequencies and the vibration modes of horizontal vibration and main drive system were calculated, and then the online testing was conducted on the main drive system and rolls of F2 mill. The horizontal vibration of the rolling mill was the most violent, and caused the vertical vibration and torsional vibration, so the influences of the strip thickness and the offset of work roll and backup roll on the horizontal vibration were simulated and analyzed. The results show that when the strip thickness is thinner, the backward tension and the rolling force are more unstable, and the influence on the horizontal vibration is larger; when the offset of work roll and backup roll increase, the horizontal vibration decreases, and the adjusted time decreases, but the offset should not be too big. Adding a shim with thickness of 0.7 mm between the roll bearing chock and the frame can reduce the gap and resist vibration effectively.
Key words: hot tandem rolling mill; horizontal vibration; online testing; offset
轧机振动是实际生产中普遍存在的现象，研究重点集中在轧机扭振和垂直振动。Yun等[1]摒弃了带材出口平面与轧辊中心线重合的假设，引入新的秒流量不变定律，研究了三倍频振动和五倍频振动的产生机理；Hu等[2]考虑轧辊厚度方向和水平方向的速度变化率，建立了轧机振动模型；在此基础上，Lin[3]将接触弧看作2段摩擦因数不同的弧段来计算轧制压力，提高了计算精度，更接近于实际；Tang等[4]在现场测试中发现平整机工作时产生自激振动；邹家祥等[5]针对宝钢2 030 mm冷连轧机振动问题进行分析，将该轧机简化为六自由度不对称“质量弹簧系统”，仿真效果符合实际；陈勇辉等[6]考虑非线性刚度和阻尼特性，建立了四辊轧机二自由度非线性参激振动模型，并研究了其稳定性；孟令启等[7]建立了立辊轧机主传动系统扭振模型，分析了轧机振动的混沌特性；Kim等[8]针对冷轧机，建立了考虑主传动系统和垂直振动系统的轧机动力学模型，通过解析计算和实验说明该模型更贴近实际情况。然而，轧机水平振动对轧制过程的影响十分严重，并且能够引起垂直振动和扭振的发生，近年来，人们开始关注沿轧制线方向的轧机水平振动的研究。唐华平等[9-10]建立了轧辊水平振动的非线性动力学方程，定性分析了轧机水平自激振动产生的条件及其机理。李建平等[11]通过试验发现高速轧机振动现象与轧制过程相关，建立了轧机非线性水平振动模型，分析了自激振动产生条件。范小彬等[12-13]针对某CSP生产线F3轧机振动问题进行了测试和研究，确定振动原因，提出了抑振措施。张瑞成等[14]考虑摩擦力、非线性刚度和阻尼，建立了单辊驱动轧机水平非线性参激振动模型。王瑞鹏等[15]通过分析轧制力对轧机水平刚度的影响，建立了轧机垂直振动、水平振动和扭振的耦合动力学模型，揭示了轧机耦合振动机理。王桥医等[16]综合运用轧制理论、流体力学理论、摩擦润滑理论，建立考虑非稳态润滑过程轧机系统力学模型。Zheng等[17]考虑水平振动，建立了轧机空间振动模型，确定了轧机空间固有特性。但是由于水平振动的非线性特性，使得轧机水平振动的振因、机理和抑振措施尚未明晰。国内某1 580 mm热连轧机组在轧制薄规格集装箱板和汽车板时，F2机座发生严重的振动现象，产生强烈的振动噪声，并导致零部件损坏，严重影响生产。为了寻找轧机振源，对F2轧机进行了综合测试和分析，发现F2轧机的水平振动严重。因此，本文作者对热连轧机水平振动问题进行研究，计算轧机水平振动固有特性，分析测试结果，对水平振动进行激振仿真，并针对该振动提出抑振措施。
1 轧机固有特性计算
1.1 水平振动固有特性
该轧机工作辊在水平方向依次连接轴承座、扁头、弧形齿接轴、联接轴、分速箱齿轮轴、主轴、减速器齿轮轴、电机联轴器、电机转子，垂直方向上与支承辊接触。考虑工作辊和影响水平振动的轧机主要部件，建立轧机水平振动有限元模型。对于轧机水平振动，分速箱基座对分速齿轮轴轴承径向的约束作用将阻止振动向电机方向传递，可不考虑分速箱到电机之间的传动部件；垂直方向考虑工作辊与支承辊的接触作用，支承辊辊颈表面受油膜轴承作用其位移被约束。基于以上合理简化和有限元软件，建立了F2轧机工作辊水平振动有限元模型。设置边界条件如下：1) 分速箱斜齿轮轴两端轴颈与轴承配合的表面施加径向以及轴向位移约束，模拟轴承及齿轮箱的约束作用；2) 支承辊两端辊颈与油膜轴承配合的表面施加径向以及轴向位移约束，模拟轴承及机架的约束作用；3) 考虑到弯辊缸与工作辊轴承座之间的受力关系，在其作用力处施加竖直方向的位移约束。
基于所建模型，计算轧机水平振动的固有频率和主振型。第1，3和4阶固有频率分别为2.5，22和74 Hz，其振型图如图1所示。由图1可知：对于一阶振动，各组件同向运动，位移自操作侧向传动侧递减，工作辊侧弧形齿接轴水平振动，分速箱侧弧形齿接轴几乎无振动；对于三阶振动，操作侧与传动侧反向运动，位移相当，工作辊侧弧形齿接轴有较强的水平振动，分速箱侧弧形齿接轴几乎无振动；对于四阶振动，操作侧位移大于传动侧位移，且反向运动，工作辊侧弧形齿接轴与分速箱侧弧形齿接轴都有较强的水平振动，且分速箱侧略强于传动侧。
1.2 扭振固有特性
为了计算轧机的主传动系统固有特性，建立如图2所示的扭振动力学模型。其中，J1~J9分别为电机、电机接轴、减速机齿轮、主轴输入端接轴、主轴输出端接轴、分配箱齿轮、连接轴输入端接轴、连接轴输出端接轴和轧辊的转动惯量；K1~K8分别为电机输出轴、减速器输入轴、减速器输出轴、主轴、分速箱与主轴接轴头间、分速箱与上(下)接轴头间、上(下)接轴和工作辊与上(下)接轴头间的转动刚度，计算结果见表1。
图1 工作辊水平振动振型图
Fig. 1 Horizontal vibration modes of work roll
图2 主传动系统扭振动力学模型
Fig. 2 Dynamic model of main drive system
采用保守系统的拉格朗日方程，建立主传动系统的扭振模型：
(1)
其中，J，K和C分别为系统的转动惯量矩阵、扭转刚度矩阵和阻尼矩阵；
，
和
分别为角位移响应、角速度响应和角加速度响应；{Q}为激励函数。计算可得主传动系统的前3阶固有频率分别为11.8，47.5和80 Hz。
表1 扭转刚度和转动惯量计算结果
Table 1 Torsional rigidity and Moment of inertia
2 轧机振动测试及分析
为了弄清该轧机的振动特性和振动原因，对F2轧机进行综合测试，主要包括：主传动系统的扭振测试(主轴、接轴和减速箱)和辊系振动测试(包括水平方向和垂直方向)。并且同步测试了轧制力、速度和张力等相关工艺参数。测试中，所用钢种为SPA-H，成品厚度为1.6 mm，宽度为1 200 mm。
图3(a)和3(b)所示分别为主传动系统主轴扭矩的时域图和频谱图，图3(c)和3(d)所示分别为主传动系统接轴扭矩的时域图和频谱图。由图3可知接轴的振动比主轴剧烈，但其扭振过程具有相似性，包括以下4个阶段：起始阶段，扭矩信号没有发生大的波动，信号比较平稳；第2阶段，出现类正弦波的周期波动，频率为18 Hz，上、下接轴信号的相位相反，幅值较大，但轧机并未出现严重的振动噪声；第3阶段，上、下接轴信号出现明显的扰动，原来的正弦周期性被打乱，噪声较杂乱，没有明显的规律噪声，这一阶段信号出现了20，50和75 Hz 3个主要频率成分；第4阶段，轧机的振动噪声变得规律性，现场噪声比较平稳。信号波动频率加快，同“正弦波动”阶段相比，振幅减小，优势频率集中在10，40和80 Hz。
图3 主轴和接轴扭振的时域图和频谱图
Fig. 3 Time domain graph and spectrum graph of main shaft and connecting shaft
图4 工作辊振动时域图和频谱图
Fig. 4 Time domain graphs and spectrum graphs of work roll
图4(a)和4(b)所示分别为上工作辊垂直振动时域曲线和频谱图。图4(c)和4(d)所示分别为上工作辊水平振动的时域曲线和频谱图。由图4可知：工作辊水平振动和垂直振动剧烈；水平振动大于垂直振动，水平振动中后期起振升至4.5g(g为重力加速度，1g=9.8 m/s2)，甩尾时超过5g；垂直振动优势频率为118 Hz和156 Hz，水平振动优势频率为40 Hz和118 Hz。同时，上工作辊辊面有清晰振痕，振痕间距为118.3 mm，频率约为11 Hz。此频率与主传动第1阶扭振频率11.8 Hz很接近。垂振、扭振、水平振动都可能引起振痕，低频振痕不是由垂振引起的，扭振虽能引起振痕，但概率及强度都很小，水平振动最强烈，因此，认为振纹是工作辊水平振动引起的。
图5所示为扭振与水平振动信号对比分析图。由图5可知：水平振动起振具有突发性，类似冲击振动，扭振则是逐渐振起来的；工作辊水平振动信号与对应传动轴上扭矩信号具有一致性，即二者包络振动信号的曲线几乎完全相同；扭振响应较水平振动响应滞后0.02~0.04 s，即水平振动起振在先，扭振起振在后；扭振优势频率与水平振动优势频率保持一致，扭振是受迫振动，激励源自水平振动。
图5 扭振、工作辊水平振动信号局部对比
Fig. 5 Comparison of torsional vibration signal and horizontal vibration signal
3 水平激振仿真分析
假设外界对工作辊及其轴承座的简谐激励力为P0sin(ωt)，其中，P0为现场轧制力平均值，ω为水平振动系统的一阶固有频率。在此简谐激励力作用下，工作辊及其轴承座发生振动，基于所建模型对水平振动进行仿真分析，得到其振动位移及加速度响应图，如图6和图7所示。由图6和7可知：由于工作辊及其轴承座受到外界激励作用，所以，在起振阶段振幅逐渐发散；而同时系统又存在阻尼，所以，振幅达到一定幅值后稳定；水平振动幅值为0.35 mm，轧机装配时留有1.5 mm间隙，水平振动的加速度幅值经过0.045 s后，达到4.8g维持不变，与实测结果相符。
图8(a)和8(b)所示为0.5倍和1.5倍轧件厚度时轧机水平振动情况。由图8可知：0.5倍轧件厚度时振幅为0.38 mm，稳态振动时间为0.05 s；1.5倍轧件厚度时振幅为0.35 mm，稳态振动时间为0.04 s。轧件厚度越薄，轧机振动幅值越大，达到稳定状态所需时间越长；轧件厚度越薄，相对压下率越大，后张力的波动幅度越大，轧制力波动也越大，对轧辊振动影响增大。
图6 轧辊水平振动位移响应图
Fig. 6 Displacement response of roll in horizontal vibration
图7 轧辊水平振动加速度响应图
Fig. 7 Acceleration response of roll in horizontal vibration
图8 轧件厚度对水平振动的影响
Fig. 8 Influence of strip thickness on horizontal vibration
在实际轧制过程中，工作辊和支承辊中心线之间存在一定的偏移量。该偏移量保证了轧制过程的稳定性，但对轧机的水平振动也会产生一定影响。通过改变该偏移量来减少轧机的水平振动对轧机设计的意义更大。图9所示为支承辊偏移量分别为7.9 mm和8.1 mm时轧机水平振动情况。从图9可以看出：当偏移量为7.9 mm时，振幅为0.5 mm，达到稳态所需时间为0.045 s；当偏移量为8.1 mm时，振幅为0.28 mm，达到稳态所需时间为0.05 s，工作辊与支承辊之间偏移量增大，轧机水平振动降低，达到稳态振动的时间缩短。偏移量越大，轧辊所受水平力越大，在机架内越稳定，但偏移量过大对工作辊及其轴承座运行不利，太小也会导致轧辊在运行时失稳产生前后窜动和交叉，所以，偏移量应在5~10 mm内取值。
图9 支承辊和工作辊偏移量对水平振动影响
Fig. 9 Influence of offset of work roll and backup roll on horizontal vibration
4 抑振措施和实验
通过上述分析可知，可以通过对轧制工艺参数的优化和轧制设备改进来抑制水平振动，考虑现场实际情况，本文主要从设备方面进行抑振措施研究。由工作辊水平振动的振型图可知，若约束住轴承座或工作辊水平位移，则会对工作辊水平振动起到抑制作用。工作辊水平位移约束的增强可以通过增加支承辊与工作辊的偏移量实现，但是对于已建成轧机不易实现，这一思路重在设计意义；另外还可通过减小工作辊轴承座与衬板间隙实现。通过对实测的水平振动加速度信号进行积分计算，得到强烈振动时工作辊水平振动位移为0.80~1.25 mm，而现场装配间隙为1.5 mm，若考虑磨损则间隙更大，间隙为水平振动提供了空间。因此，根据测试结果和现场情况，提出在轴承座与滑板间增加0.7 mm厚垫片的抑制振动措施，并进行了现场跟踪测试。图10所示为加7垫片后工作辊轴承座水平方向和垂直方向的振动情况。由图10可知：加装0.7 mm厚垫片后，轧机振动明显减弱，工作辊水平振动加速度幅值维持在0.3g左右，最大不超过0.5g，现场已听不到任何振动噪声，轧制过程平稳。因此，加装垫片对抑制轧机振动效果明显，垫片加装厚度应随衬板磨损造成间隙变化而进行跟踪调整。
图10 加垫片后工作辊轴承座振动情况
Fig. 10 Vibration of work roll after adding a shim
5 结论
1) 计算了某热连轧机F2轧机水平振动和扭振的固有特性，确定了固有频率和主振型。
2) 对该轧机进行了振动测试工作，包括主传动系统和轧机辊系的测试，确定轧机振动为水平振动。
3) 对轧机水平振动进行了仿真分析，研究了轧件厚度和轧辊偏移量对轧机水平振动的影响，确定其影响规律。轧件的厚度越薄，后张力的波动幅度越大，轧制力波动也越大，对轧辊振动影响增大；当工作辊与支承辊之间偏移量增大时，轧机水平振动降低，达到稳态振动的时间缩短，但该偏移量不宜过大。
4) 针对轧机水平振动情况，提出工艺和设备方面的抑振措施，并在工作辊轴承座和机架衬板间加入0.7 mm厚垫片，轧机振动明显降低，轧制过程平稳，加装垫片对抑制轧机振动效果明显。
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(编辑 赵俊)
收稿日期：2015-01-01；修回日期：2015-03-14
基金项目(Foundation item)：国家自然科学基金资助项目( 51305388)；河北省青年拔尖人才支持计划项目(BJ2014055)(Project (51305388) supported by the National Natural Science Foundation of China; Project (BJ2014055) supported by the Youth Talent Projects of Colleges in Hebei Province)
通信作者：孙建亮，博士，副教授，从事板带轧机振动和板形板厚综合控制研究；E-mail：13722550756@163.com
