CN101466625B - 用于衰减辊组件的振动的装置 - Google Patents

Abstract

一种衰减纤维幅材机的辊组件中的振动的装置，在该辊组件中，该辊(10)的端部可旋转地悬置在轴承箱(13a，13b)内的轴承上，而所述轴承箱经由一个或多个粘弹性中间件(21a，21b)支撑在该机器的机架或机座上。根据本发明，在该辊在一频率范围内的正常操作状态下，所述中间件的损耗因数大于0.1，该频率范围是通过将该辊的最低挠曲本征频率±10％计算得出的，并且在辊的每一端部，所述一个中间件或多个中间件的总作用的弹性常数处于0.04GN/m到1GN/m的范围内。

Description

用于衰减辊组件的振动的装置

技术领域

本发明涉及一种衰减纤维幅材机的辊组件中的振动的装置，在该辊组件中，该辊的端部可旋转地悬置在轴承箱内的轴承上，而轴承箱经由一个或多个粘弹性中间件(viscoelastic intermediate piece)支撑在纤维幅材机的机架或机座上。

背景技术

随着造纸机和纸板机的宽度和运行速度的增大，辊的振动成为越来越严重的问题。

在造纸机和纸板机的末端，幅材被缠绕到与机器同宽度的、所谓的大幅纸卷(jumbo roll)上。该大幅纸卷被解卷，并在切割卷纸机(slitter winder)上切割成数个纸带，随后所述纸带被卷绕成所谓用户辊(customer roll)上。振动，尤其在双鼓卷纸机或带式卷纸机中的振动是一个问题。当在鼓上生产的纸卷的旋转速度的谐波(harmonic)激发该鼓的固有频率时，双鼓卷纸机就会出现产生振动的问题。卷取装置(reel-up)上的卷取筒(reeling drum)也发生同样类型的振动问题。

一般而言，在机器或设备的运行期间的共振是由于不充分的阻尼、即在共振频率下的不充分的动态刚度(dynamic stiffness)造成的。这种情况常常是通过直接改变共振结构来改善的，从而增大其阻尼。例如，通常可在薄的振动板上面粘附一层自由的或受迫的粘弹性层。因此该振动板的变形将导致具有高损耗因数(loss factor)的粘弹性材料的变形，从而增大本征模式(eigenmode)的阻尼。

然而，有时通过改变共振结构来增大阻尼是非常困难或是根本不可能的。以在挠曲(bending)本征模式下共振的小直径的造纸机辊为例。由于厚的辊壳体的弹性能相对较高，因此贴附到辊壳体上的受迫粘弹性层在最低挠曲本征频率下不能够显著地增大动态刚度。由于辊壳体的变形很小，这类设置不会导致粘弹性层中产生足够大的变形。因此，必须以另外的方式来改变辊结构的动态刚度。

芬兰第94458号专利披露了一种用于控制造纸机辊的振动的方法和装置。根据该方法，在运行期间，辊的临界速度区域的位置被改变。通过调节辊的质量和/或刚度、和/或辊的悬挂位置来改变临界速度。并且，作为另一种选择，建议改变辊两端的轴承座(bearing support)的刚度的方法。在端部轴承箱的底板和机架之间可设置由弹性材料制成的中间件。轴承箱(bearinghousing)的悬架的刚度可通过调节由轴承箱压迫中间件使其抵靠机架所产生的压力来调节。可通过柱体装置或螺状物来调节该压力。

日本专利公开号3082843披露了一种用于衰减辊的振动的装置。辊的驱动马达弹性地联接到机架上。该联接件包括设置在驱动马达的固定件的底板和机架之间的防振中间橡胶件。该底板的固定螺栓穿过机架板延伸到固定到该机架板的底面上的汽缸，并固定到该汽缸内的活塞上。固定螺栓的头部下面具有橡胶衬套；因此，底板的联接件是浮置的。汽缸的内表面内具有延伸部，以限制活塞在汽缸内向上运动。在汽缸顶端和活塞顶端之间设有弹簧，而在活塞的底面和汽缸底部之间具有压缩空间，其中容纳有作为压缩介质的压缩空气。起初，活塞在空气作用下抵靠汽缸内表面的延伸部被推动，从而使中间橡胶件和衬套受到最小的压力作用。当活塞下面的压缩空气的压力降低，活塞在其上方的弹簧的弹力的作用下向下移动，从而更大的压紧力指向该中间橡胶件和橡胶衬套。由此，能够利用活塞下方的压缩介质来调节辊的悬架的刚度。

这种装置本身很复杂，并且需要复杂的控制系统来操作。因此，这种装置在实际运行中容易受到干扰。

芬兰第101283号专利披露一种卷绕纸幅的方法，该方法旨在通过调节卷纸机的运行速度来避免由被卷绕的纸卷引起的振动。基于制造中的纸卷的旋转速度来调节卷纸机的运行速度，使得当制造中的纸卷的旋转速度接近振动范围时，降低该运行速度，以使制造中的纸卷的旋转速度下降到振动区段(zone)的低频以下的范围。随后，提高卷纸机的运行速度，以使制造中的纸卷的旋转速度保持不变，直至达到卷纸机的初始旋转速度。

这种方法对于所有的情况而言并不都是最理想的，并且往往由于非必要的速度下降而可能造成潜在生产能力的浪费。

发明内容

本发明的目的是提供一种衰减纤维幅材机的辊组件中的振动的装置，该装置结构简单且运行可靠。根据本发明的装置尤其有助于降低造纸机或纸板机的辊的振动。

本申请中的术语“弹性常数”应以如下方式来理解：术语“弹性常数”为力一挠度曲线的正切值。在其材料符合非线性本构方程(constitutiveequation)(即，应力一应变关系)的情况下，相对于静态预负载、频率和温度在当前操作点计算该正切值。

本申请中的术语“损耗因数”应以如下方式来理解：术语“损耗因数”为数字，当所施加的负载为正弦曲线时，对沿着运动的主方向的载荷与位移之间的相位角取正切函数时，得到该数字。该损耗因数也是相对于静态预负载、频率和温度在当前操作点计算的。

标准DIN53513提出了确定粘弹性弹性体的弹性常数和损耗因数的方法。该标准也可用于本发明的情况，仅在样本(specimen)尺寸上有所例外，在这里该样本为中间件。

在根据本发明的、衰减纤维幅材机的辊组件中的振动的装置中，辊的端部可旋转地悬挂在轴承箱内的轴承上，而该轴承箱经由一个或多个粘弹性中间件支撑在纤维幅材机的机架或机座上。弹性常数是基于机座来选择的，因此轴承的支撑件的弹性需要处于特定的范围内。

根据本发明的优选实施例，现有技术的问题是这样解决的：在辊的每一端部，一个或多个中间件的弹性常数以特定方式取决于辊的结构和特性、辊的悬架以及机座。有利地，处于一侧的一个或多个中间件的总作用的弹性常数kf处于0.04GN/m到1GN/m的范围内，更有利地为处于0.04GN/m到0.5GN/m的范围内。

本发明还提供一种造纸机或纸板机的卷纸机的鼓，该鼓包括如上所述的装置。

本发明还提供一种造纸机或纸板机的卷取装置的卷取筒，该卷取装置的卷取筒包括如上所述的装置。

另外，在该辊在一频率范围的正常操作状态下，中间件的损耗因数选为大于0.1，该频率范围是通过将该辊的最低挠曲本征频率±10％计算得出的。这种方式能够达到足够的阻尼效果。轴承箱的支撑件的柔性增大了轴承箱的在其上述的本征频率下的相对运动，并提供了增强的动态刚度。

由此，根据本发明的这种方式，通过将辊的轴承箱经由柔性和阻尼性中间件支撑在机架或机座上来提高动态刚度，该中间件的弹性常数处于该特定范围内。在实际中，该中间件的可用的弹性常数的最大值通常为0.5GN/m。

根据本发明的装置，弹性衰减结构的阻尼能力提高是通过该装置的悬架将阻尼引入该结构中而实现的。与一般惯例不同的是，根据本发明，这意味着将悬架设置成基本上为柔性。尽管该结构及其悬架的静态刚度减小，但该结构本身的动态刚度增大。这对于旋转的机器部件的振动而言是非常重要的。

根据本发明的装置完全适用于例如双鼓卷纸机，以衰减鼓的振动，并适用于卷取装置中，以吸收卷取筒的振动。根据本发明的装置尤其具有这样的益处：一旦该装置组装后，无需连续的调节即适用于所有的操作状态。

附图说明

下文中将参照如附的示意性附图描述本发明，其中：

图1示出了辊的截面图，其中示出了连接到机座(foundation)的悬架(suspension)；

图2示出了辊及其悬架的二自由度模型；

图3示出了作为辊的悬架的刚度的函数的、辊的中心(roll center)的频率响应函数的最大值；以及

图4示出了辊的悬架的刚度以及损耗因数对辊轴的频率响应函数的影响。

具体实施方式

图1是用于本发明的辊10的示意性截面图。图中还以虚线示出了辊10上方的一组纸卷，用以说明该辊为双鼓卷纸机的鼓。辊10包括辊壳体11，该壳体11的端部固定有轴颈(shaft joumal)12a、12b。辊10经由轴颈12a、12b支撑在轴承箱13a、13b上。当使用时，辊10能够围绕其纵轴线相对于轴承箱13a、13b旋转。在轴颈12a、12b和轴承箱13a、13b之间的接触弹性常数(spring constant)以参数k_b表示。机座的弹性常数以k_g表示。通常，弹性常数k_g远高于图1示出的连接中的其他弹性常数。轴承箱13a、13b经由粘弹性悬架、也就是说经由中间件21a、21b支撑在机架或机座上，并且该粘弹性悬架的弹性常数以参考符号k_f表示。现在，根据本发明，中间件的弹性常数k_f相当小，亦即在0.04GN/m至1GN/m的范围内。这样，整个结构的动态刚度增大，并使该结构在操作状态下的振动最小化。

如果将上述各弹性常数参数及该辊的弹性常数限定为特殊条件，弹性常数k_f的范围可通过以下式来限定。

从而该范围是从

到

(1)

作为具体实例，该辊壳体11的宽度为10m。该壳体的外径为1m，该壳体的内径为0.9m，各轴颈的长度a为150mm。在将根据本发明的中间件安装到该结构、即安装到根据图1的辊模型之前对该辊进行模型测试，得到悬架参数的以下数值。

k_b＝1.87GN/m

k_g＝15GN/m

应注意的是，机座的弹性系数k_g无疑处于更高的数量级，并因此实践中在计算串联的各弹性常数的共同作用时常常省略机座的弹性系数。其他的参数为：

η_b＝0

η_f＝0.087

其中，η_b是轴颈和轴承箱之间的接触的损耗因数，而η_f是轴承箱和机座之间的损耗因数。

辊壳体的弹性常数可通过利用有限元(FEM)算法、或利用例如由欧拉梁模型推导出的公式来计算：

$k_{\mathrm{roll}}=\frac{48\mathrm{EI}}{({12a}^2+6\mathrm{al}+l^2)l}---\left(2\right)$

其中，E为弹性模量，I为惯性矩，l为壳体的长度和各轴颈的长度。钢的弹性模量为200kN/mm²，且壳体的惯性矩可通过以下公式计算

$I=\frac{\mathrm{\π}}{64}(D^4-d^4)---\left(3\right)$

通过将数值D＝1m和d＝0.9m代入上述公式(3)，得到壳体的惯性矩如下：

I＝0.0169m⁴

通过将数值E＝200GN/m²，I＝0.0169m⁴，a＝0.15m和l＝10m代入以上公式，得到辊壳体的弹性常数如下：

k_roll＝0.15GN/m

通过将数值k_roll＝0.15GN/m，k_b＝1.87GN/m，k_g＝15GN/m代入该范围的范围判别式，该范围为从

到

弹性常数k_f的范围将为0.04GN/m≤k_f≤0.4GN/m。由此，在该具体情况下，此结果与根据本发明的0.04GN/m-1GN/m的通常优选范围相比处于略窄的范围内。

实际中，由于仅能在有限程度上改变总体刚度和损耗因数，因此情况通常并非这样简单。例如，辊的悬架刚度是由轴颈和轴承箱、轴承箱和底座(bed)以及机座本身的各自的刚度共同形成的。实际中，轴承箱和机架之间的刚度是最容易调节的；这种调节可视为更换三个串联弹簧中的一个弹簧。

本发明的功能和效果可通过下文来说明，在下文中图1中所示的结构被简化为如图2中所示的更简单的模型。图2中示出了辊及其悬架的二自由度模型。在该模型中，辊的质量相当于辊的总质量，并将该质量简化到辊的中心，而辊的各端部的悬架被简化为单模型悬架。由此，辊壳体11的中心由上部质量m来表示，该质量在下文中称作主质量，而其运动或振幅以参考符号x₂表示。以弹性常数k₂来描述辊壳体的刚度，而以参考符号η₂表示辊壳体的损耗因数。轴承箱12a、12b的质量由下部质量m_b来描述，而悬架的组合后的作用由弹性常数k₁和损耗因数η₁来描述。在图2中，弹性常数k₁是图1中所示的辊的两个端部的弹性常数k_b、k_f和k_g组合后的结果。损耗因数η₁也可以为机座、轴承箱和中间件的损耗因数组合后的结果。主质量m受外部的正弦力F的作用，在实际中该正弦力是由用户辊施加在鼓上的力造成的。

在图2中描述的该模型中，主质量m的频率响应函数如下：

$\left|\frac{x_2}{F}\right|\left(\mathrm{\ω}\right)=\frac{1}{k_2}\left|\frac{k_1/k_2(1+{\mathrm{i\η}}_1)+1+{\mathrm{i\η}}_2-m_b/m{(\mathrm{\ω}/{\mathrm{\ω}}_0)}^2}{[1+{\mathrm{i\η}}_2-{(\mathrm{\ω}/{\mathrm{\ω}}_0)}^2][k_1/k_2(1+{\mathrm{i\η}}_2)+1+{\mathrm{i\η}}_2-m_b/{(\mathrm{\ω}/{\mathrm{\ω}}_0)}^2]-{(1+{\mathrm{i\η}}_2)}^2}\right|$

其中

ω＝角频率＝2πf，其中f为频率

${\mathrm{\ω}}_0=\sqrt{\frac{k_2}{m}}$

当上文中所示的频率响应函数在本征频率最低时的最大值表现为刚度比k₁/k₂的函数时(其中弹性常数k₁是根据本发明设定的)，得到图3中绘示的曲线。图3中的较小的图形示出参数k₁/k₂＝2时的频率响应函数，由此得到的最大值约为14，为清楚地说明起见，在图3的曲线中标出了该最大值。在该实例中使用了数值m_b/m＝0.05，η₁＝0.32以及η₂＝0.001。当悬架的刚度k₁减小、使得刚度比从约0.5的数值处减小时，响应迅速增大。因此，实际的下限为0.5附近。而另一方面，当悬架的刚度k₁升高、使得刚度比从约为1的数值处增大时，响应也增大、但明显更为缓慢。

在该说明中，弹性常数k₁是图1中所示的弹性常数k_b、k_f和k_g组合后的结果。因此图3中可见，所提出的范围从

0.5到 $5\·\frac{1}{\frac{2}{k_{\mathrm{roll}}}-\frac{1}{k_b}-\frac{1}{k_g}}$

对应于0.5到4.3·k₁/k₂的范围，导致在频率响应函数的最大值下的响应非常低，显示了本发明的益处。

因此在实际中，利用纤维幅材机的辊，将导致在一侧的一个或多个中间件的总作用(total influence)的弹簧常数k_f的数值在0.04GN/m到1GN/m的范围内。如果在连接中使用几个不同的中间件，则这些中间件可以以串联连接和/或并联连接的不同的方式安装，并且这是连接中所计算的所有中间件的总作用。

因此根据本发明，悬架的参数被确定为使辊的动态刚度接近最大值。

图4示出了悬架的损耗因数η₁对频率响应函数的最大值的影响。其中，所用的参数与图3中相同。图4显示了损耗因数η₁的影响为指数函数。换言之，通过在轴承箱与机架或机座之间使用粘弹性材料来增大悬架的损耗因数，有效地增大了衰减效果。

基于以上所述，根据本发明，通过设定设置在轴承箱13a、13b与机架或机座之间的中间件21a、21b的弹性常数和损耗因数能够使辊10在最低挠曲本征模式下的动态刚度最大化。

对于双鼓卷纸机而言，由于例如纸卷的质量的改变而会使中间件的荷载变化，但该影响与轴承箱的固定螺丝所引起的荷载相比通常很小。

除了轴承箱13a、13b与机架之间的中间件21a、21b之外，在轴承箱13a、13b的固定螺丝的头部下面也必须设置柔性(粘弹性)垫圈。这些垫圈和轴承座下面的待设置的各中间件的弹性常数之和即为弹性常数k_f。

以上仅描述了本发明的少数优选实施例，对于本领域一般技术人员而言，可在不脱离如附的权利要求书所限定的保护范围的条件下显而易见地做出多种修改。

Claims (5)

1.一种衰减纤维幅材机的辊组件中的振动的装置，在该辊组件中，该辊(10)的端部可旋转地悬置在轴承箱(13a，13b)内的轴承上，而所述轴承箱经由一个或多个粘弹性中间件(21a，21b)支撑在该纤维幅材机的机架或机座上，其特征在于，在该辊在一频率范围内的正常操作状态下，所述一个或多个粘弹性中间件的损耗因数大于0.1，该频率范围是通过将该辊的最低挠曲本征频率±10％计算得出的，并且在辊的每一端部，所述一个或多个粘弹性中间件的总作用的弹性常数处于0.04GN/m到1GN/m的范围内。

2.根据权利要求1所述的装置，其特征在于，所述一个或多个粘弹性中间件(21a，21b)的总作用的弹性常数在0.04GN/m到0.5GN/m的范围内。

3.一种造纸机或纸板机的卷纸机的鼓，其特征在于，该鼓包括根据权利要求1至2中任一项所述的装置。

4.一种造纸机或纸板机的卷取装置的卷取筒，其特征在于，该卷取装置的卷取筒包括根据权利要求1至2中任一项所述的装置。

5.根据前述权利要求1至2中任一项所述的装置，其特征在于，所述一个或多个粘弹性中间件的弹性常数处于从

到

的范围内，

其中，

k_roll为该辊的弹性常数，

k_b为轴颈和轴承箱之间的接触弹性常数，以及

k_g是机座的弹性常数。

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