DE3422762C2 - - Google Patents

Description

Die Erfindung bezieht sich auf ein Verfahren zur Dickenregelung an einem Walzgerüst gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1. Ein derartiges Verfahren ist aus den Aufsätzen "Mill modulus variation and hysteresis - Their effect on hot strip mill AGC" von G. E. Wood et al., Iron and Steel Engineer Yearbook, 1977, S. 33 bis 39 oder "Force sensing in rolling mills" von A. Zeltkalns et al., Iron and Steel Engineer Yearbook, 1977, S. 40 bis 46 bekannt.

Eine bekannte Dickenregelung ist das BISRA-Dickenmeßsystem, bei dem die Kraft, die dem Walzgut zugeordnet ist und durch dieses erzeugt wird, wenn es durch die Arbeitswalzen des Walzgerüstes hindurchgeführt wird, abgefühlt und mit einem Signal verknüpft wird, das zu der Walzenposition proportional ist, um ein Signal zu bilden, welches die Walzgutdicke darstellt und in einem geschlossenen Regelkreis benutzt wird, um den Spalt oder die Öffnung zwischen den einander gegenüberliegenden Arbeitswalzen einzustellen.

In Fällen, in denen Veränderungen der Härte und der Dicke des ankommenden Walzgutes weniger bedeutsam sind als Walzenunregelmäßigkeiten, wie beispielsweise Exzentrizität oder Ovalförmigkeit, kann die Dickenregelung auf der Basis der Steuerung der Walzkraft erfolgen, wobei vorausgesetzt wird, daß eine konstante Walzkraft eine gleichmäßige Abgabe- oder Enddicke erzeugen wird.

In der Praxis haben sich diese Systeme als nicht so genau wie erwartet erwiesen. Eine der Hauptursachen für die Ungenauigkeiten ist die Reibung. Bekanntlich ist Reibung zwischen dem Walzenständer des Walzgerüsts und den Lagerböcken, die die Walzen tragen, sowie in manchen Hydraulikelementen, wie beispielsweise Ausgleichhubvorrichtungen, die benutzt werden, um die Walzenlagerböcke in ihrer Position zu halten, und gegebenenfalls in der hydraulischen Walzspalteinstellvorrichtung vorhanden. Da sowohl in Dickenmeßgerät- als auch in Kraftsteuersystemen ein Kraftrückführungssignal benutzt wird, ist klar, daß alle Kräfte, die der Kraftmeßfühler zusätzlich zu denjenigen Kräften abfühlt, welche durch die Verringerung der Werkstückdicke erzeugt werden, die Genauigkeit dieses Kraftsignals als eine echte Darstellung der tatsächlichen Walzkraft verschlechtern werden. Es sei daran erinnert, daß in allen Dickenregelsystemen der Spalt zwischen den Walzen wiederholt geändert wird, um dadurch zu versuchen, eine konstante Enddicke in Abhängigkeit von dem Kraftrückführungssignal zu erzielen.

Es ist außerdem bekannt, daß die Reibungskräfte in dem Walzgerüst in bezug auf die tatsächliche Walzgutwalzkraft additiv sind, wenn die Walzen in einer ersten Richtung bewegt werden, und subtraktiv sind, wenn die Walzen in der entgegengesetzten Richtung bewegt werden. Das ergibt einen Effekt, der im allgemeinen als Hysterese bezeichnet wird.

Das Ausmaß dieser Hysterese ist eine Funktion der relativen Mittellinienpositionen der Arbeits- und der Stützwalzen, was als Walz-Offset oder -Versatz oder als Walzenverschiebung bezeichnet wird, des Walzkraftwertes, der vorwärts und rückwärts auf das Walzgut einwirkenden Zugspannungen, des Stützwalzenschmiermittels, des Walzgerüstfensters, des Lagerbockoberflächenzustands und der Schmierung derselben sowie des Dichtungszustands der Walzenausgleichshubvorrichtungen. Sie alle unterliegen Änderungen, insbesondere bei einem Wechsel der Walzenlagerböcke, und machen eine Vorhersage der Reibungskräfte sehr schwierig.

Wegen dieser Reibungskräfte ist das Dickenregelsystem bestenfalls ungenau und schlimmstenfalls instabil. Ein instabiler Betrieb resultiert beispielsweise aus Reibungskräften in Dickenmeßgerätsystemen, in denen der Kraftfühler und der Stellantrieb auf derselben Seite des Walzspalts angeordnet sind. In dieser Anordnung bewirken die Reibungskräfte, daß die Walzenposition in beiden Bewegungsrichtungen überschwingt. Infolgedessen ist es üblich, daß viele Betreiber von solchen Systemen die Regelung verstimmen, um weniger als eine vollständige Korrektur von abgefühlten Dickenmeßfehlern zu erzeugen. Das verbessert zwar die Stabilität, verringert jedoch die Genauigkeit.

Es gibt zwar offenbar eine bevorzugte Stelle für den Kraftfühler in bezug auf den Walzenpositionsstellantrieb bei einer bestimmten Dickenregelung die Wahl kann jedoch schwierig sein, wenn sowohl mit einem Dickenmeßgerät als auch mit einer Konstantkraftregelung gearbeitet wird. Der bevorzugte Anbringungsort für den Kraftfühler in dem einen Fall wird einen instabilen Betrieb in dem anderen Fall ergeben, wenn beträchtliche Reibung vorhanden ist. Selbst wenn der Kraftfühler an der bevorzugten Stelle angebracht ist, bewirken große Reibungen, daß das Dickenregelsystem unterkorrigiert ist, was zwar einen stabilen, jedoch ungenauen Betrieb ergibt.

Es ist Aufgabe der Erfindung, ein Verfahren zur Dickenregelung so auszugestalten, daß der störende Einfluß der Reibung auf die gemessene Walzkraft und damit auf die Dickenregelung vermindert bzw. beseitigt ist.

Die Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Maßnahmen gemäß dem Patentanspruch 1 gelöst.

Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen gekennzeichnet.

Die mit der Erfindung erzielbaren Vorteile bestehen insbesondere darin, durch die Reibungskompensation eine genaue und stabile Dickenregelung zu erhalten.

Die Erfindung wird nun anhand der Beschreibung und Zeichnung von Ausführungsbeispielen näher erläutert. Es zeigt:

Fig. 1 eine schematische Endansicht eines typischen Walzgerüstes zur Erleichterung des Verständnisses der Erfindung,

Fig. 2 eine schematische Ansicht eines Teils eines Walzgerüstes mit verschiedenen Merkmalen und Effekten, die aus Verdeutlichungsgründen für die Erläuterung der Erfindung übertrieben dargestellt sind,

Fig. 3 ein Diagramm, das den Hystereseeffekt der Reibung in einem Walzgerüst zeigt, und

Fig. 4 ein Logikdiagramm, das die erfindungsgemäße Reibungskompensation zeigt.

Fig. 1 zeigt in schematischer Form die Endansicht eines typischen Quartowalzgerüstes. Das Gerüst hat, wie dargestellt, einen Ständer 10, der die Gerüstelemente enthält, zu denen eine obere Stützwalze 12 gehört, die in einem Lagerbock 14 gelagert ist. Eine untere Stützwalze 16 ist ebenso in einem Lagerbock 18 gelagert. Zwei Arbeitswalzen 20 und 24 sind in Lagerböcken 22 bzw. 26 gelagert. Zwei Paar Ausgleichshubvorrichtungen stützen die oberen Lagerböcke an dem Walzenständer 10 ab. Das erste Paar Ausgleichshubvorrichtungen 28 und 30 ist zwischen dem Walzenständer 10 und dem Lagerbock 14 der oberen Stützwalze 12 angeordnet. Die Arbeitswalzenausgleichshubvorrichtungen 36 und 38 tragen den oberen Arbeitswalzenlagerbock 22. Gleiche Lagerböcke und Hubvorrichtungen sind selbstverständlich an dem anderen Ende des Walzgerüstes vorgesehen.

Wie üblich dient eine Spindelvorrichtung 44, die über eine Mutter 46 wirkt, zur Grobeinstellung des Spalts oder Zwischenraums zwischen den beiden Arbeitswalzen 20 und 24, durch den Walzgut 60 hindurchgeführt wird. In dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel ist weiter unter der Spindel 44 ein Hydrauliksystem 48 vorgesehen, das im wesentlichen aus einem Kolben innerhalb eines Zylinders besteht (hier als "Zylinder" bezeichnet), das wie bekannt dazu dient, eine Einstellung gemäß dem selbsttätigen Dickenregelsystem vorzunehmen. Es ist außerdem bekannt, daß der Zylinder weggelassen werden und die selbsttätige Dickenregelung direkt über die Spindel 44 wirken kann. Die Spindel 44 und der Zylinder 48 wirken auf den Stützwalzenlagerbock 14 über eine Kraftmeßdose 50 ein. Die Kraftmeßdose liefert, was an sich bekannt ist, ein Ausgangskraftsignal (F _s - Leitung 56), das zu der Walzkraft proportional ist, die aus dem zwischen den Arbeitswalzen 20 und 24 hindurchgeführten Walzgut 60 resultiert, und zwar modifiziert durch die Reibungskräfte, die hier erläutert werden. (Am unteren Ende des Walzgerüstes ist zwischen dem unteren Stützwalzenlagerbock 18 und dem Walzenständer eine Kraftmeßdose 50′ gestrichelt dargestellt. Das soll einen anderen Anbringungsort der Kraftmeßdose veranschaulichen, der manchmal benutzt wird.)

Dem Zylinder 48 sind zwei Meßfühler 51 und 53 zugeordnet, die üblicherweise mit dem Zylinder geliefert werden. Der Meßfühler 51 liefert ein Ausgangssignal S _o auf einer Leitung 52, das die Position des Kolbens innerhalb des Zylinders angibt und damit eine Angabe über den Walzspalt liefert. Der Meßfühler 53 ist ein Druckmeßfühler, der den inneren Druck in dem Zylinder abfühlt und ein Drucksignal F _s ′ auf einer Ausgangsleitung 54 liefert, das auch als eine Angabe über die Walzkraft benutzt werden kann. Hydrauliköl wird dem Zylinder 48 über eine Pumpe, die durch das selbsttätige Dickenregelsystem gesteuert wird, und über eine Leitung 58 zugeführt, was mit bezug auf Fig. 4 noch ausführlicher erläutert wird.

Ein letztes Merkmal, das mit Bezug auf Fig. 1 zu erwähnen ist, ist, daß die Mittelpunkte der Arbeitswalzen gegenüber den Mittelpunkten der Stützwalzen in geringem Ausmaß versetzt sind, beispielsweise um 6,4 mm (one-quarter inch), um den gesamten Walzgerüstsystem Stabilität zu verleihen. Die Gesamtdarstellung in Fig. 1 ist sehr üblich und dem einschlägigen Fachmann bekannt.

Die Reibungskräfte, mit denen sich die Erfindung befaßt, gehen hauptsächlich von zwei Gesamtbereichen aus. Der erste dieser Bereiche sind die Hydrauliksysteme, d. h. der Zylinder 48 und die Ausgleichshubvorrichtungen, die die Stütz- und Arbeitswalzenlagerböcke tragen. Diese Hubvorrichtungen sind normalerweise Hydraulikzylinder und haben wie das System 48 einen Kolben, der über eine Dichtung arbeitet. In Anbetracht der Drücke, die in dem Gesamtsystem notwendig sind, kann die Reibung zwischen dem Kolben und der Dichtung ziemlich groß sein. Dazu kommt noch, und wahrscheinlich mit noch größerer Auswirkung, die Reibung der Walzenlagerböcke, wenn diese bewegt und längs der Innenseiten (dem Fenster) des Walzenständers verschoben werden. Diese letztgenannten Reibungskräfte werden anhand von Fig. 2 besser verständlich.

Fig. 2 zeigt einen Teil der Elemente von Fig. 1, wobei einige Merkmale aus Veranschaulichungsgründen übertrieben dargestellt sind. Gemäß Fig. 2 sind, wenn Walzgut 60 zwischen den Arbeitswalzen 20 und 24 angeordnet ist, die Walzenlagerböcke bestrebt, sich in bezug auf den Walzenständer der fehlauszurichten oder schrägzustellen, so daß Punktkontakte A bis H zwischen diesen Lagerböcken und dem Walzenständer gebildet werden. Aus dieser Darstellung ist zu erkennen, daß bei jeder Bewegung der Lagerböcke an dem Gehäuse, beispielsweise wenn die Walzenposition zu Dickenregelzwecken verändert wird, Reibungskräfte auftreten, die durch die Kraftmeßfühler abgefühlt werden, z. B. durch die Kraftmeßdose 50 (oder 50′) oder durch den Druckmeßfühler 53 (Fig. 1). Das Signal aus dem Meßfühler ist dasjenige, das in dem selbsttätigen Dickenregelsystem benutzt wird, was an sich bekannt ist. Diese Reibungskräfte können beträchtlich sein und häufig in dem Bereich von 1,0-5,0% der Gesasmtkraft liegen, die durch die Meßfühler abgefühlt wird, und das gesamte selbsttätige Dickenregelsystem ernstlich verschlechtern. Diese Reibungskräfte sind wie erwähnt nicht konstant, da sie von dem Zustand des Fensters (d. h. der Seiten) des Walzenständers und der Walzenlagerböcke, dem Grad der Schmierung und von anderen Faktoren abhängen.

Die Reibungskräfte wirken, was oben bereits erwähnt wurde, in bezug auf die abgefühlte Gesamtkraft in unterschiedlichen Richtungen, je nach dem Anbringungsort des Kraftmeßfühlers und der Richtung der Lagerbock- oder Walzenbewegung. Wenn die Kraftmeßfühler und die Einrichtung zum Einstellen des Walzspalts auf derselben Seite des Walzspalts sind, werden sich die Reibungskräfte aufgrund der Berührung der Lagerböcke mit dem Walzengerüst, und zwar derjenigen, die den Ausgleichshubvorrichtungen zugeordnet sind, und derjenigen, die den Zylinderhubvorrichtungen zugeordnet sind, alle zu der tatsächlichen Walzentrennkraft addieren, die der Druckmeßfühler abfühlt, wenn der Walzspalt geschlossen wird, und werden sich von der tatsächlichen Kraft subtrahieren, wenn der Walzspalt vergrößert wird. Umgekehrt, wenn sich der Meßfühler auf der zu der Spalteinstelleinrichtung entgegengesetzten Seite des Walzspalts befindet, wie es in Fig. 1 durch die Kraftmeßdose 50′ dargestellt ist, brauchen nur die Reibungskräfte, die den unteren Walzenlagerböcken zugeordnet sind, betrachtet zu werden, und diese werden sich von der tatsächlichen Kraft subtrahieren, wenn das Walzgerüst schließt, und sich zu der tatsächlichen Kraft addieren, wenn das Walzgerüst öffnet.

Mathematisch kann in dem zuerst erläuterten Fall, in welchem sich der Meßfühler auf derselben Seite des Walzspalts wie die Spalteinstelleinrichtung befindet und sich das Walzgerüst im Schließvorgang befindet, die abgefühlte Kraft folgendermaßen ausgedrückt werden:

F _S =F _R +f _brb +f _wrb +f _c +f _h

wobei

F _S =Gesamtkraft, abgefühlt durch den Meßfühler 50 (oder den Meßfühler 53)
F _R =tatsächliche Walzentrennkraft, die durch Walzgut zwischen den Walzen verursacht wird
f _brb =Reibungskraft der Stützwalzenausgleichshubvorrichtungen
f _wrb =Reibungskraft der Arbeitswalzenausgleichshubvorrichtungen
f _c =Reibungskraft des Zylinders
f _h =Reibungskraft der oberen Walzenlagerböcke, die sich gegen das Walzengerüst bewegen.

Für das obige Walzgerüst gilt, wenn der Walzspalt vergrößert wird, folgende Beziehung:

F _S =F _R +f _brb +f _wrb +f _c +f _h

Bei einem Walzgerüst mit einem Meßfühler auf der zu der Einstellvorrichtung entgegengesetzten Seite des Walzspalts vereinfachen sich die Beziehungen folgendermaßen:

F _S =F _R -f _lh (Schließen), und
F _S =F _R +f _lh (Öffnen)

wobei

f _lh =Reibungskraft der unteren Walzenlagerböcke, die sich gegen das Walzengerüst bewegen.

Es ist zu beachten, daß die vorgenannten Beziehungen nur für dynamische Bedingungen gelten, bei denen der Walzspalt mit einer gewissen Geschwindigkeit verändert wird, der über einem empirisch gewonnenen vorbestimmten Minimum liegt. Bei sehr langsamen Walzspaltänderungsgeschwindigkeiten wird die Vibration in dem Walzgerüst, wenn das Walzgut gewalzt wird, die Reibungskräfte insofern, als sie durch die Kraftmeßfühler abgefühlt werden, unwirksam machen. Unter stationären Bedingungen gibt es selbstverständlich keine Reibungskräfte. Diese Reibungskräfte werden oberhalb einer vorbestimmten Geschwindigkeit beträchtlich, die normalerweise in dem Bereich von 0,03 mm/s (0.001 inch per second) liegt, aber tatsächlich von der Reibungsquelle und von dem Grad der Walzgerüstvibration abhängig ist.

Fig. 3 zeigt den Hystereseeffekt, der weiter oben erwähnt wurde und den die obigen Gleichungspaare veranschaulichen. In Fig. 3 ist die abgefühlte Walzkraft über dem sich ändernden Walzspalt als Ergebnis eines tatsächlichen Walzgerüsttests dargestellt, und es ist zu erkennen, was auch die beiden Gleichungen verdeutlichen, daß die Walzkraft beim Öffnen und Schließen unterschiedlich ist.

Faktoren, die weiter oben bereits erwähnt, aber noch nicht erläutert worden sind, sind die Auswirkungen der Reibung in den Stützwalzenlagern und die Zugspannung in dem Walzgut. Diese Faktoren beeinflussen zwar den Wert der Reibungskräfte, die den Ausgleichshubvorrichtungen zugeordnet sind, nicht ernstlich, sie beeinflussen aber die Reibungskräfte, die auftreten, wenn sich die Lagerböcke gegen das Walzengerüst bewegen. Die tatsächliche Lage, die die Stütz- und die Arbeitswalzenlagerböcke einnehmen, ist von den Relativgrößen der vorderen und hinteren Walzgutzugspannungen abhängig, d. h. von dem Kräftepaar, das durch die Walzkraft erzeugt wird, die wegen des Walzenversatzes wirksam ist, und durch das Drehmoment, das erforderlich ist, um die Stützwalze in ihren Lagern zu drehen. Änderungen in dieser Lage sowie die Größe der Zugspannungen und der Walzkraft werden die effektive Walzgerüstreibung beeinflussen.

Aus vorstehender Erläuterung ist zu erkennen, daß die Reibungskräfte die Genauigkeit und die Gültigkeit jedes abgefühlten Kraftsignals, das in einem selbsttätigen Dickenregelsystem benutzt wird, ernstlich verschlechtern können. Das Grundproblem ist dann, eine Darstellung der beteiligten Reibungskräfte zu gewinnen und diese zum Verbessern des abgefühlten Kraftsignals zu benutzen. Eine Maßnahme zum Gewinnen dieser Darstellung ist, das Walzgerüst einige Male arbeiten zu lassen, ohne daß sich Walzgut zwischen den Walzen befindet, und die beobachteten Kräfte zu messen. Dies ergibt zwar einen Wert für die Reibungskräfte, es werden jedoch nicht die weiter oben beschriebenen Effekte der Walzgerüstbelastung und der Zugspannung in dem Walzgut berücksichtigt. Die bevorzugte Ausführungsform besteht deshalb darin, einen Mittelwert der Reibungskräfte unter tatsächlichen Betriebsbedingungen zu nehmen, d. h. die Kraftveränderungen, die während einer gewählten Anzahl von Öffnungs- und Schließvorgängen des Walzgerüstes beobachtet werden, festzuhalten und zu mitteln. Mathematisch kann das folgendermaßen ausgedrückt werden:

wobei:
f₁=Reibungssignal
N _d =Anzahl der Abtastungen in Schließrichtung
N _w =Anzahl der Abtastungen in Öffnungsrichtung
F _i =abgefühlte Kraftsignalwerte
v =Walzspaltänderungsgeschwindigkeit
V _T =Walzspaltänderungsgeschwindigkeitsschwellenwert.

Da der Wert von f₁, der gemäß der letztgenannten Methode gewonnen wird, aus tatsächlichen Betriebsbedingungen stammt, stellt er einen besseren Schätzwert der Reibungskräfte dar als der mit der zuvor beschriebenen Methode ermittelte. Die Berechnung, die für die unmittelbar oben angegebene Gleichung erforderlich ist, kann selbstverständlich mittels analoger Einrichtungen ausgeführt werden. Vorzugsweise wird diese Berechnung jedoch in einem Mikroprozessor oder irgendeiner Form von Datenverarbeitungseinheit ausgeführt.

Die oben für f₁ angegebene Beziehung ergibt Krafteinheiten. In einigen Fällen, wie beispielsweise dem in folgenden mit Bezug auf Fig. 4 beschriebenen, ist es praktischer, die Beziehung in bezogenen Werten auszudrücken. Eine Maßnahme, einen solchen bezogenen Wert zu gewinnen, besteht darin, einen mittleren Kraftwert F _avg zu bilden und aus diesem einen bezogenen Kraftwert f gemäß folgenden Beziehungen zu gewinnen:

Wenn angenommen wird, daß eine bezogene Reibungskraft f bestimmt worden ist, die die tatsächlichen gegenwärtigen Reibungskräfte darstellt, welche dem Walzgerüst zugeordnet sind, so bleibt das Problem, dieses Signal zu benutzen, um das abgefühlte Kraftsignal auf ein tatsächliches Kraftsignal einzustellen, das von dem selbsttätigen Dickenregelsystem des Walzgerüsts beim Steuern der Walzspalteinstelleinrichtung benutzt wird. Eine Methode, durch die das erreicht werden kann, ist in Fig. 4 gezeigt. Die Vorzeichen in Fig. 4 stellen den Fall dar, in welchem die Kraftabfühleinrichtungen und die Walzspalteinstelleinrichtung auf derselben Seite des Walzspalts sind. In dem Fall, in welchem ein Kraftmeßfühler auf der zu der Walzspalteinstelleinrichtung entgegengesetzten Seite des Walzspalts angeordnet ist, was durch die Kraftmeßdose 50′ in Fig. 1 dargestellt ist, würde die mathematische Beziehung der Blöcke 114 und 116 vertauscht werden.

Gemäß Fig. 4 wird ein Signal S _o , das Positionssignal aus dem Meßfühler 51 des Zylinders 48 nach Fig. 1, an einen Differenzierblock 100 angelegt, der an seinem Ausgang ein Signal abgibt, welches die Walzspaltänderungsgeschwindigkeit angibt und eine Polarität (plus oder minus) gemäß der Richtung hat, in der sich der Walzspalt ändert. Dieses mit (±)v bezeichnete Signal wird an zwei Logikblöcke 102 und 104 angelegt, die feststellen, ob das Geschwindigkeitssignal v kleiner als eine negative Endgeschwindigkeit V _T (Block 102) bzw. größer als der positive Wert von V _T (Block 104) ist. Wenn die logische Entscheidung der beiden Blöcke 102 und 104 "Nein" ist, ist die abgefühlte Kraft die Kraft, die tatsächlich benutzt wird, und dieses Signal wird dann über einen Block 106 an ein selbsttätiges Dickenregelsystem (AGC) 108 angelegt. Das selbsttätige Dickenregelsystem legt seinerseits ein Signal an eine Pumpensteuereinrichtung 110 zum Steuern einer Pumpe 112 an, die dem Zylinder 48 (Fig. 1) Druck über eine Leitung 58 liefert. Wenn angenommen wird, daß das Ausgangssignal des Blockes 100, das Signal v, einen negativen Wert hat, der kleiner als -V _T ist (der Walzspalt wird verkleinert), dann ist gemäß der Darstellung durch den Block 114 das tatsächliche Kraftsignal F, das dem selbsttätigen Dickenregelsystem zuzuführen ist, gleich der abgefühlten Kraft F _s mal der Größe (1-f). Die andere Bedingung für diese besondere Gruppe von Umständen ist, daß das Geschwindigkeitssignal v größer als +V _T ist (der Walzspalt wird vergrößert). In diesem Fall ist gemäß der Darstellung durch den Block 116 das Kraftsignal, das dem selbsttätigen Dickenregelsystem zuzuführen ist, gleich der tatsächlichen abgefühlten Kraft mal der Größe (1+f). Da f eine bezogene Größe ist, wird die Veränderung der Reibungskraft mit dem Walzkraftwert durch dieses Verfahren automatisch berücksichtigt.

Der Übersichtlichkeit halber ist die logische Beziehung zum Anlegen und entfernen des Reibungssignals f in Fig. 4 in der einfachsten durchführbaren Form gezeigt worden. Eine modifizierte Ausführungsform würde dem Reibungssignal f gestatten, von dem vorhandenen Wert aus exponentiell abzunehmen, wenn das Geschwindigkeitssignal v in der einen oder anderen Richtung unter den Schwellenwert V _T abnimmt. Dadurch wird die tatsächliche Abnahme der Reibung in den Walzgerüstelementen enger angenähert. Die Abfallzeitkonstante kann aus einfachen Feldtests geschätzt werden und liegt typisch in der Größenordnung von 0,3 bis 1,0 s. Eine Methode zum Erzielen dieser modifizierten Ausführungsform besteht darin, ein bezogenes Reibungssignal zu benutzen, das durch folgende Beziehungen definiert ist:

f =f _max , wenn |v ||V _T |; und
f =f _max · e ^-t/T , wenn |v |<|V _T |;

wobei

f _max =bezogener Reibungssignalmaximalwert
V =Walzspaltänderungsgeschwindigkeit
V _T =Walzspaltänderungsgeschwindigkeitsschwellenwert
t =Zeit, die verstrichen ist, seit |v | unter |V _T | abfiel
T =Reibungsabnahmezeitkonstante
f =bezogenes Reibungssignal
e =mathematische Konstante.

Änderung in der Zugspannung werden zwar Änderungen in f₁ und deshalb in f verursachen, es ist jedoch im allgemeinen zulässig, Zugspannungsänderungen außer Betracht zu lassen, so daß es der On-Line-Abschätzprozedur überlassen bleibt, Einstellungen zur Berücksichtigung von Zugspannungsänderungseffekten vorzunehmen.

Fig. 4 ist wie erwähnt eine logische Beschreibung der gemäß der Erfindung auszuführenden Operationen. Dem Fachmann ist ohne weiteres klar, daß diese Funktionen entweder durch eine analoge Schaltungsanordnung oder durch eine Datenverarbeitungsanlage mit vergleichbaren Ergebnissen erfüllt werden könnten. Es wird jedoch angenommen, daß im heutigen Stand der Technik eine Datenverarbeitungsanlage oder ein digitales System vorzuziehen ist, wobei in diesem Fall klar ist, daß die beiden Signale S _o und F _s sowie die Reibungssignale f digitalisiert werden müßten.

Claims (13)

1. Verfahren zur Dickenregelung an einem Walzgerüst, nach dem in Abhängigkeit eines abgefühlten Kraftsignals, das die abgefühlte Walzentrennkraft darstellt, welche durch das Hindurchführen von Walzgut zwischen den Walzen verursacht wird, der Walzspalt eingestellt wird, gekennzeichnet durch

• a) Bilden eines Reibungssignals, das die Reibungskräfte darstellt, die bei Bewegung der Walzen im Walzgerüst auftreten;
• b) Verknüpfen des Reibungssignals und des abgefühlten Kraftsignals in Abhängigkeit von der Richtung und der Größe der Geschwindigkeit der Änderung des Walzspalts, um ein korrigiertes Kraftsignal zur Verwendung in der Dickenregeleinrichtung beim Steuern des Walzspalts zu liefern.

2. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Verknüpfung des Reibungssignals und des Kraftsignals nur ausgeführt wird, wenn die Größe des Geschwindigkeitssignals einen Schwellenwert übersteigt.

3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß bei einem Walzgerüst, welches die Einrichtung zum Einstellen des Walzspalts und die Einrichtung zum Abfühlen der Walzentrennkraft auf derselben Seite des Walzspalts hat, das Reibungssignal von dem Kraftsignal subtrahiert wird, wenn der Walzspalt verkleinert wird, und das Reibungssignal zu dem Kraftsignal addiert wird, wenn der Walzspalt vergrößert wird.

4. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß bei einem Walzgerüst, welches die Einrichtung zum Einstellen des Walzspalts und die Einrichtung zum Abfühlen der Walzentrennkraft auf entgegengesetzten Seiten des Walzspalts hat, das Reibungssignal zu dem Kraftsignal addiert wird, wenn der Walzspalt verkleinert wird, und das Reibungssignal von dem Kraftsignal subtrahiert wird, wenn der Walzspalt vergrößert wird.

5. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Reibungssignal gebildet wird, indem die Differenz in den Walzentrennkraftsignalen gemittelt wird, die während des Öffnens und Schließens bei einer Geschwindigkeit, die über einer vorbestimmten Größe liegt, ohne daß sich Walzgut zwischen den Walzen befindet, gewonnen werden.

6. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Reibungssignal gebildet wird durch Verknüpfen des Mittelwerts der Kraftsignale, die gewonnen werden, während sich der Walzspalt mit einer Geschwindigkeit, die einen Schwellenwert übersteigt, schließt, mit dem Mittelwert der Kraftsignale, die gewonnen werden, während sich der Walzspalt mit einer Geschwindigkeit, die einen Schwellenwert übersteigt, öffnet, und zwar während einer vorbestimmten Zeitspanne, in der Walzgut gewalzt wird.

7. Verfahren nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Reibungssignal f₁ gemäß folgender Beziehung gebildet wird: wobei:
N _d =Anzahl der Abtastungen in Schließrichtung
N _w =Anzahl der Abtastungen in Öffnungsrichtung
F _i =abgefühlte Kraftsignalwerte
v =Walzspaltänderungsgeschwindigkeit
V _T =Walzspaltänderungsgeschwindigkeitsschwellenwert.

8. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Reibungssignal einen Wert hat, der dem Wert der abgefühlten Walzentrennkraft zuzuschreiben ist.

9. Verfahren nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Reibungssignal als das Produkt des bezogenen Mittelwerts der Kraftsignale, die über der vorbestimmten Zeitspanne gewonnen werden, und des Mittelwerts der Kraftsignale definiert ist.

10. Verfahren nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, verwendet wird, das durch folgende Beziehung bestimmt wird: wobei:
N _d =Anzahl der Abtastungen in Schließrichtung
N _w =Anzahl der Abtastungen in Öffnungsrichtung
F _i =abgefühlte Kraftsignalwerte
V _avg =Mittelwert der abgefühlten Kraftsignale

11. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Reibungssignal einen Wert hat, der eine Funktion des Geschwindigkeitssignals ist.

12. Verfahren nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Beziehung zwischen dem Reibungssignal und dem Geschwindigkeitssignal durch folgende Randbedingungen bestimmt wird. f =f _max , wenn |v ||V _T |
f =f _max · e ^-t/T , wenn |v |<|V _T |wobeif _max =bezogener Reibungssignalmaximalwert
V =Walzspaltänderungsgeschwindigkeit
V _T =Walzspaltänderungsgeschwindigkeitsschwellenwert
t =Zeit, die verstrichen ist, seit |v | unter |V _T | fiel
T =Reibungsabnahmezeitkonstante
f =bezogenes Reibungssignal
e =mathematische Konstante.

13. Verfahren nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß anstelle des Reibungssignals f₁ ein bezogener Reibungssignalmaximalwert f _max verwendet wird, der gemäß folgender Beziehung bestimmt wird: wobeiF _avg =Mittelwert der abgefühlten Kraftsignale.