EP1269131B1 - Vermeidung von selbsterregten ratterschwingungen in walzanlagen - Google Patents

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EP1269131B1
EP1269131B1 EP00941881A EP00941881A EP1269131B1 EP 1269131 B1 EP1269131 B1 EP 1269131B1 EP 00941881 A EP00941881 A EP 00941881A EP 00941881 A EP00941881 A EP 00941881A EP 1269131 B1 EP1269131 B1 EP 1269131B1
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EP
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rolling
resistance
oscillation
resistance generator
roll
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EP00941881A
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Oskar Bschorr
Hans-Joachim Raida
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ArcelorMittal Dofasco Inc
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Dofasco Inc
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    • B21—MECHANICAL METAL-WORKING WITHOUT ESSENTIALLY REMOVING MATERIAL; PUNCHING METAL
    • B21B—ROLLING OF METAL
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    • B21B37/007—Control for preventing or reducing vibration, chatter or chatter marks
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B21—MECHANICAL METAL-WORKING WITHOUT ESSENTIALLY REMOVING MATERIAL; PUNCHING METAL
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    • B21B27/00—Rolls, roll alloys or roll fabrication; Lubricating, cooling or heating rolls while in use
    • B21B27/02—Shape or construction of rolls
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B21B2203/00—Auxiliary arrangements, devices or methods in combination with rolling mills or rolling methods
    • B21B2203/04—Brakes
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B21B—ROLLING OF METAL
    • B21B2203/00—Auxiliary arrangements, devices or methods in combination with rolling mills or rolling methods
    • B21B2203/44—Vibration dampers

Definitions

  • the object of the invention is the z. B. chatter marks occurring during the cold rolling of sheet steel to exclude.
  • chatter marks occurring during the cold rolling of sheet steel to exclude.
  • the Basic vibrations add periodic vibrations and grow exponentially.
  • the rolling stock suffers from a reduction in quality. This leads to waste and also damage the rolling mill.
  • Even with weak chatter instability there are so-called thickness and / or Form waves.
  • the same chattering phenomena also occur with the other rolled products on, even when rolling paper, as well as when rolling ribbons and wires.
  • the vertical forces and deflections occurring on the work roll are F 1 and x 1 , in the horizontal direction F2 and x2 and the moments and angles of rotation are T 5 and ⁇ 5 .
  • the forces and deflections (deflection speed) on the incoming goods are F4 and x 4 (x ⁇ 4 ) and on the outgoing goods F 3 and x 3 (x ⁇ - 3 ) .
  • the moments and angles of rotation T 6 , ⁇ 6 and T 7 , ⁇ 7 also occur on the rolling stock in the immediate vicinity of the rolling location.
  • the rolling system 10 can be reduced in terms of vibration to the individual modes n , consisting of the modal mass M n , the modal damping D n and the modal spring C n .
  • each mode n forms a closed, single-path oscillator.
  • the same equivalent circuit diagram also applies to rotary modes with the rotation angles wink.
  • a resistance roll 34 is coupled to the support roll 32 and rotates due to the pressure With. Their axis of rotation is parallel to the other axes and lies in the central plane.
  • the resistance roller 34 consists of a plastic with high internal damping, for example of polyurethane, and has a spectral resistance in the x 1 direction, at the critical chatter frequency this is R.
  • symmetry of the rollers above and below the rolling stock 33 is assumed; hence the factor 2.
  • the damping D 1 summarizes the natural internal friction losses, which can be determined from a reverberation measurement on the stationary roll stand 30.
  • FIGS. 4 to 9 show different embodiments for damping with a resistance R.
  • a roll stand 40 again consists of work and support rolls 41 and 42 and the rolling stock 43. The resistance is applied here, comparable to FIG. 3, by two resistance rolls 44 acting on the work roll 41.
  • the resistance roller 44 is also designed for torsional vibrations and has the rotational resistance R 5 .
  • the mass moment of inertia ⁇ 5 is made up of the sum of work and support rolls 41 and 42.
  • C 5 dT 5 / d ⁇ 5 acts as a torsion spring for the specified operating condition, characterized by the index () 0 by the rolling speed ⁇ 0 , rolling force F (h 0 ) , tapering h 0 and working torque T 50 .
  • the resistance roller 54 acting on a roller 51 does not consist of a homogeneous one Plastic, but from an annular layering of steel and plastic.
  • this stratification can be described as a quasi-homogeneous waveguide describe and mark again with a resistance R. Thanks to the higher mass, greater structural freedom, resonance enables higher resistance densities to be achieved, so that a continuous cylinder roller is not necessary and individual roller disks are sufficient.
  • the contact line must have a high Hertzian spring constant. This is achieved if the outer jacket of the resistance roller 54 is also made of steel.
  • the resistance roller 54 is designed as a resonator, it can be expedient be to dimension the spring constants of the Hertzian contact line so that the Hertzian Spring constant and the roller mass a resonator with the required resonance frequency result.
  • the advantage of this solution is that the Hertzian spring constant due to the contact pressure and so that the resonance frequency can be adjusted.
  • the resistance sensor 64 is mounted inside the support roller 62.
  • a resistance sensor 74 consisting of concentric steel / plastic layers.
  • FIGS. 8 and 9 show fixed resistors 84 and 94 which act on the rollers 81 and 91.
  • the resistance body 84 is coupled by a slide bearing shell 86 and is able to suppress vibrations perpendicular to the bearing.
  • the resistance R is actively generated.
  • a sensor 95 records the oscillation speed x ⁇ of the roller 91 and a force F proportional x ⁇ is transmitted electrodynamically to the roller 91 in the resistance transducer 94.
  • Fanned mode vibrations can also occur in the rolling stock itself.
  • a resistance roller 104 with a resistance R acts on the rolling stock 103 in FIG. 10.
  • the principle of action is identical to the resistance rollers described in FIG. 3.
  • the resistance R must in particular be adapted to the impedance of the rolling stock.
  • an impedance jump acts as a reflector, but if resistance is the same, a maximum of vibration energy is withdrawn from the vibration system.
  • an active resistance transmitter 114 is used, controlled by the signal x ⁇ of the fast sensor 115, to generate a resistance R.
  • the embodiment according to FIG. 12 is suitable for damping transverse bending vibrations in the rolling stock 123.
  • a perforated plate 124 is brought near the rolling stock 123, so that the air friction in the perforations acts as a damper with a resistance R that can be set in terms of construction.

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Description

Gegenstand der Erfindung ist es, die z. B. beim Kaltwalzen von Stahlblech auftretenden Rattermarken (engl. Chatter) auszuschließen. Bei ungünstigen Betriebszuständen treten über die Grundvibrationen hinaus periodische Schwingungen auf und wachsen exponentiell an. Dadurch erleidet das Walzgut Qualitätsminderung. Dies führt zu Ausschuß und auch zu einer Beschädigung der Walzanlage. Auch bei schwacher Ratterinstabuilität kommt es zu sog. Dicken- und / oder Formwellen. Dieselben Ratterphänomene treten neben Stahl auch bei den anderen Walzgütern auf, auch beim Walzen von Papier, ebenso beim Walzen von Bändern und Drähten.
Um eine Schwingungsanfachung als Ursache des Rattern zu vermeiden, gibt es an Stütz- oder Arbeitswalze angebrachte Bremsen. Dabei wird unterstellt, daß eine Walzenreibung auch die Walzenschwingungen dämpft. Daß diese Vorstellung im allgemeinen Fall nicht zutrifft, beweist das lästige und auch gefährliche Bremsenquietschen. Bekanntlich handelt es sich hier um eine gerade durch Bremsung verursachte, sog. selbsterregte Schwingung, deren Schwingungsenergie letztlich der Bremsvorgang liefert. Selbsterregung wird hier durch einen degressiven Reibkoeffizienten verursacht; d. h. wenn die Reibkraft F mit größer werdender Reibgeschwindigkeit v abnimmt, also dF/dν < 0 negativ wird. -Daß eine solche Bremsung nicht zufriedenstellend ist, zeigt auch der Umstand, daß die meisten Walzanlagen mit einer automatischen Schwingungsüberwachung ausgerüstet sind, Bei Überschreiten eines bestimmten Schwingungspegels wird ein Walzparameter verändert, - meist wird die Walzgeschwindigkeit heruntergefahren ― um aus dem kritischen Betriebsbereich zu kommen. Auch ein solches sekundäres Verfahren kann nicht befriedigen, da es nicht die primären Ursachen beseitigt. Aus diesem Grunde, und wegen der großen wirtschaftlichen Bedeutung wurde ein europäisches Forschungsprogramm gestartet, um die Ursachen und vor allem Abhilfe gegen das gefürchtete Ratterphänomen zu finden. Neben der Bremsung sind noch weitere Verfahren zur Vermeidung oder Minimierung von Ratterschwingungen bekannt. So wird in GB-A-1036922 vorgeschlagen, Walzenschwingungen dadurch zu verhindern, daß ein walzenförmiger Schwingungsabsorber verwendet wird, der eine dünne, harte Aussenschicht (z.B. Stahl) besitzt und unter dieser eine weichere, schwingungsdämpfenden Schicht (z.B. Gummi) besitzt, während der restliche Walzenkörper massiv ist. Die weiche, dämpfende Schicht bewirkt dabei eine Schwingungsentkopplung. Die mit dieser Anordnung zu erzielende Dämpfung ist jedoch gering. In US-A-3111894 wird beschrieben, wie durch den Anpressdruck von Walzen das Vibrationsverhalten einer Walzanlage beeinflußt wird, d.h. die Eigenfrequenzen werden verschoben. Weiterhin wird eine Walze beschrieben, die außen eine Gummischicht besitzt und dadurch die Schwingungen angekoppelter Walzen dämpfen soll. Wie bereits oben erwähnt, bewirkt eine Gummischicht in erster Linie eine Schwingungsentkopplung. Die Dämpfungswirkung einer solchen Maßnahme ist gering.
Aufgabe der Erfindung ist es, die Selbsterregung von Schwingungen in Walzanlagen a priori auszuschalten. Diese Aufgabe wird gemäß Anspruch 1 durch den Einbau von Resistanzgebem in die Walzanlage gelöst. Der Einbauort bestimmt sich durch die Lage der rückgekoppelten Resonanzschwingungen neigenden Schwingungsmode. Technische Ausführungen von Resistanzgebem sind die Schwingungsabsorber, z.B. beschrieben in der VDI-Richtlinie 2737, Blatt 1.(1980) und die Resonanztilger. Schwingungsabsorber haben einen spektral einstellbaren Resistanzverlauf. Vorteilhaft sind Resistanzgeber die in mehreren Translations- und Rotationsfreiheitsgraden wirksam sind. Geeignet dazu sind Schwingungsabsorber in Schichtbauweise, wie an sich aus DE-A-2412672 und DE-A-3113268 bekannt sind. Resonanztilger dagegen wirken nur bei ihrer Resonanzfrequenz und sind dort einzusetzen wo die Ratterfrequenz genau bekannt und konstant ist. Über diesen Stand der Technik hinaus ist es vorteilhaft, die Resistanzgeber walzenförmig und mitrotierend auszubilden. Damit kann eine möglichst nahe und möglichst harte Ankopplung der Resistanz des Resistanzgebers an das Walzzentrum in der die Walzenergie in Verformungsarbeit umgesetzt wird, um instabile Zustände mit Walzkräften und -momenten mit degressivem Kraftverlauf zu stabilisieren. Noch im Entwicklungsstadium befinden sich aktive Resistanzgeber, nach den bekannten Regeln der Antischalltechnik.- Der Erfindungsgegenstand ist anhand verschiedener Beispiele näher ausgeführt. Es zeigen
Fig. 1
Walzprozess, Bezeichnungen.
Fig. 2
Modales Ersatzsystem
Fig. 3 bis 5
Resistanzwalzen zur Schwingungsstabilisierung.
Fig. 6 und 7
Mitrotierende Resistanzkörper zur Schwingungsstabilisierung
Fig. 8 und 9
Feststehende Resistanzgeber.
Fig. 10 bis 12
Auf das Walzgut einwirkende Resistanzkörper.
Bei der Beschreibung werden folgende Bezeichnungen vereinbart (X = Nummer der Figur):
X0 =
Walzanlage, Walzgerüst;
X1,X2 =
Walzen;
X3 =
Walzgut;
X4 =
Resistanzwalze, -körper, -geber
X5 =
Sensor zur Steuerung eines aktiven Resistanzgebers
X6 =
Kopplungsglied.
Fig. 1 zeigt eine typische Walzanlage 10 in der das Walzgut 13 durch zwei Arbeitswalzen 11 (und 11'), die durch zwei Stützwalzen 12 gehalten, von der Wandstärke hein um den Betrag h auf die Wandstärke hausl gewalzt wird; h = heinl - hausl . Die an der Arbeitswalze auftretenden, vertikalen Kräfte und Auslenkungen sind F1 und x1 , in horizontaler Richtung F2 und x2 und die Momente und Drehwinkel sind T5 und ϕ 5 . Die Kräfte und Auslenkungen (Auslenkungsgeschwindigkeit) am einlaufenden Gut sind F4 und x4 (x ˙4) und am auslaufenden Gut F3 und x3 (x ˙-3). Im allgemeinen Fall treten am Walzgut im unmittelbarer Nähe am Walzort auch die Momente und Drehwinkel T6, ϕ6 und T7 , ϕ 7 auf. Nach der bekannten Theorie der Modalanalyse kann die Walzanlage 10 schwingungstechnisch auf die einzelnen Moden n reduziert werden, bestehend aus der modalen Masse Mn , der modalen Dämpfung Dn und der modalen Feder Cn . Entsprechend der Fig. 2 bildet jede Mode n einen abgeschlossenen, einläufigen Schwinger. Dasselbe Ersatzschaltbild gilt sinngemäß auch für Drehmoden mit den Drehwinkeln ϕ. Entscheidend für die Stabilität der Modenschwingung ist der Betrag und das Vorzeichen des differentiellen Erregerfaktors En = dFn /dx ˙n . (x ˙n = dx ˙n /dt = Geschwindigkeit,
Figure 00020001
= Beschleunigung). Bei positivem Vorzeichen wirkt E wie eine Resistanz und dämpft, bei negativem Vorzeichen handelt es sich um einen Schwingerreger. Bei Überwiegen der natürlichen Dämpfung, d. h. bei D + E > 0 handelt es sich um eine stabiles Schwingsystem mit einer sich exponentiell verkleinernden Schwingung x. Bei Überwiegen eines negativen Anregungsfaktors E d. h. bei D + E < 0 dagegen, wächst die Schwingung exponentiell an. Diese Selbsterregung verursacht bei den ungekoppelten einläufigen Modenschwingern einen Rattereffekt. Mit der Kopplung von zwei Moden n und m mit dem Erregergliedern Emn = dFm /dx ˙n können ebenfalls selbsterregte Ratterschwingungen auftreten. In Fig. 4 ist dazu die Ausgangsgleichung angegeben.
Nach der Aufgabenstellung und der Lösung interessieren hier lediglich die schwingungsdynamischen Kräfte F und Ausschläge x. (Die Momente und Drehwinkel sind darin eingeschlossen.) Die konstanten Werte wie die Walzkraft F(h0) und die Sollwalzgeschwindigkeit ν 0 sind bei der Aufstellung der modalen Ersatzschaltbilder nach Fig.2 wegtransformiert. Auch sollen hier die durch Inhomogenitäten hervorgerufenen Störkräfte und deren zwangserregte Schwingungen außer Betracht bleiben. Das relevante Problem ist hier die selbsterregte Schwingung, also die Frage ob die einzelnen Schwingungsmoden stabil sind und wie groß die Resistanz R der einzusetzenden Resistanzgeber sein muß, damit der Gesamtwert D + E + R > 0, also positiv ist.
Fig. 3 zeigt ein Walzgerüst 30 bestehend aus Arbeitswalzen 31 (und 31'), Stützwalze 32 und dem Walzgut 33. Um selbsterregte Schwingungen in vertikaler x1 - Richtung zu verhindern, ist an die Stützwalze 32 eine Resistanzwalze 34 angekoppelt und dreht aufgrund der Anpressung mit. Deren Drehachse ist parallel zu den anderen Achsen und liegt in der Mittelebene. Die Resistanzwalze 34 besteht aus einem Kunststoff mit hoher innerer Dämpfung, z.B. aus Polyurethan und hat in x1 - Richtung eine spektrale Resistanz, bei der kritischen Ratterfrequenz beträgt diese R. Als schwingungstechnisches Ersatzschaltbild wird Fig. 2 herangezogen, speziell der Fall n = 1. Da Arbeits- und Stützwalze 31 und 32 über deren Kontaktlinie hart gekoppelt sind, schwingen diese im relevanten unteren Frequenzbereich konphas, sodaß als Modenmesse M1 praktisch die Massensumme beider Wellen 31 und 32 angesetzt werden kann. Die maßgebende Federkonstante C1 = dF1 /dx1 wird durch die Verjüngung des Walzgutes bestimmt: Ist eine Walzkraft F(h) notwendig, um eine Verjüngung h = heinl - hausl bei den Walzparametern ν = ν0 (ν = Walzgeschwindigkeit ) und h = h0 zu erreichen, so ist C1 = 2dF(h)/dh. Hierbei ist Symmetrie der Walzen ober- und unterhalb des Walzgutes 33 unterstellt; deshalb auch der Faktor 2. Größenordnungsmäßig läßt sich die Federkonstante auch abschätzen nach C1 = 2F(h)/h; dieser Wert entspricht der mittleren Federsteifigkeit. Die plastische Verformung des Walzgutes um h durch eine Kraft F(h) kann nur deshalb als elastische Federung beschrieben werden, da das Walzgut ständig mit der Geschwindigkeit ν nachgeführt wird. (Bei einer stehenden Walze mit ν=0 gilt diese Beschreibung nicht.) Unter der Dämpfung D1 sind die natürlichen inneren Reibungsverluste zusammengefaßt, diese kann aus einer Nachhallmessung am ruhenden Walzgerüst 30 bestimmt werden. Der für die Schwingungsstabilität kritische Größe ist der Erregerterm E1 = dF1 /dx ˙1 ; insbesondere besteht bei einem negativen Wert - bei einem degressivem WalzkraAveriauf - die Gefahr einer Schwingungsanfachung. Die maßgebende Schwingungsgleichung für die Mode n = 1 lautet:
Figure 00030001
Die Integration liefert eine x1 - Schwingung mit der Kreisfrequenz ω10 und dem Exponentialfaktor exp (-ηω10t). Die statische Verformung aufgrund der konstanten Walzlast F(h0) ist hier weggelassen.
Figure 00030002
Das Vorzeichen des Verlustfaktors η bestimmt die Stabilität der Schwingung. Bei einem positivem Wert verkleinert sich infolge Dämpfung die Schwingamplitude. Bei negativem Vorzeichen kommt es zu einem (theoretisch exponentiellen) Anwachsen einer Resonanzschwingung mit der Frequenz ω 10 und zu einer periodisch wechselnden Walzkraft F1 . Diese verursacht Rattennarken mit periodischen Dickenschwankungen im Walzgut. (Dickenwellen). Durch Zuschaltung der von der Resistanzwalze 34 kommenden Resistanz R = R1 läßt sich eine Selbsterregung verhindern:
Figure 00030003
Angepaßt an die speziellen Einbauverhältnisse und an die Lage der zur Selbsterregung neigenden Schwingungsmode n sind in den Fig. 4 bis 9 unterschiedliche Ausführungsformen zur Dämpfung mit einer Resistanz R dargestellt. In Fig. 4 besteht ein Walzgerüst 40 wieder aus Arbeits- und Stützwalze 41 und 42 und dem Walzgut 43. Die Resistanz wird hier vergleichbar zu Fig. 3 durch zwei auf die Arbeitswalze 41 einwirkende Resistanzwalzen 44 aufgebracht. Diese Anbringung erlaubt wieder die vertikale x1 - Richtung zu dämpfen, im gleichen Maß auch die horizontale x 2 - Richtung und auch die Drehschwingung ϕ 5 . Im letzteren Fall ist die Resistanzwalze 44 auch auf Drehschwingungen ausgelegt und habe die Drehresistanz R5 . Bei einer antisymmetrischen Drehschwingung - wenn die beiden Arbeitswalzen 41 und 41' im Gegensinn schwingen - setzt sich das Massenträgheitsmoment ϕ 5 aus der Summe von Arbeitsund Stützwalze 41 und 42 zusammen. Als Drehfeder wirkt der Term C5 = dT5 /dϕ5 für die vorgegebene Betriebsbedingung, gekennzeichnet durch den Index ( ) 0 durch Walzgeschwindigkeit ν 0 , Walzkraft F(h0), Verjüngung h0 und Arbeitsmoment T 50. Wenn analog dem Beispiel in Fig. 3 die natürliche Eigendämpfung D5 und die zugeschaltete Resistanz R5 den Erregerterm E5 = dT5 /dϕ ˙ 5 kompensieren liegt ein stabiles Schwingsystem vor. Ohne den Einbau der Resistanzwalze 44 dagegen besteht Schwingungsanfachung und es kommt bei der unterstellten antisymmetrischen Schwingmode zu wellenförmigen Rattermarken (Formwellen). Die mehrdimensionale Resistanzwirkung nach Fig. 4 vermag auch die Selbsterregung von zwei gekoppelten Moden n und m auszuschalten (das klassische Beispiel einer gegenseitigen Anregung zweier Moden ist das Flattern von Flugzcugnügeln). Die Schwingunggsgleichung bei einer solchen Modenkopplung lautet:
Figure 00040001
Die linke Gleichungsseite beschreibt den einläufigen Resonanzschwinger der n-te und m-te Mode. Für die Schwingungskopplung und -stabilität maßgebend sind die Erregerglieder Emn = dFm /dxn auf der rechten Seite. Im allgemeinen Fall sind bei Selbsterregung Rattermarken mit kombinierten Dicken- und Formwellen zu erwarten.
In Fig. 5 besteht die auf eine Walze 51 einwirkende Resistanzwalze 54 nicht aus einem homogenen Kunststoff, sondern aus einer ringförmigen Schichtung von Stahl und Kunststoff. Für den relevanten unteren Frequenzbereich läßt sich diese Schichtung als quasihomogenen Wellenleiter beschreiben und wieder durch eine Resistanz R kennzeichnen. Dank der höheren Masse, der größeren konstruktiven Freiheit lassen sich mit Resonanz höhere Resistanzdichten realisieren, sodaß keine durchgehende Zylinderwalze notwendig ist und einzelne Walzenscheiben ausreichen. Um eine gute schwingungsdynamische Ankopplung der Resistanzwalzen 54 an die Walze 51 zu gewährleisten, muß die Kontaktlinie eine hohe Hertzsche Federkonstante aufweisen. Dies wird erreicht, wenn der Außenmantel der Resistanzwalze 54 ebenfalls aus Stahl besteht. Wird dagegen die Resistanzwalze 54 als Resonator ausgelegt, so kann es zweckmäßig sein, die Federkonstanten der Hertzschen Kontaktlinie so zu dimensionieren, daß die Hertzsche Federkonstante und die Walzenmasse einen Resonator mit der geforderten Resonanzfrequenz ergeben. Vorteilhaft bei dieser Lösung ist, daß durch die Anpreßkraft die Hertzsche Federkonstante und damit die Resonanzfrequenz nachgeregelt werden kann.
In Fig. 6 ist der Resistanzgeber 64 im Innern der Stützwalze 62 angebracht. In Fig. 7 befindet sich am Rand der Arbeitswalze 71 ein Resistanzgeber 74, bestehend aus konzentrischen Stahl-/ Kunststoff-Schichten.
Die Ausführungsbeispiele der Fig. 8 und 9 zeigen feststehende Resistanzkörper 84 und 94, die auf die Walzen 81 und 91 wirken. In Fig. 8 ist der Resistanzkörper 84 durch eine Gleitlagerschale 86 angekoppelt und vermag Schwingungen senkrecht zum Lager zu unterdrücken. Im Beispiel der Fig. 9 wird die Resistanz R aktiv generiert. Dazu nimmt ein Sensor 95 die Schwinggeschwindigkeit x ˙ der Walze 91 auf und in dem Resistanzgeber 94 wird - hier - elektrodynamisch eine Kraft F proportional x ˙ auf die Walze 91 übertragen. Dies erfolgt nach dem Prinzip des Linearmotors oder durch eine Wirbelstrombremsung. Für die Steuerung gibt es aus der Antischall-Technik (engl. AVC = active vibration control) bekannte Lösungen. Der Proportionaltätsfaktor von F und x ˙ stellt gerade die Resistanz dar; bekanntlich ist R = F/x ˙.
Auch im Walzgut selbst können angefachte Modenschwingung auftreten. Ein negativer Erregerfaktor E3 = dF3/dx ˙3 (Bezeichnung nach Fig. 1 ) vermag im auslaufenden Walzgut eine longitudinale Resonanz bzw. ein Faktor E5 = dT5/dϕ ˙5 eine Biegewelienresonanz anzuregen. Im weiteren gibt es den Effekt der Modenanfachung: Sind ν und c die Walzgeschwindigkeit und die Wellengeschwindigkeit des Walzgutes, so ist der Anfachungsfaktor µ = (ν/c)2 Dieser kann als "negative Dämpfung", d.h. als Schwingungsgenerator aufgefaßt werden (Vergl. Kritische Schwingungskonzentrationen in komplexen Strukturen. Zeitschrift für Lärmbekämpfung. 45. Jg. März 1998. Springer-Verlag). Um diese Schwingungsinstabilitäten auszuschließen wirkt in Fig. 10 auf das Walzgut 103 eine Resistanzwalze 104 mit einer Resistanz R ein. Das Wirkungsprinzip ist identisch den in Fig. 3 beschriebenen Resistanzwalzen. Zusätzlich ist hier besonders eine Anpassung der Resistanz R an die Impedanz des Walzgutes vorzunehmen. Ein Impedanzsprung wirkt bekanntlich als Reflektor, bei Resistanzgleichheit dagegen wird ein Maximum an Schwingungsenergie dem Schwingsystem entzogen. In Fig. 11 wird vergleichbar zu Fig. 9 ein aktiver Resistanzgeber 114 gesteuert über das Signal x ˙ des Schnellesensors 115 zur Erzeugung einer Resistanz R eingesetzt. Die Ausführung nach Fig. 12 schließlich eignet sich zur Dämpfung von transversalen Biegeschwingungen im Walzgut 123. Dazu wird eine perforierte Platte 124 in die Nähe des Walzgutes 123 gebracht, sodaß die Luftreibung in der Perforationen als Dämpfer mit einer konstruktiv einstellbaren Resistanz R wirkt.

Claims (5)

  1. Vorrichtung zur Stabilisierung von Walzanlagen gegenüber selbsterregten Ratterschwingungen und gegen störende Dicken- und/oder Formwellen im Walzgut durch einen Schwingungsdämpfer gekennzeichnet durch folgende Merkmale:
    a) als Schwingungsdämpfer wird ein walzenförmiger oder walzenscheibenförmiger Resistanzgeber (34,44,54,64,74) verwendet
    b) der Resistanzgeber ist aus mehreren ringförmigen, sich radial abwechselnden Metall- und Kunststoffschichten aufgebaut
    c) der Resistanzgeber wirkt durch seinen Schichtaufbau als radialer quasihomogener Wellenleiter
    d) der Resistanzgeber ist kraft- und/oder momentenschlüssig an eine Walze (X1, X2) oder an ein Walzgut (X3) angekoppelt
    e) der Resistanzgeber ist mitrotierend ausgeführt
    f) am Umfang des Resistanzgeber von der Walze (X1, X2) oder dem Walzgut (X3) eingeleiteten translatorischen und/oder rotatorischen Körperschallschwingungen werden durch den Wellenleiter in einem oder mehreren Schwinungsfreiheitsgraden gedämpft.
    g) die Punkt- und/oder Momentresistanz des Resistanzgebers im Bereich der kritischen Ratterfrequenz wirkt schwingungsdynamisch direkt auf den Walzpunkt mit der plastisehen Verformung des Walzgutes ein und hebt die durch degressive Walzkräfte und/oder - momente verursachte Ratterinstabilität auf.
  2. Vorrichtung zur Stabilisierung von Walzanlagen durch einen Schwingungsdämpfer nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, daß die Kunststoffschichten des Resistanzgebers eine hohe innere Dämpfung besitzen.
  3. Vorrichtung zur Stabilisierung von Walzanlagen durch einen Schwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1-2, dadurch gekennzeichnet, daß der Außenmantel des Resistanzgebers (54) aus Metall besteht.
  4. Vorrichtung zur Stabilisierung von Walzanlagen durch einen Schwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1-3, dadurch gekennzeichnet, daß die Federkonstante der Hertzschen Kontaktlinie und die Masse der Resistanzwalze (54) einen Resonator mit einstellbarer Frequenz ergeben.
  5. Vorrichtung zur Stabilisierung von Walzanlagen durch einen Schwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1-4, dadurch gekennzeichnet, daß der Resistanzgeber (64,74) im Innern der Walze (62) oder am Rand der Walze (71) angebracht ist.
EP00941881A 1999-04-23 2000-04-20 Vermeidung von selbsterregten ratterschwingungen in walzanlagen Expired - Lifetime EP1269131B1 (de)

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DE19918555 1999-04-23
PCT/DE2000/001240 WO2000065319A2 (de) 1999-04-23 2000-04-20 Vermeidung von selbsterregten ratterschwingungen in walzanlagen

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EP1269131A2 EP1269131A2 (de) 2003-01-02
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JP (1) JP2002542944A (de)
AT (1) ATE257586T1 (de)
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BR (1) BR0009988A (de)
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