WO2020239589A1 - Industrieanlage mit einem dämpfungssystem zum dämpfen von schwingungen - Google Patents

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WO2020239589A1
WO2020239589A1 PCT/EP2020/064142 EP2020064142W WO2020239589A1 WO 2020239589 A1 WO2020239589 A1 WO 2020239589A1 EP 2020064142 W EP2020064142 W EP 2020064142W WO 2020239589 A1 WO2020239589 A1 WO 2020239589A1
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hydraulic
vibration damper
industrial plant
vibration
drive unit
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PCT/EP2020/064142
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Rainer Haas
Georg Keintzel
Helmut Kogler
Rudolf Scheidl
Martin WAXENEGGER
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Primetals Technologies Austria GmbH
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    • D—TEXTILES; PAPER
    • D21—PAPER-MAKING; PRODUCTION OF CELLULOSE
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B21—MECHANICAL METAL-WORKING WITHOUT ESSENTIALLY REMOVING MATERIAL; PUNCHING METAL
    • B21B—ROLLING OF METAL
    • B21B37/00—Control devices or methods specially adapted for metal-rolling mills or the work produced thereby
    • B21B37/007—Control for preventing or reducing vibration, chatter or chatter marks

Definitions

  • the invention relates to an industrial plant, comprising a movably mounted body, a fluidic drive unit for moving the movably mounted body and a damping system for damping vibrations of the industrial plant.
  • unwanted vibrations can occur, which under certain circumstances can reduce the service life of individual components of the industrial plant, have a negative effect on the production rate of the industrial display and / or have a negative impact on quality a product processed or manufactured in the industrial facility. If necessary, the vibrations can be so great
  • Vibrations that occur in an industrial plant are often not fully known, so that a prediction of the occurrence of the vibrations is often difficult.
  • An example of self-excited vibrations are the 3rd octave and 5th octave vibrations known in rolling technology.
  • a device for avoiding vibrations in a rolling mill in particular for avoiding 3rd octave and 5th octave vibrations, is for example in the European Patent application EP 1 457 274 A2 disclosed.
  • a controller and a servo valve are used to control a hydraulic cylinder of the rolling mill that is used to adjust the roll gap in such a way that vibrations are avoided.
  • the disadvantage here is that the servo valve must be able to control large volume flows in a highly dynamic manner, which is why the servo valve is expensive and structurally complex.
  • the invention is based on the object of providing an industrial plant of the type mentioned at the outset, in which undesired vibrations of the industrial plant can be avoided or reduced by means of a structurally simple and inexpensive device.
  • the industrial plant according to the invention comprises a movably mounted body, a fluidic drive unit for moving the movably mounted body and a damping system for damping vibrations of the industrial plant.
  • the damping system of the industrial plant according to the invention comprises a fluidic vibration damper which is fluidically connected to the drive unit and has a frequency-dependent damping effect, with a characteristic frequency of the damping effect of the vibration damper being able to be or matched to a vibration frequency of the industrial plant to be damped.
  • the vibration damper is also designed as a dissipative device for dissipating vibration energy from the industrial plant and comprises a hydraulic capacitance, a hydraulic inductance and a hydraulic resistance, which are fluidically connected to one another.
  • the vibration damper includes each of these Components at least once, alternatively several times. The components mentioned do not contain any moving parts, which enables a simple mechanical design and small dimensions of the vibration damper.
  • a dissipative device is understood to mean a device which is set up to dissipate kinetic energy from the system to be vaporized (the industrial plant) and to convert it into thermal energy.
  • the characteristic frequency of the vibration damper cannot be regulated because in this case the vibration damper is used to achieve the desired damping effect can be set from the outset to a certain frequency band within which disturbing vibrations can be dampened.
  • the components mentioned - hydraulic capacities, hydraulic inductances and hydraulic resistances - allow in an advantageous manner an easy to implement tunability of the damping effect of the vibration damper to a vibration frequency to be damped of the industrial plant.
  • the vibration damper does not require a servo valve, which can control large volume flows in a highly dynamic manner. Rather, the vibration damper can consist of the aforementioned structurally simple and robust components, so that a long service life of the vibration damper can be achieved. In addition, the vibration damper is associated with low investment, commissioning and maintenance costs.
  • the degree of damping of the vibration damper can be set by means of the hydraulic resistance, which acts as a dissipative element in the vibration damper.
  • the degree of damping is understood to be the strength of the damping effect of the vibration damper in the frequency band in which the vibration damper dampens disruptive vibrations and thus withdraws kinetic energy from the system to be damped.
  • the strength of the damping effect can be expressed, for example, as the ratio of the vibration amplitudes of the damped system (industrial plant) in the state with activated and deactivated or without vibration damper - considered in each case at the undesired vibration frequency.
  • the strength of the damping effect can also be quantified by the amount of vibration energy removed from the system to be damped.
  • Unwanted vibrations of the industrial plant for example due to physical properties of a product to be processed or manufactured in the industrial plant and / or to a mechanical interaction between said movably mounted body and the product, can be caused in particular on the drive unit and / or on the components of the industrial plant to which the drive unit is attached occur. Due to the fluidic connection of the vibration damper to the drive unit, particularly effective damping can therefore be undesirable
  • Vibrations of the industrial plant can be achieved.
  • fluid is to be understood analogously to the term “hydraulic” in hydraulics and / or analogously to the term “pneumatic” in pneumatics, the term “fluidic” not referring to a specific type of fluid limited or limited to a certain physical state (liquid or gaseous) of a fluid is to be understood.
  • the damping system can be designed in such a way that the characteristic frequency of the damping effect is not changeable, but is fixed.
  • the damping system can be designed without controlled or regulated actuators, which enables a particularly inexpensive implementation of the damping system.
  • the damping system can be designed in such a way that the characteristic frequency of the damping effect can be changed.
  • the damping effect of the vibration damper can be flexibly adapted to the respective operating / production parameters of the industrial plant.
  • the damping system can for example have controlled or regulated actuators.
  • the characteristic frequency of the damping effect can be set on a time scale that is significantly greater than the period of the oscillation to be damped.
  • the characteristic frequency of the damping effect is a natural frequency of the vibration damper.
  • the characteristic frequency is advantageously such that it is to be damped
  • Vibration frequency can be tuned or matched so that in the matched state the characteristic frequency is equal to the vibration frequency to be damped or close to the vibration frequency to be damped. In this way, it can be achieved that the vibration damper dissipates as much vibration energy as possible at the vibration frequency to be damped and thus a strong damping effect of the vibration damper is achieved.
  • the characteristic frequency can be understood as being close to the vibration frequency to be damped if the characteristic frequency is reduced by a maximum of 20% deviates from the vibration frequency of the industrial plant to be damped.
  • the damping effect of the vibration damper corresponds to a damping effect of a low-pass filter.
  • the vibration damper acts as a low-pass filter.
  • the characteristic frequency of the damping effect advantageously corresponds to a low-pass cut-off frequency.
  • the characteristic frequency is preferably such that it is to be damped
  • Vibration frequency can be tuned or matched so that in the tuned state the characteristic frequency is below the vibration frequency to be damped. As a result, it can be sufficient that the vibration frequency to be damped falls within an effective range of the vibration damper functioning as a low-pass filter, in which the vibration damper has a strong damping effect.
  • the low-pass cut-off frequency is, according to the generally accepted definition, a frequency at which the filter effect of the vibration damper decreases by 3 dB.
  • the hydraulic capacity of the vibration damper for the industrial plant is designed as a pressure vessel for receiving liquid from the fluidic connection between the vibration damper and the drive unit.
  • the hydraulic inductance is designed as a pipeline for the passage of liquid from the fluidic connection between the vibration damper and the drive unit and the hydraulic resistance as a throttle or a diaphragm to limit a flow from the fluidic connection between the vibration damper and the drive unit.
  • the characteristic frequency of the damping effect of the vibration damper depends on the length and the diameter of the pipe of the hydraulic inductance, on the volume of the pressure vessel of the hydraulic capacity and on the cross section of the throttle or the orifice hydraulic resistance determined.
  • a construction and implementation of the vibration damper according to the invention is advantageously possible in a flexible manner, since only the dimensions of the components mentioned have to be adapted to the respective requirements. These requirements include the characteristic frequency of the vibration damper (corresponding to the frequency of the industrial plant to be damped) on the one hand and structural conditions at the industrial plant on the other. Since the characteristic frequency of the vibration damper results from the interaction of the components mentioned, there are several degrees of freedom in the dimensioning of the respective component dimensions. As a result, the components can advantageously be adapted to the respective structural requirements of the industrial plant in accordance with the characteristic frequency.
  • the hydraulic capacitance can be connected in series with the hydraulic inductance and the hydraulic resistance.
  • the vibration damper can be fluidically connected to the drive unit of the industrial plant to be damped with the aid of a simple branch line, so that advantageously only a single connection point is required for the vibration damper in the fluidic line system.
  • the hydraulic capacitance, the hydraulic cal inductance and the hydraulic resistance can be connected in parallel to one another.
  • the industrial plant can for example be a reel plant.
  • the movably mounted body of the industrial system can be, for example, a pressure roller for pressing a metal strip against a reel mandrel of the reel system.
  • the industrial plant is a rolling mill.
  • the movably mounted body can in this case, for example, be a roller, in particular a backup roller.
  • the drive unit is preferably attached to a roll stand of the rolling mill.
  • the drive unit of the industrial plant is preferably a hydraulic cylinder for adjusting a position of the movably mounted body.
  • the vibration frequency of the industrial plant to be damped is in a range from 70 Hz to 130 Hz.
  • a further element can be, for example, a T-piece to which a fluid line for supplying a fluid into the housing and / or for discharging a fluid from the housing is connected.
  • the vibration damper is for the industrial plant characterized in that the pipeline of the hydraulic inductance's rule has a length of 200mm to 1500mm and a diameter of 20mm to 70mm and that the pressure vessel of the hydraulic capacity has a volume of 10 liters to 40 liters.
  • the pipeline of the hydraulic inductance's rule has a length of 200mm to 1500mm and a diameter of 20mm to 70mm and that the pressure vessel of the hydraulic capacity has a volume of 10 liters to 40 liters.
  • the hydraulic capacity designed as a pressure vessel, would be much more expensive and it would therefore be much more difficult to accommodate it in a roll stand.
  • a significantly shorter line length of the hydraulic inductance is not feasible due to the mechanical dimensions of a rolling stand, while a longer line length would be possible, but at the expense of a compact design of the vibration damper and the most direct line routing possible.
  • the most direct possible routing of the fluidic connection between the drive unit of the industrial plant and the vibration damper should be aimed for, since every deflection of the liquid flow causes dynamic side effects (e.g. in the form of turbulence), which can cause an undesired deviation of the vibration damper from the desired, parameterized damping behavior.
  • the pressure gradient p c can be assumed to be known, since it depends on the design of the drive unit of the industrial plant and corresponds to an amplitude of the pressure fluctuation caused by the undesired oscillation. Such pressure fluctuations can, however, be detected in a simple manner, for example using pressure sensors in the fluidic drive unit of the industrial plant, and the design of the drive unit is also known. In order to continue to cover the largest possible frequency range and to achieve a maximum damping effect, the volume of the hydraulic capacity should also be selected as large as possible.
  • the drive unit preferably comprises a piston with a piston roof and a piston skirt and a fluid chamber which is subdivided by the piston into a piston roof-side partial chamber and a piston-skirt-side partial chamber.
  • Vibration damper is advantageously fluidically connected to the partial chamber on the piston roof side.
  • Such an arrangement of the vibration damper can particularly effectively dissipate vibration energy of an undesired vibration.
  • the vibrations of the roller set cause the cylinder piston to oscillate due to their rigid mechanical connection with the hydraulic adjusting cylinder. This leads to pressure fluctuations in the piston term pressure chamber of the adjusting cylinder, which according to the invention are damped by the vibration damper, so that as a result of this, the vibration of the roller set is reduced accordingly.
  • the vibration damper can have an adjusting device for adjusting the characteristic frequency.
  • the adjusting device can be, for example, an automatic adjusting device from which the characteristic frequency of the damping effect is automatically set.
  • the adjusting device can be a manual adjusting device in which the characteristic frequency is adjusted manually.
  • the adjusting device comprises a means for changing a hydraulic capacity of the vibration damper, and / or a means for changing a hydraulic inductance of the vibration damper and / or a means for changing a hydraulic resistance of the vibration damper.
  • the adjusting device can have, for example, a displaceably mounted piston and / or a connectable fluid chamber.
  • the adjusting device can, for example, have a pipe unit with a variable length.
  • the adjusting device can be used as a means for changing the hydraulic resistance of the
  • Vibration damper have a throttle valve with an adjustable cross section and / or an adjustable aperture.
  • This configuration of the hydraulic resistance has the advantage that the throttling effect can be set and optimized in a simple manner when the system is started up.
  • the throttle valve or the adjustable orifice must be used for correspondingly large flow rates th of, for example, 300 liters per minute with a pressure gradient p c of 5 bar.
  • hydroaulic capacity “hydraulic resistance” and “hydraulic inductance” are to be understood analogously to the terms “electrical capacity”, “electrical resistance” and “electrical inductance” in an electrical system.
  • the fluidic variables fluid pressure and volume flow correspond to the electrical variables voltage and current strength.
  • the damping system has a sensor unit for detecting the activity of the vibration damper.
  • the damping system can have an analysis unit for evaluating the sensor data generated by said sensor unit.
  • the analysis unit can use the sensor data to determine the causes of vibrations in the industrial plant.
  • the analysis unit can use the sensor data to determine the operating / production parameters for which the damping effect of the vibration damper is particularly strong. From this, operating / production parameters for the industrial plant can be determined in which undesired vibrations of the indus- striestrom avoided or at least significantly reduced.
  • the invention further relates to a damping system for an industrial plant, which has a movably mounted body and a fluidic drive unit for moving the movably mounted body.
  • the damping system comprises a fluidic vibration damper which can be fluidically connected to the drive unit of the industrial plant and has a frequency-dependent damping effect, a characteristic frequency of the damping effect of the vibration damper being tunable or matched to a vibration frequency of the industrial plant to be damped.
  • the vibration damper is designed as a dissipative device for dissipating vibration energy from the industrial plant and comprises a hydraulic capacity, a hydraulic inductance and a hydraulic resistance which are fluidically connected to one another. The degree of damping of the vibration damper can be adjusted by means of the hydraulic resistance.
  • the damping system according to the invention can be provided as part of the industrial plant in the manufacture of a new industrial plant.
  • the damping system according to the invention can be used to retrofit an existing industrial plant with the damping system. In both cases, the damping system makes it possible to avoid or reduce unwanted vibrations in the industrial plant.
  • FIG. 1 shows a schematic representation of a first exemplary embodiment of an industrial plant which comprises a fluidic drive unit and a damping system
  • FIG. 2 shows a schematic sectional illustration of the drive unit and the damping system of the industrial plant from FIG. 1;
  • FIG. 8 shows a schematic representation of a second exemplary embodiment of an industrial plant which comprises a fluidic drive unit and a damping system
  • FIG. 1 shows a first embodiment of an industrial plant 1 in a schematic representation.
  • the industrial plant 1 is a rolling plant for rolling a rolling stock 2, in particular a metal strip.
  • the industrial plant 1 comprises several one behind the other angeord designated roll stands 3, which form a rolling train, wherein in For the sake of simplicity, FIG. 1 shows only one of the roll stands 3.
  • the roll stand 3 shown in FIG. 1 is designed as a so-called four-high roll stand. That is, the roll stand 3 comprises an upper and a lower work roll 4, between which the rolling stock 2 is guided, and an upper and a lower support roll 5, only the upper of the two support rolls 5 being shown in FIG. 1 for the sake of clarity .
  • the invention is not limited to this type of roll stand and can in principle be implemented with other types of roll stands, such as, for example, a duo roll stand or a six-high stand.
  • the upper support roller 5 is movably mounted. To be more precise, the upper backup roller 5 is mounted in such a way that its height position is variable. That is, the upper support roll 5 forms a movably mounted body of the roll stand 3. Since the upper support roll 5 and the upper work roll 4 are in contact with each other during operation of the industrial plant 1, a change in the height position of the upper support roll 5 causes a same change in the height position of the upper work roll 4.
  • the roll stand 3 is equipped with a hydraulic drive unit 6 which is connected to the upper support roll 5.
  • the hydraulic drive unit 6 in the present embodiment is a hydraulic cylinder, in particular a double-acting hydraulic cylinder designed as a differential cylinder.
  • the hydraulic drive unit 6 is used to adjust the height position of the upper support roll 5 and the upper work roll 4 ze. With the help of the hydraulic drive unit 6, the roll gap between the lower and the upper work roll 4 is adjusted.
  • the hydraulic drive unit 6 comprises a housing 7 with a fluid chamber 8 and a housing partially in the fluid chamber 8 arranged piston 9, which has a piston roof 10 and a piston shaft 11 connected to the upper support roller 5.
  • the fluid chamber 8 is divided into a piston roof-side sub-chamber 12 and a piston shaft-side sub-chamber 13.
  • a first fluid line 14 is connected to the piston roof-side partial chamber 12 via which a fluid can be introduced into the piston roof-side partial chamber 12 or via which a fluid can be discharged from the piston roof-side partial chamber 12.
  • This fluid line 14 is connected to a valve 15 for controlling the fluid pressure in the sub-chamber 12 on the piston roof side.
  • a second fluid line 16 is connected to the partial chamber 13 on the piston shaft side.
  • the industrial plant 1 includes a damping system 17 for damping unwanted vibrations of the industrial plant 1, in particular for damping 5th octave vibrations of the industrial plant 1.
  • the damping system 17 includes a hydraulic vibration damper 18, which is hydraulically connected to the hydraulic drive unit 6 .
  • the vibration damper 18 has a frequency-dependent damping effect, with a characteristic frequency of the damping effect being matched to a vibration frequency of the industrial plant 1 to be damped.
  • the characteristic frequency of the damping effect is a natural frequency of the vibration damper 18.
  • the vibration frequency to be damped can be in the range of 500-800 Hz, for example.
  • FIG. 1 shows the vibration damper 18 in a schematic manner
  • the basic structure of the vibration damper 18 can be seen in FIG.
  • the vibration damper 18 comprises an element 19 acting as a hydraulic capacitance, an element 20 acting as a hydraulic inductance and an element 21 acting as a hydraulic resistance.
  • These elements 19, 20, 21 are dimensioned so that said characteristic frequency of the damping effect of the vibration damper 18 (in the present case a natural frequency of the vibration damper 18) is equal to or substantially equal to the vibration frequency of the industrial plant 1 to be damped.
  • the element 19 acting as a hydraulic capacity is a fluid chamber for receiving a compressible fluid, which has a predetermined volume and is filled with a compressible fluid during operation of the industrial plant 1.
  • the element 20 acting as a hydraulic inductance is a pipeline of a predetermined length which is connected to the last-mentioned fluid chamber.
  • the element 21 acting as a hydraulic resistance is a throttle valve.
  • the industrial plant 1 from FIG. 1 comprises several rolling stands arranged one behind the other.
  • the roll stands not shown in FIG. 1 are preferably constructed identically to the roll stand 3 shown in FIG. It is further advantageous if the industrial plant 1 for each their roll stands has their own hydraulic vibration damper of the type described above, which is connected to the hydraulic drive unit of the respective roll stand.
  • 3-7 show basic circuit diagrams of several possible design variants of a vibration damper 18 for a damping system of an industrial plant, in particular a rolling plant.
  • the respective vibration damper 18 comprises an element 19 acting as a hydraulic capacitance, in particular a fluid chamber for receiving a compressible fluid, and an element 21 acting as a hydraulic resistance, in particular a throttle valve.
  • the respective vibration damper 18 in FIG. 3 and FIG. 4 comprises an element 23 acting as a mechanical inductance, such as a slidingly mounted piston.
  • the respective vibration damper 18 comprises an element 19 acting as a hydraulic capacitance, in particular a fluid chamber for receiving a compressible fluid, as well as an element 21 acting as a hydraulic resistance, in particular a throttle valve.
  • the respective vibration damper 18 in FIG. 5 and FIG. 6 comprises an element 20 acting as a hydraulic inductance, in particular a pipeline of a predetermined length.
  • the said elements 19, 20, 23 are connected in series, whereas in the embodiment variant from FIG. 6 the hydraulic induction Activity acting element 20 and acting as a hydraulic counteracting element 21 are connected in parallel to the element 19 acting as a hydraulic capacity.
  • the vibration damper 18 from FIG. 7 comprises an element 19 acting as a hydraulic capacity, in particular a fluid chamber for receiving a compressible fluid, as well as an element 21 acting as a hydraulic resistance, in particular a throttle valve.
  • FIGS. 3-6 each represent an oscillatory system.
  • the variant embodiment of the vibration damper 18 from FIG. 7, on the other hand, represents a system which is not capable of vibration, where the damping effect of the vibration damper 18 corresponds to a damping effect of a low-pass filter.
  • acting as a hydraulic shear resistance element 21 is used to dissipate vibration energy of an undesired vibration.
  • the embodiment variant of the vibration damper 18 from FIG. 5 corresponds to the embodiment variant of the vibration damper 18 from FIG. 2.
  • the embodiment variants from FIGS. 3, 4, 6 and 7 represent alternative vibration dampers 18 which replace the vibration damper 18 of the industrial plant 1 from FIG. 1 and FIG can.
  • FIG. 8 shows a second embodiment of an industrial plant 24 in a schematic representation.
  • the Schwingungsdämp fer 18 is not directly connected to the housing 7 of the hydraulic drive unit 6. Instead, the vibration damper 18 is connected to the housing 7 of the drive unit 6 via a T-piece 25 (not shown in FIG. 8), which is connected between the housing 7 of the drive unit 6 and the first fluid line 14 (see FIG. 9 -11).
  • the vibration damper 18 has an adjustment device 26 for adjusting the characteristic frequency of its damping effect, so that it is possible to set the characteristic frequency of the damping effect of the vibration damper 18 to different frequencies.
  • the adjusting device 26 can in particular be used to change the characteristic frequency of the damping effect during ongoing operation of the industrial plant 24, for example when production / operating parameters of the industrial plant 24 are changed.
  • the damping system 17, of which the vibration damper 18 is a component has a frequency adjustment device 27 for automatically adjusting the characteristic frequency.
  • the frequency adaptation device 27 comprises a sensor unit 28 for measuring a vibration parameter of the industrial plant 24, for example a vibration frequency of the drive unit 6, and a control unit 29 for setting the characteristic frequency as a function of the measured vibration parameter.
  • the control unit of the frequency adaptation device 27 is connected to said sensor unit 28 via an electrical signal line 30 and to the adjustment device 26 of the vibration damper 18 via a further electrical signal line 30.
  • the sensor unit 28 measures the vibration parameter and transmits the measured one Vibration parameters to the control unit 29.
  • the control unit 29 sets - by transmitting appropriate control commands to the adjustment device 26 - the characteristic frequency of the damping effect as a function of the measured vibration parameter. This enables the characteristic frequency of the damping effect of the vibration damper 18 to be automatically matched to a frequency of the industrial plant 24 to be damped, for example to the vibration frequency of the drive unit 6.
  • 9-11 show three possible embodiments of the vibration damper 18 of the industrial plant 24 from FIG. 2 and its hydraulic drive unit 6 in a schematic
  • the adjustment device 26 of the vibration damper 18 comprises a means 31 for changing the hydraulic resistance of the vibration damper 18.
  • Said means 31 comprises a throttle valve with an adjustable cross section (also called an adjusting throttle), which is electrically controlled by the control unit 29 of the Frequency adjustment device 27 is controlled.
  • the adjustment device 26 of the vibration damper 18 includes a means 32 for changing the hydraulic capacity of the vibration damper 18.
  • This means 32 includes a displaceably mounted piston 33, which is partially arranged within a fluid chamber of the vibration damper 18 and for The effective volume of this fluid chamber is set, as is an actuator 34 controllable by the control unit 29, such as a piezo actuator, for setting the position of this piston 33.
  • the adjustment device 26 of the vibration damper 18 comprises a means 35 for changing the hydraulic inductance of the vibration damper 18.
  • This means 35 comprises a device with a fluid Chamber of the vibration damper 18 connected pipe unit 36, the length of which is adjustable, and an actuator not shown in FIG. 11, which is controlled by the control unit 29 and is used to adjust the length of the pipe unit.
  • the pipe unit 36 comprises a first pipe section 37 with a larger pipe diameter and a second pipe section 38 with a smaller pipe diameter, which is partially inserted into the first pipe section 37 and can be displaced relative to the first pipe section 37.
  • a hollow cylinder 39 made of an elastically malleable material is arranged, which serves to adapt the effective seed inner diameter of the first pipe piece 37 to the inner diameter of the second pipe piece 38.
  • the industrial plant 24 from FIG. 8 also comprises several roll stands 3 arranged one behind the other, with only one of the roll stands being shown in FIG. 8 for the sake of simplicity.
  • the control unit 29 of the aforementioned frequency adaptation device 27 can be a common control unit for the multiple roll stands 3 of the industrial plant 24.
  • a separate control unit for controlling the respective adjusting device 26 can be provided for each roll stand of the industrial plant 24.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Industrieanlage (1, 24), umfassend einen beweglich gelagerten Körper (5), eine fluidische Antriebseinheit (6) zum Bewegen des beweglich gelagerten Körpers (5) sowie ein Dämpfungssystem (17) zum Dämpfen von Schwingungen der Industrieanlage (1, 24). Um mittels einer eine konstruktiv einfachen und kostengünstigen Einrichtung eine Vermeidung bzw. Reduzierung unerwünschter Schwingungen der Industrieanlage (1, 24) erreichen zu können, wird vorgeschlagen, dass das Dämpfungssystem (17) einen fluidischen Schwingungsdämpfer (18) mit einer hydraulischen Kapazität (19), einer hydraulischen Induktivität (20) und einem hydraulischen Widerstand (21) aufweist. Der Schwingungsdämpfer (18) ist fluidisch mit der Antriebseinheit (6) verbunden und als eine dissipative Vorrichtung zum Abführen von Schwingungsenergie aus der Industrieanlage (1, 24) ausgestaltet und weist eine frequenzabhängige Dämpfungswirkung auf, wobei eine charakteristische Frequenz der Dämpfungswirkung des Schwingungsdämpfers (18) auf eine zu dämpfende Schwingungsfrequenz der Industrieanlage (1, 24) abstimmbar oder abgestimmt ist.

Description

Beschreibung
Industrieanlage mit einem Dämpfungssystem zum Dämpfen von Schwingungen
Die Erfindung betrifft eine Industrieanlage, umfassend einen beweglich gelagerten Körper, eine fluidische Antriebseinheit zum Bewegen des beweglich gelagerten Körpers sowie ein Dämp fungssystem zum Dämpfen von Schwingungen der Industrieanlage.
In einer Industrieanlage, wie zum Beispiel einer Walzanlage, können unerwünschte Schwingungen auftreten, welche unter Um ständen die Lebens-/Einsatzdauer einzelner Komponenten der Industrieanlage verringern können, sich negativ auf die Pro duktionsrate der Industrieauslage auswirken können und/oder einen negativen Einfluss auf die Qualität eines in der In dustrieanlage verarbeiteten oder hergestellten Produkts haben können. Gegebenenfalls können die Schwingungen so große
Amplituden haben, dass es zu Anlagenschäden kommen kann, wenn nicht umgehend Gegenmaßnahmen, wie zum Beispiel eine Redukti on der Produktionsgeschwindigkeit, getroffen werden.
Prinzipiell wird zwischen fremderregten Schwingungen und selbsterregten Schwingungen unterschieden. Während bei fremd erregten Schwingungen nach den Erregern gesucht werden kann und Gegenmaßnahmen getroffen werden können, sind selbsterreg te Schwingungen oft systemimmanent vorhanden und treten un vermeidlich unter bestimmten Betriebsparametern auf. Die Be triebsparameter, bei denen unerwünschte, selbsterregte
Schwingungen in einer Industrieanlage auftreten, sind oftmals nicht vollständig bekannt, sodass eine Vorhersage des Auftre tens der Schwingungen oft schwierig ist. Ein Beispiel für selbsterregte Schwingungen sind die in der Walztechnik be kannten 3. Oktav- und 5. Oktav-Schwingungen.
Eine Vorrichtung zur Vermeidung von Schwingungen in einer Walzanlage, insbesondere zur Vermeidung von 3. Oktav- und 5. Oktav-Schwingungen, ist beispielsweise in der europäischen Patentanmeldung EP 1 457 274 A2 offenbart. Bei dieser Vor richtung wird mithilfe eines Reglers und eines Servoventils ein zum Einstellen des Walzspalts verwendeter Hydraulikzylin der der Walzanlage derart angesteuert, dass die Entstehung von Schwingungen vermieden wird. Nachteilig ist dabei, dass das Servoventil hochdynamisch große Volumenströme steuern können muss, weshalb das Servoventil teuer und konstruktiv komplex ist.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Industrieanla ge der eingangs genannten Art bereitzustellen, bei der uner wünschte Schwingungen der Industrieanlage mittels einer kon struktiv einfachen und kostengünstigen Einrichtung vermieden oder reduziert werden können.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß gelöst durch eine Indust rieanlage nach Anspruch 1.
Bevorzugte Ausgestaltungen der erfindungsgemäßen Industriean lage sind Gegenstand der abhängigen Ansprüche sowie der nach folgenden Beschreibung.
Die erfindungsgemäße Industrieanlage umfasst einen beweglich gelagerten Körper, eine fluidische Antriebseinheit zum Bewe gen des beweglich gelagerten Körpers sowie ein Dämpfungssys tem zum Dämpfen von Schwingungen der Industrieanlage. Das Dämpfungssystem der erfindungsgemäßen Industrieanlage umfasst einen fluidischen Schwingungsdämpfer, der fluidisch mit der Antriebseinheit verbunden ist und eine frequenzabhängige Dämpfungswirkung aufweist, wobei eine charakteristische Fre quenz der Dämpfungswirkung des Schwingungsdämpfers auf eine zu dämpfende Schwingungsfrequenz der Industrieanlage abstimm bar oder abgestimmt ist. Der Schwingungsdämpfer ist weiterhin als eine dissipative Vorrichtung zum Abführen von Schwin gungsenergie aus der Industrieanlage ausgestaltet und umfasst eine hydraulische Kapazität, eine hydraulische Induktivität und einen hydraulischen Widerstand, die miteinander fluidisch verbunden sind. Der Schwingungsdämpfer umfasst jede dieser Komponenten zumindest einmal, alternativ auch mehrfach. Die genannten Komponenten enthalten keine bewegten Teile, was ei ne einfache mechanische Konstruktion sowie klein bauliche Ab messungen des Schwingungsdämpfers ermöglicht.
Unter einer dissipativen Vorrichtung wird eine Vorrichtung verstanden, die eingerichtet ist, kinetische Energie aus dem zu bedampfenden System (der Industrieanlage) abzuführen und in Wärmeenergie umzuwandeln.
Wenn die zu dämpfende Schwingungsfrequenz der Industrieanlage bekannt ist und sich während des Betriebes nicht wesentlich ändert, beispielsweise um weniger als +5%, kann auf eine Re gelung der charakteristischen Frequenz des Schwingungsdämp fers verzichtet werden, da in diesem Fall der Schwingungs dämpfer zur Erzielung der gewünschten Dämpfungswirkung von vornherein auf ein bestimmtes Frequenzband, innerhalb welchem störende Schwingungen abgedämpft werden können, eingestellt werden kann. Die genannten Komponenten - hydraulische Kapazi täten, hydraulische Induktivitäten und hydraulischen Wider stände - ermöglichen in vorteilhafter Weise eine einfach zu realisierende Abstimmbarkeit der Dämpfungswirkung des Schwin gungsdämpfers auf eine zu dämpfende Schwingungsfrequenz der Industrieanlage .
Weiterhin benötigt der Schwingungsdämpfer kein Servoventil, welches hochdynamisch große Volumenströme steuern kann. Viel mehr kann der Schwingungsdämpfer aus den genannten konstruk tiv einfachen und robusten Komponenten bestehen, sodass eine hohe Lebensdauer des Schwingungsdämpfers erreicht werden kann. Darüber hinaus geht der Schwingungsdämpfer mit niedri gen Investitions- , Inbetriebnahme- und Wartungskosten einher.
Durch die Abstimmbarkeit bzw. Abstimmung der Dämpfungswirkung des Schwingungsdämpfers auf eine zu dämpfende Schwingungsfre quenz kann erreicht werden, dass vom Schwingungsdämpfer ge zielt eine unerwünschte Schwingung mit dieser Schwingungsfre quenz gedämpft wird. Eine Abstimmung der Dämpfungswirkung des Schwingungsdämpfers auf eine zu dämpfende Schwingungsfrequenz kann beispielsweise über eine passend gewählte Dimensionie rung und/oder Anordnung des Schwingungsdämpfers bzw. seiner Komponenten erreicht werden.
Mittels des hydraulischen Widerstandes, der als dissipatives Element im Schwingungsdämpfer wirkt, ist der Dämpfungsgrad des Schwingungsdämpfers einstellbar. Unter dem Dämpfungsgrad wird die Stärke der Dämpfungswirkung des Schwingungsdämpfers in dem Frequenzband verstanden, in dem der Schwingungsdämpfer störende Schwingungen abdämpft und dem zu bedämpfenden System somit kinetische Energie entzieht. Die Stärke der Dämpfungs wirkung kann beispielsweise als Verhältnis der Schwingungs amplituden des bedämpften Systems (Industrieanlage) im Zu stand mit aktiviertem und deaktiviertem bzw. ohne Schwin gungsdämpfer - jeweils bei der unerwünschten Schwingungsfre quenz betrachtet - ausgedrückt werden. Alternativ kann die Stärke der Dämpfungswirkung auch durch die Menge der aus dem zu bedämpfenden System abgeführten Schwingungsenergie quanti fiziert werden.
Unerwünschte Schwingungen der Industrieanlage, die beispiel weise auf physikalische Eigenschaften eines in der Industrie anlage zu verarbeitenden oder herzustellenden Produkts und/oder auf eine mechanische Wechselwirkung zwischen besag tem beweglich gelagerten Körper und dem Produkt zurückzufüh ren sind, können insbesondere an der Antriebseinheit und/oder an den Bauteilen der Industrieanlage, an denen die Antriebs einheit befestigt ist, auftreten. Daher kann durch die flui- dische Verbindung des Schwingungsdämpfers mit der Antriebs einheit eine besonders effektive Dämpfung unerwünschter
Schwingungen der Industrieanlage erreicht werden.
Vorliegend ist der Begriff „fluidisch" analog zu dem Begriff „hydraulisch" in der Hydraulik und/oder analog zu dem Begriff „pneumatisch" in der Pneumatik zu verstehen, wobei der Be griff „fluidisch" nicht als auf eine bestimmte Art von Fluid beschränkt oder auf einen bestimmten Aggregatzustand (flüssig oder gasförmig) eines Fluids beschränkt zu verstehen ist.
Das Dämpfungssystem kann derart ausgebildet sein, dass die charakteristische Frequenz der Dämpfungswirkung nicht verän derlich, sondern fest vorgegeben ist. In diesem Fall kann das Dämpfungssystem ohne gesteuerte oder geregelte Aktuatoren ausgeführt sein, was eine besondere kostengünstige Realisie rung des Dämpfungssystems ermöglicht.
Alternativ kann das Dämpfungssystem derart ausgebildet sein, dass die charakteristische Frequenz der Dämpfungswirkung ver änderlich ist. In diesem Fall kann die Dämpfungswirkung des Schwingungsdämpfers flexibel an die jeweiligen Betriebs-/Pro- duktionsparameter der Industrieanlage angepasst werden. Zur Einstellung der charakteristischen Frequenz kann das Dämp fungssystem zum Beispiel gesteuerte oder geregelte Aktuatoren aufweisen. In bevorzugter Weise ist die charakteristische Frequenz der Dämpfungswirkung auf einer Zeitskala einstell bar, die deutlich größer ist als die Periodendauer der zu dämpfenden Schwingung.
Bei einer bevorzugten Erfindungsvariante ist die charakteris tische Frequenz der Dämpfungswirkung eine Eigenfrequenz des Schwingungsdämpfers. In diesem Fall ist die charakteristische Frequenz vorteilhafterweise derart auf die zu dämpfende
Schwingungsfrequenz abstimmbar oder abgestimmt, dass im abge stimmten Zustand die charakteristische Frequenz gleich der zu dämpfenden Schwingungsfrequenz oder nahe der zu dämpfenden Schwingungsfrequenz ist. Auf diese Weise kann erreicht wer den, dass vom Schwindungsdämpfer möglichst viel Schwingungs energie bei der zu dämpfenden Schwingungsfrequenz dissipiert wird und so eine starke Dämpfungswirkung des Schwingungsdämp fers erreicht wird.
Im Sinne der Erfindung kann die charakteristische Frequenz als nahe der zu dämpfenden Schwingungsfrequenz aufgefasst werden, falls die charakteristische Frequenz um maximal 20% von der zu dämpfenden Schwingungsfrequenz der Industrieanlage abweicht .
Bei einer anderen bevorzugten Erfindungsvariante entspricht die Dämpfungswirkung des Schwingungsdämpfers einer Dämpfungs wirkung eines Tiefpassfilters. Anders ausgedrückt, der
Schwingungsdämpfer wirkt bei dieser bevorzugten Erfindungsva riante als Tiefpassfilter. Die charakteristische Frequenz der Dämpfungswirkung entspricht dabei vorteilhafterweise einer Tiefpass-Grenzfrequenz. In diesem Fall ist die charakteristi sche Frequenz vorzugsweise derart auf die zu dämpfende
Schwingungsfrequenz abstimmbar oder abgestimmt, dass im abge stimmten Zustand die charakteristische Frequenz unterhalb der zu dämpfenden Schwingungsfrequenz liegt. Dadurch kann er reicht werden, dass die zu dämpfende Schwingungsfrequenz in einen Wirkbereich des als Tiefpassfilter fungierenden Schwin gungsdämpfers fällt, in welchem der Schwingungsdämpfer eine starke Dämpfungswirkung hat.
Als Tiefpass-Grenzfrequenz ist vorliegend, gemäß der allge mein üblichen Definition, eine Frequenz zu verstehen, bei welcher die Filterwirkung des Schwingungsdämpfers um 3 dB ab nimmt .
Entsprechend einer weiteren bevorzugten Erfindungsvariante ist die hydraulische Kapazität des Schwingungsdämpfers für die Industrieanlage als ein Druckgefäß zur Aufnahme von Flüs sigkeit aus der fluidischen Verbindung zwischen dem Schwin gungsdämpfer und der Antriebseinheit ausgestaltet. Gleicher maßen sind die hydraulische Induktivität als eine Rohrleitung zum Durchleiten von Flüssigkeit aus der fluidischen Verbin dung zwischen dem Schwingungsdämpfer und der Antriebseinheit ausgestaltet und der hydraulische Widerstand als eine Drossel oder eine Blende zur Begrenzung eines Durchflusses aus der fluidischen Verbindung zwischen dem Schwingungsdämpfer und der Antriebseinheit. Dies ermöglicht vorteilhaft eine Ausge staltung der hydraulischen Kapazität, der hydraulischen In duktivität und des hydraulischen Widerstandes sowie der flui- dischen Verbindung des erfindungsgemäßen Schwingungsdämpfers mit der Antriebseinheit mit einfachen und robusten mechani scher Komponenten.
Weiterhin ist - den Gesetzen der Hydrodynamik folgend - die charakteristische Frequenz der Dämpfungswirkung des Schwin gungsdämpfers von der Länge und von dem Durchmesser der Rohr leitung der hydraulischen Induktivität, von dem Volumen des Druckgefäßes der hydraulischen Kapazität und von dem Quer schnitt der Drossel oder der Blende des hydraulischen Wider stands bestimmt. Eine Konstruktion und Realisierung des er findungsgemäßen Schwingungsdämpfers ist vorteilhaft in fle xibler Weise möglich, da lediglich Abmessungen der genannten Komponenten an die jeweiligen Erfordernisse angepasst werden müssen. Diese Erfordernisse umfassen die charakteristische Frequenz des Schwingungsdämpfers (entsprechend der zu bedämp- fende Frequenz der Industrieanlage) einerseits und bauliche Gegebenheiten an der Industrieanlage andererseits. Da sich die charakteristische Frequenz des Schwingungsdämpfers aus dem Zusammenspiel der genannten Komponenten ergibt, bestehen mehrere Freiheitsgrade in der Dimensionierung der jeweiligen Komponentenabmessungen. Dadurch können die Komponenten in vorteilhafter Weise nach Maßgabe der charakteristischen Fre quenz an die jeweiligen baulichen Anforderungen der Indust rieanlage angepasst werden.
Entsprechend einer bevorzugten Erfindungsvariante kann die hydraulische Kapazität mit der hydraulischen Induktivität und dem hydraulischen Widerstand in Reihe geschaltet sein.
Dadurch kann der Schwingungsdämpfer mit Hilfe einer einfachen Stichleitung fluidisch mit der Antriebseinheit der zu bedämp- fende Industrieanlage verbunden werden, sodass vorteilhaft im fluidischen Leitungssystem nur eine einzige Anschlussstelle für den Schwingungsdämpfer benötigt wird.
Alternativ können die hydraulische Kapazität, die hydrauli sche Induktivität und der hydraulischen Widerstand parallel zueinander geschaltet sein. Die Industrieanlage kann beispielsweise eine Haspelanlage sein. In diesem Fall kann der beweglich gelagerte Körper der Industrieanlage zum Beispiel eine Andrückrolle zum Andrücken eines Metallbandes gegen einen Haspeldorn der Haspelanlage sein .
Bei einer bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung ist die In dustrieanlage eine Walzanlage. Der beweglich gelagerte Körper kann in diesem Fall zum Beispiel eine Walze, insbesondere ei ne Stützwalze, sein. Die Antriebseinheit ist bei dieser Aus gestaltung der Erfindung vorzugsweise an einem Walzenständer der Walzanlage befestigt.
Vorzugsweise ist die Antriebseinheit der Industrieanlage ein Hydraulikzylinder zum Verstellen einer Position des beweglich gelagerten Körpers.
Bei einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung liegt die zu dämpfende Schwingungsfrequenz der Industrieanlage in einem Bereich von 70 Hz bis 130 Hz. In diesem Frequenzbereich ist es möglich, den Schwingungsdämpfer unmittelbar oder unter Zwischenschaltung eines weiteren Elements an das Gehäuse der Antriebseinheit anzuschließen. Ein solches weiteres Element kann zum Beispiel ein T-Stück sein, an welches eine Fluidlei tung zum Zuleiten eines Fluids in das Gehäuse und/oder zum Ableiten eines Fluids aus dem Gehäuse angeschlossen ist. Dies stellt vorteilhaft eine robuste und konstruktiv einfach zu realisierende fluidische Verbindung des Schwingungsdämpfers mit der Antriebseinheit der Industrieanlage dar.
Besonders bevorzugt kann der Hydraulikzylinder zum Einstellen des Walzspalts zwischen den Arbeitswalzen des Walzgerüsts eingerichtet sein, welcher Hydraulikzylinder auch als HGC- Zylinder bezeichnet (HGC = hydraulic gap control) .
Bei einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform der Erfin dung ist der Schwingungsdämpfer für die Industrieanlage dadurch gekennzeichnet, dass die Rohrleitung der hydrauli schen Induktivität eine Länge von 200mm bis 1500mm und einen Durchmesser von 20mm bis 70mm aufweist und dass das Druckge fäß der hydraulischen Kapazität ein Volumen von 10 Litern bis 40 Litern aufweist. Eine derartige Kombination von Dimensio nierungen erlaubt eine sinnvolle anlagentechnische Realisie rung .
Würde das Volumen der hydraulischen Kapazität wesentlich er höht werden, wäre die als Druckgefäß ausgebildete hydrauli sche Kapazität ungleich teurer und eine Unterbringung in ei nem Walzgerüst daher wesentlich schwieriger. Eine deutlich kürzere Leitungslänge der hydraulischen Induktivität ist auf Grund der mechanischen Abmessungen eines Walzgerüstes nicht realisierbar, während eine größere Leitungslänge zwar möglich wäre, jedoch zulasten eines kompakten Designs des Schwin gungsdämpfers und einer möglichst direkten Leitungsführung ginge. Eine möglichst direkte Leitungsführung der fluidischen Verbindung zwischen der Antriebseinheit der Industrieanlage und dem Schwingungsdämpfer ist jedoch anzustreben, da jede Umlenkung des Flüssigkeitsstromes dynamische Nebeneffekte (z.B. in Form von Verwirbelungen) bewirkt, die eine uner wünschte Abweichung des Schwingungsdämpfers vom gewünschten, parametrierten Dämpfungsverhalten verursachen können.
Weiterhin ist bei der Auslegung der Länge und des Durchmes sers der Rohrleitung der hydraulischen Induktivität sowie des Volumens des Druckgefäßes der hydraulischen Kapazität zu be achten, dass die Reynoldszahl der in der fluidischen Verbin dung strömenden Flüssigkeit bei maximalem Volumenstrom unter halb von 2300 bleibt, sodass eine laminare Strömung in der hydraulischen Induktivität gewährleistet ist, um unerwünschte Reibungsverluste der Flüssigkeit zu vermeiden. Es ist somit bei der Dimensionierung der hydraulischen Komponenten zu be achten, dass die Relation
Rey max = (4 ·ra) / (RD· dL· v · n) < 2300 (1) eingehalten wird, mit maximal erlaubte Reynoldszahl der strömenden Flüssigkeit
Pc Druckgefälle der im Schwingungsdämpfer strö menden Flüssigkeit
RD Wert des hydraulischen Widerstands
dL Durchmesser der Rohrleitung der hydraulischen
Induktivität
v kinematische Viskosität der im Schwingungs dämpfer strömenden Flüssigkeit n Kreiszahl 3, 141592...
Das Druckgefälle pc kann als bekannt vorausgesetzt werden, da es von der Auslegung der Antriebseinheit der Industrieanlage abhängt und einer Amplitude der von der unerwünschten Schwin gung hervorgerufenen Druckschwankung entspricht. Derartige Druckschwankungen können jedoch in einfacher Weise beispiels weise über Drucksensoren in der fluidischen Antriebseinheit der Industrieanlage erfasst werden, zudem ist die Auslegung der Antriebseinheit bekannt. Um weiterhin einen möglichst großen Frequenzbereich abzudecken und eine maximale Dämp fungswirkung zu erzielen, sollte zudem das Volumen der hyd raulischen Kapazität möglichst groß gewählt werden.
Vorzugsweise umfasst die Antriebseinheit einen Kolben mit ei nem Kolbendach und einem Kolbenschaft sowie eine durch den Kolben in eine kolbendach-seitige Teilkammer und eine kolben schaft-seitige Teilkammer unterteilte Fluidkammer. Der
Schwingungsdämpfer ist vorteilhafterweise mit der kolbendach seitigen Teilkammer fluidisch verbunden. Durch eine solche Anordnung des Schwingungsdämpfers kann besonders effektiv Schwingungsenergie einer unerwünschten Schwingung dissipiert werden. Im Falle der Ausgestaltung der Industrieanlage in Form einer Walzanlage bewirken die Schwingungen des Walzen satzes auf Grund ihrer starren mechanischen Verbindung mit dem hydraulischen Anstellzylinder ein Schwingen des Zylinder kolbens. Dadurch kommt es zu Druckschwankungen im kolbensei- tigen Druckraum des Anstellzylinders, welche erfindungsgemäß vom Schwingungsdämpfer gedämpft werden, sodass sich infolge dessen auch die Schwingung des Walzensatzes entsprechend re duziert .
Der Schwingungsdämpfer kann eine Verstellvorrichtung zum Ver stellen der charakteristischen Frequenz aufweisen. Bei der Verstellvorrichtung kann es sich beispielsweise um eine auto matische Verstellvorrichtung handeln, von welcher die charak teristische Frequenz der Dämpfungswirkung automatisch einge stellt wird. Alternativ kann die Verstellvorrichtung eine ma nuelle Verstellvorrichtung sein, bei der das Verstellen der charakteristischen Frequenz manuell vorgenommen wird.
In bevorzugter Weise umfasst die Verstellvorrichtung ein Mit tel zum Verändern einer hydraulischen Kapazität des Schwin gungsdämpfers, und/oder ein Mittel zum Verändern einer hyd raulischen Induktivität des Schwingungsdämpfers und/oder ein Mittel zum Verändern eines hydraulischen Widerstands des Schwingungsdämpfers .
Als Mittel zum Verändern der hydraulischen Kapazität des Schwingungsdämpfers kann die Verstellvorrichtung zum Beispiel einen verschiebbar gelagerten Kolben und/oder eine zuschalt- bare Fluidkammer aufweisen. Als Mittel zum Verändern der hyd raulischen Induktivität des Schwingungsdämpfers kann die Ver stellvorrichtung zum Beispiel eine Rohreinheit mit veränder licher Länge aufweisen.
Alternativ oder zusätzlich kann die Verstellvorrichtung als Mittel zum Verändern des hydraulischen Widerstands des
Schwingungsdämpfers ein Drosselventil mit einstellbarem Quer schnitt und/oder eine verstellbare Blende aufweisen. Diese Ausgestaltung des hydraulischen Widerstandes hat den Vorteil, dass bei Inbetriebnahme die Drosselwirkung in einfacher Weise eingestellt und optimiert werden kann. Überdies ist ein ein faches Deaktivieren des Schwingungsdämpfers im Falle einer Reihenschaltung von hydraulischer Induktivität, hydraulischer Kapazität und hydraulischem Widerstand durch Schließen der Drossel- bzw. Blendenöffnung möglich.
Da die auf Grund der unerwünschten Schwingungsfrequenzen ent stehenden variierenden Durchflüsse in der fluidischen Verbin dung zwischen dem Schwingungsdämpfer und der Antriebseinheit der Industrieanlage im zeitlichen Durchschnitt (auf eine Mi nute bezogen) relativ hoch sind, muss das Drosselventil bzw. die verstellbare Blende für entsprechend große Durchflussra ten von beispielsweise 300 Liter pro Minute bei einem Druck gefälle pc von 5 bar geeignet sein.
Die Begriffe „hydraulische Kapazität", „hydraulischer Wider stand" und „hydraulische Induktivität" sind analog zu den Be griffen „elektrische Kapazität", „elektrischer Widerstand" und „elektrische Induktivität" bei einem elektrischen System zu verstehen. Den elektrischen Größen Spannung und Stromstär ke entsprechen dabei die fluidischen Größen Fluiddruck und Volumenstrom. Diese Analogien sind unter anderem aus dem Buch „Grundlagen der Ölhydraulik" (10. Auflage) von Prof. Dr . Dr . W. Backe und Prof. Dr . H. Murrenhoff, dort insbesondere Kapi tel 2.5 und 2.6, sowie aus dem Buch „Grundlagen der Fluid technik - Teil 1: Hydraulik" (1. Auflage) von Prof. Dr . H. Murrenhoff, dort insbesondere Kapitel 2.3.1 bis 2.3.3, be kannt .
Weiterhin kann vorgesehen sein, dass das Dämpfungssystem eine Sensoreinheit zur Erfassung der Aktivität des Schwingungs dämpfers aufweist. Darüber hinaus kann das Dämpfungssystem eine Analyseeinheit zur Auswertung der von besagter Sensor einheit erzeugten Sensordaten aufweisen. Anhand der Sensorda ten können von der Analyseeinheit Ursachen für Schwingungen der Industrieanlage ermittelt werden. Ferner kann von der Analyseeinheit anhand der Sensordaten ermittelt werden, bei welchen Betriebs-/Produktionsparametern die Dämpfungswirkung des Schwingungsdämpfers besonders stark ist. Daraus können Betriebs-/Produktionsparameter für die Industrieanlage be stimmt werden, bei denen unerwünschte Schwingungen der Indu- strieanlage vermieden oder zumindest signifikant reduziert werden .
Die Erfindung betrifft des Weiteren ein Dämpfungssystem für eine Industrieanlage, welche einen beweglich gelagerten Kör per sowie eine fluidische Antriebseinheit zum Bewegen des be weglich gelagerten Körpers aufweist.
Das erfindungsgemäße Dämpfungssystem umfasst einen fluidi- schen Schwingungsdämpfer, der fluidisch mit der Antriebsein heit der Industrieanlage verbindbar ist und eine frequenzab hängige Dämpfungswirkung aufweist, wobei eine charakteristi sche Frequenz der Dämpfungswirkung des Schwingungsdämpfers auf eine zu dämpfende Schwingungsfrequenz der Industrieanlage abstimmbar oder abgestimmt ist. Der Schwingungsdämpfer ist als eine dissipative Vorrichtung zum Abführen von Schwin gungsenergie aus der Industrieanlage ausgestaltet und umfasst eine hydraulische Kapazität, eine hydraulische Induktivität und einen hydraulischen Widerstand, die miteinander fluidisch verbunden sind. Mittels des hydraulischen Widerstandes ist der Dämpfungsgrad des Schwingungsdämpfers einstellbar.
Weiter oben beschriebene Ausführungsformen, Ausführungsde tails und Vorteile können sich auch auf das erfindungsgemäße Dämpfungssystem beziehen. Ferner können Merkmale der abhängi gen Ansprüche mit dem erfindungsgemäßen Dämpfungssystem kom biniert werden.
Das erfindungsgemäße Dämpfungssystem kann bei der Herstellung einer neuen Industrieanlage als Bestandteil der Industriean lage vorgesehen werden. Alternativ kann das erfindungsgemäße Dämpfungssystem dazu genutzt werden, eine bestehende Indust rieanlage mit dem Dämpfungssystem nachzurüsten. In beiden Fällen ermöglicht das Dämpfungssystem, unerwünschte Schwin gungen der Industrieanlage zu vermeiden oder zu reduzieren.
Die oben beschriebenen Eigenschaften, Merkmale und Vorteile der Erfindung sowie die Art und Weise, wie diese erreicht werden, werden klarer und deutlicher verständlich im Zusam menhang mit der folgenden Beschreibung der Ausführungsbei spiele der Erfindung, die im Zusammenhang mit den Figuren nä her erläutert werden.
Es zeigen:
FIG 1 eine schematische Darstellung eines ersten Ausfüh rungsbeispiels einer Industrieanlage, welche eine fluidische Antriebseinheit und ein Dämpfungssystem umfasst ;
FIG 2 eine schematische Schnittdarstellung der Antriebs einheit und des Dämpfungssystem der Industrieanlage aus FIG 1;
FIG 3-7 Prinzipschaltbilder mehrerer möglicher Ausgestal tungsvarianten eines Schwingungsdämpfers für ein Dämpfungssystem;
FIG 8 eine schematische Darstellung eines zweiten Ausfüh rungsbeispiels einer Industrieanlage, welche eine fluidische Antriebseinheit und ein Dämpfungssystem umfasst ;
FIG 9-11 drei mögliche Ausgestaltungen des Dämpfungssystems der Industrieanlage aus FIG 2 und deren Antriebs einheit in einer schematischen Schnittdarstellung.
FIG 1 zeigt ein erstes Ausführungsbeispiel einer Industriean lage 1 in einer schematischen Darstellung.
Bei der Industrieanlage 1 handelt es sich im vorliegenden Ausführungsbeispiel um eine Walzanlage zum Walzen eines Walz guts 2, insbesondere eines Metallbandes.
Die Industrieanlage 1 umfasst mehrere hintereinander angeord nete Walzgerüste 3, die eine Walzstraße bilden, wobei in FIG 1 der Einfachheit halber lediglich eins der Walzgerüste 3 abgebildet ist.
Das in FIG 1 abgebildete Walzgerüst 3 ist als sogenanntes Quarto-Walzgerüst ausgebildet. Das heißt, das Walzgerüst 3 umfasst eine obere und eine untere Arbeitswalze 4, zwischen welchen das Walzgut 2 geführt wird, sowie eine obere und eine untere Stützwalze 5, wobei in FIG 1 einer besseren Übersicht lichkeit halber lediglich die obere der beiden Stützwalzen 5 abgebildet ist. Die Erfindung ist jedoch nicht auf diese Art von Walzgerüst beschränkt und kann grundsätzlich mit anderen Arten von Walzgerüsten, wie zum Beispiel einem Duo-Walzgerüst oder einem Six-High-Gerüst, realisiert werden.
Die obere Stützwalze 5 ist beweglich gelagert. Genauer ge sagt, ist die obere Stützwalze 5 derart gelagert, dass ihre Höhenposition veränderlich ist. Das heißt, die obere Stütz walze 5 bildet einen beweglich gelagerten Körper des Walzge- rüsts 3. Da im Betrieb der Industrieanlage 1 die obere Stütz walze 5 und die obere Arbeitswalze 4 miteinander in Kontakt sind, bewirkt eine Veränderung der Höhenposition der oberen Stützwalze 5 eine gleiche Veränderung der Höhenposition der oberen Arbeitswalze 4.
Ferner ist das Walzgerüst 3 mit einer hydraulischen Antriebs einheit 6 ausgestattet, welche mit der oberen Stützwalze 5 verbunden ist. Bei der hydraulischen Antriebseinheit 6 han delt es sich im vorliegenden Ausführungsbeispiel um einen Hydraulikzylinder, insbesondere um einen als Differenzialzy linder ausgebildeten doppeltwirkenden Hydraulikzylinder. Die hydraulische Antriebseinheit 6 wird dazu genutzt, die Höhen position der oberen Stützwalze 5 sowie der oberen Arbeitswal ze 4 einzustellen. Mithilfe der hydraulischen Antriebseinheit 6 wird somit der Walzspalt zwischen der unteren und der obe ren Arbeitswalze 4 eingestellt.
Die hydraulische Antriebseinheit 6 umfasst ein Gehäuse 7 mit einer Fluidkammer 8 sowie einen teilweise in der Fluidkammer 8 angeordneten Kolben 9, welcher ein Kolbendach 10 und einen mit der oberen Stützwalze 5 verbundenen Kolbenschaft 11 auf weist. Durch den Kolben 9 wird die Fluidkammer 8 in eine kol bendach-seitige Teilkammer 12 sowie eine kolbenschaft—seitige Teilkammer 13 unterteilt.
An die kolbendach-seitige Teilkammer 12 ist eine erste Fluid leitung 14 angeschlossen, über welche ein Fluid in die kol bendach-seitige Teilkammer 12 eingeleitet werden kann bzw. über welche ein Fluid aus der kolbendach-seitigen Teilkammer 12 ausgeleitet werden kann. Diese Fluidleitung 14 ist mit ei nem Ventil 15 zum Steuern des Fluiddrucks in der kolbendach seitigen Teilkammer 12 verbunden. An die kolbenschaft—seitige Teilkammer 13 ist eine zweite Fluidleitung 16 angeschlossen.
Des Weiteren umfasst die Industrieanlage 1 ein Dämpfungssys tem 17 zum Dämpfen unerwünschter Schwingungen der Industrie anlage 1, insbesondere zum Dämpfen von 5. Oktav-Schwingungen der Industrieanlage 1. Das Dämpfungssystem 17 umfasst einen hydraulischen Schwingungsdämpfer 18, welcher hydraulisch mit der hydraulischen Antriebseinheit 6 verbunden ist.
Der Schwingungsdämpfer 18 weist eine frequenzabhängige Dämp fungswirkung auf, wobei eine charakteristische Frequenz der Dämpfungswirkung auf eine zu dämpfende Schwingungsfrequenz der Industrieanlage 1 abgestimmt ist. Im vorliegenden Ausfüh rungsbeispiel handelt es sich bei der charakteristischen Fre quenz der Dämpfungswirkung um eine Eigenfrequenz des Schwin gungsdämpfers 18. Die zu dämpfende Schwingungsfrequenz kann beispielsweise im Bereich von 500-800 Hz liegen.
Bei dem in FIG 1 dargestellten Ausführungsbeispiel ist der Schwingungsdämpfer 18 unmittelbar an das Gehäuse 7 der hyd raulischen Antriebseinheit 6 angeschlossen. Alternativ könnte der Schwingungsdämpfer 18 beispielsweise über ein zwischen das Gehäuse 7 der hydraulischen Antriebseinheit 6 und die erste Fluidleitung 14 geschaltetes T-Stück mit dem Gehäuse 7 verbunden sein (vgl. FIG 9) . FIG 2 zeigt die hydraulische Antriebseinheit 6 sowie den Schwingungsdämpfer 18 aus FIG 1 in einer schematischen
Schnittdarstellung .
In FIG 2 ist der prinzipielle Aufbau des Schwingungsdämpfers 18 erkennbar. Der Schwingungsdämpfer 18 umfasst ein als hyd raulische Kapazität wirkendes Element 19, ein als hydrauli sche Induktivität wirkendes Element 20 sowie ein als hydrau lischer Widerstand wirkendes Element 21. Diese Elemente 19, 20, 21 sind so dimensioniert, dass besagte charakteristische Frequenz der Dämpfungswirkung des Schwingungsdämpfers 18 (im vorliegenden Fall also eine Eigenfrequenz des Schwingungs dämpfers 18) gleich oder im Wesentlichen gleich der zu dämp fenden Schwingungsfrequenz der Industrieanlage 1 ist.
Das als hydraulische Kapazität wirkende Element 19 ist eine Fluidkammer zur Aufnahme eines komprimierbaren Fluids, welche ein vorgegebenes Volumen aufweist und im Betrieb der Indust rieanlage 1 mit einem komprimierbaren Fluid gefüllt ist. Bei dem als hydraulische Induktivität wirkenden Element 20 han delt es sich um eine Rohrleitung einer vorgegebenen Länge, welche an die letztgenannte Fluidkammer angeschlossen ist. Ferner ist das als hydraulischer Widerstand wirkende Element 21 ein Drosselventil.
Weiter ist aus FIG 2 ersichtlich, dass der Kolbenschaft 11 mithilfe von Dichtelementen 22 gegenüber dem Gehäuse 7 der hydraulischen Antriebseinheit 6 abgedichtet ist und die kol bendach-seitige Teilkammer 12 mithilfe von Dichtelementen 22, welche den Kolben 9 umfänglich umschließen, gegenüber der kolbenschaft-seitigen Teilkammer 13 abgedichtet ist.
Wie zuvor erwähnt, umfasst die Industrieanlage 1 aus FIG 1 mehrere hintereinander angeordnete Walzgerüste. Die in FIG 1 nicht dargestellten Walzgerüste sind vorzugsweise baugleich zu dem in FIG 1 dargestellten Walzgerüst 3 ausgebildet. Wei ter ist es vorteilhaft, wenn die Industrieanlage 1 für jedes ihrer Walzgerüste einen eigenen hydraulischen Schwingungs dämpfer der zuvor beschriebenen Art aufweist, welcher mit der hydraulischen Antriebseinheit des jeweiligen Walzgerüsts ver bunden ist.
FIG 3-7 zeigen Prinzipschaltbilder mehrerer möglicher Ausge staltungsvarianten eines Schwingungsdämpfers 18 für ein Dämp fungssystem einer Industrieanlage, insbesondere einer Walzan lage .
In FIG 3 und FIG 4 umfasst der jeweilige Schwingungsdämpfer 18 ein als hydraulische Kapazität wirkendes Element 19, ins besondere eine Fluidkammer zur Aufnahme eines komprimierbaren Fluids, sowie ein als hydraulischer Widerstand wirkendes Ele ment 21, insbesondere ein Drosselventil. Darüber hinaus um fasst der jeweilige Schwingungsdämpfer 18 in FIG 3 und FIG 4 ein als mechanische Induktivität wirkendes Element 23, wie zum Beispiel einen gleitend gelagerten Kolben.
In der Ausgestaltungsvariante aus FIG 3 sind die besagten Elemente 19, 21, 23 in Reihe geschaltet, wohingegen in der Ausgestaltungsvariante aus FIG 4 das als mechanische Indukti vität wirkende Element 23 und das als hydraulischer Wider stand wirkende Element 21 parallel zu dem als hydraulische Kapazität wirkenden Element 19 geschaltet sind.
In FIG 5 und FIG 6 umfasst der jeweilige Schwingungsdämpfer 18 ein als hydraulische Kapazität wirkendes Element 19, ins besondere eine Fluidkammer zur Aufnahme eines komprimierbaren Fluids, sowie ein als hydraulischer Widerstand wirkendes Ele ment 21, insbesondere ein Drosselventil. Darüber hinaus um fasst der jeweilige Schwingungsdämpfer 18 in FIG 5 und FIG 6 ein als hydraulische Induktivität wirkendes Element 20, ins besondere eine Rohrleitung einer vorgegebenen Länge.
In der Ausgestaltungsvariante aus FIG 5 sind die besagten Elemente 19, 20, 23 in Reihe geschaltet, wohingegen in der Ausgestaltungsvariante aus FIG 6 das als hydraulische Induk- tivität wirkende Element 20 und das als hydraulischer Wider stand wirkende Element 21 parallel zu dem als hydraulische Kapazität wirkenden Element 19 geschaltet sind.
Der Schwingungsdämpfer 18 aus FIG 7 umfasst ein als hydrauli sche Kapazität wirkendes Element 19, insbesondere eine Fluid kammer zur Aufnahme eines komprimierbaren Fluids, sowie ein als hydraulischer Widerstand wirkendes Element 21, insbeson dere ein Drosselventil.
Die Ausführungsvarianten des Schwingungsdämpfers 18 aus
FIG 3-6 stellen jeweils ein schwingungsfähiges System dar.
Die Ausführungsvariante des Schwingungsdämpfers 18 aus FIG 7 hingegen stellt ein nicht schwingungsfähiges System dar, wo bei die Dämpfungswirkung des Schwingungsdämpfers 18 einer Dämpfungswirkung eines Tiefpassfilters entspricht. Bei sämt lichen dieser Ausführungsvarianten dient das als hydrauli scher Widerstand wirkende Element 21 zur Dissipation von Schwingungsenergie einer unerwünschten Schwingung.
Die Ausführungsvariante des Schwingungsdämpfers 18 aus FIG 5 entspricht der Ausführungsvariante des Schwingungsdämpfers 18 aus FIG 2. Die Ausführungsvarianten aus den Figuren 3, 4, 6 und 7 stellen alternative Schwingungsdämpfer 18 dar, welche den Schwingungsdämpfer 18 der Industrieanlage 1 aus FIG 1 und FIG 2 ersetzen können.
Die Beschreibung des nachfolgenden Ausführungsbeispiels einer Industrieanlage beschränkt sich primär auf die Unterschiede zum Ausführungsbeispiel aus FIG 1 und FIG 2, auf welches be züglich gleicher Merkmale und Funktionen verwiesen wird.
Gleiche und/oder einander entsprechende Elemente sind, soweit zweckdienlich, mit den gleichen Bezugszeichen bezeichnet. Merkmale des Ausführungsbeispiels aus FIG 1 und FIG 2 sind im nachfolgenden Ausführungsbeispiel übernommen, ohne dass sie erneut beschrieben werden. FIG 8 zeigt ein zweites Ausführungsbeispiel einer Industrie anlage 24 in einer schematischen Darstellung.
Bei der Industrieanlage 24 aus FIG 8 ist der Schwingungsdämp fer 18 nicht unmittelbar an das Gehäuse 7 der hydraulischen Antriebseinheit 6 angeschlossen. Stattdessen ist der Schwin gungsdämpfer 18 über ein (in FIG 8 nicht dargestelltes) T-Stück 25, welches zwischen das Gehäuse 7 der Antriebsein heit 6 und die erste Fluidleitung 14 geschaltet ist, mit dem Gehäuse 7 der Antriebseinheit 6 verbunden (vgl. FIG 9-11) .
Im vorliegenden Ausführungsbeispiel weist der Schwingungs dämpfer 18 eine Verstellvorrichtung 26 zum Verstellen der charakteristischen Frequenz seiner Dämpfungswirkung auf, so- dass es möglich ist, die charakteristische Frequenz der Dämp fungswirkung des Schwingungsdämpfers 18 auf verschiedene Fre quenzen einzustellen. Die Verstellvorrichtung 26 kann insbe sondere dazu genutzt werden, die charakteristische Frequenz der Dämpfungswirkung im laufenden Betrieb der Industrieanlage 24 zu verändern, beispielsweise wenn Produktions-/Betriebs- parameter der Industrieanlage 24 verändert werden.
Des Weiteren weist das Dämpfungssystem 17, dessen Bestandteil der Schwingungsdämpfer 18 ist, eine Frequenzanpassungsvor richtung 27 zum automatischen Anpassen der charakteristischen Frequenz auf. Die Frequenzanpassungsvorrichtung 27 umfasst eine Sensoreinheit 28 zum Messen eines Schwingungsparameters der Industrieanlage 24, beispielsweise einer Schwingungsfre quenz der Antriebseinheit 6, sowie eine Kontrolleinheit 29 zum Einstellen der charakteristischen Frequenz in Abhängig keit des gemessenen Schwingungsparameters. Die Kontrollein heit der Frequenzanpassungsvorrichtung 27 ist über eine elektrische Signalleitung 30 mit besagter Sensoreinheit 28 und über eine weitere elektrische Signalleitung 30 mit der Verstellvorrichtung 26 des Schwingungsdämpfers 18 verbunden.
Im Betrieb der Industrieanlage 24 misst die Sensoreinheit 28 den Schwingungsparameter und übermittelt den gemessenen Schwingungsparameter an die Kontrolleinheit 29. Die Kontrol- leinheit 29 stellt - durch Übermittlung entsprechender Steu erbefehle an die Verstellvorrichtung 26 - die charakteristi sche Frequenz der Dämpfungswirkung in Abhängigkeit des gemes senen Schwingungsparameters ein. Dadurch wird eine automati sche Abstimmung der charakteristischen Frequenz der Dämp fungswirkung des Schwingungsdämpfers 18 auf eine zu dämpfende Frequenz der Industrieanlage 24, wie zum Beispiel auf die Schwingungsfrequenz der Antriebseinheit 6, ermöglicht.
FIG 9-11 zeigen drei mögliche Ausgestaltungen des Schwin gungsdämpfers 18 der Industrieanlage 24 aus FIG 2 sowie deren hydraulische Antriebseinheit 6 in einer schematischen
Schnittdarstellung .
In der Ausgestaltungsvariante nach FIG 9 umfasst die Ver stellvorrichtung 26 des Schwingungsdämpfers 18 ein Mittel 31 zum Verändern des hydraulischen Widerstands des Schwingungs dämpfers 18. Das besagte Mittel 31 umfasst ein Drosselventil mit einstellbaren Querschnitt (auch Stelldrossel genannt) , welches elektrisch von der Kontrolleinheit 29 der Frequenzan passungsvorrichtung 27 gesteuert wird.
In der Ausgestaltungsvariante nach FIG 10 umfasst die Ver stellvorrichtung 26 des Schwingungsdämpfers 18 ein Mittel 32 zum Verändern der hydraulischen Kapazität des Schwingungs dämpfers 18. Dieses Mittel 32 umfasst einen verschiebbar ge lagerten Kolben 33, der teilweise innerhalb einer Fluidkammer des Schwingungsdämpfers 18 angeordnet ist und zur Einstellung des wirksamen Volumens dieser Fluidkammer dient, sowie einen von Kontrolleinheit 29 steuerbaren Aktuator 34, wie zum Bei spiel einen Piezo-Aktuator, zum Einstellen der Stellung die ses Kolbens 33.
In der Ausgestaltungsvariante nach FIG 11 umfasst die Ver stellvorrichtung 26 des Schwingungsdämpfers 18 ein Mittel 35 zum Verändern der hydraulischen Induktivität des Schwingungs dämpfers 18. Dieses Mittel 35 umfasst eine mit einer Fluid- kammer des Schwingungsdämpfers 18 verbundene Rohreinheit 36, deren Länge einstellbar ist, sowie einen in FIG 11 nicht dar gestellten Aktuator, der von der Kontrolleinheit 29 gesteuert wird und dazu dient, die Länge der Rohreinheit einzustellen.
Die Rohreinheit 36 umfasst ein erstes Rohrstück 37 mit einem größeren Rohrdurchmesser sowie ein zweites Rohrstück 38 mit einem kleineren Rohrdurchmesser, welches teilweise in das erste Rohrstück 37 eingesetzt ist und relativ zum ersten Rohrstück 37 verschiebbar ist. Innerhalb des ersten Rohr stücks 37 ist ein Hohlzylinder 39 aus einem elastisch ver formbaren Material angeordnet, welcher dazu dient, den wirk samen Innendurchmesser des ersten Rohrstücks 37 an den Innen durchmesser des zweiten Rohrstücks 38 anzupassen.
Wie die Industrieanlage 1 aus FIG 1 umfasst auch die Indust rieanlage 24 aus FIG 8 mehrere hintereinander angeordnete Walzgerüste 3, wobei in FIG 8 der Einfachheit halber ledig lich eins der Walzgerüste abgebildet ist. Die Kontrolleinheit 29 der zuvor erwähnten Frequenzanpassungsvorrichtung 27 kann eine gemeinsame Kontrolleinheit für die mehreren Walzgerüste 3 der Industrieanlage 24 sein. Alternativ kann für jedes Walzgerüst der Industrieanlage 24 eine eigene Kontrolleinheit zum Steuern der jeweiligen Verstellvorrichtung 26 vorgesehen sein .
Obwohl die Erfindung im Detail durch die bevorzugten Ausfüh rungsbeispiele näher illustriert und beschrieben wurde, so ist die Erfindung nicht durch die offenbarten Beispiele ein geschränkt und andere Variationen können hieraus abgeleitet werden, ohne den Schutzumfang der Erfindung zu verlassen. Bezugszeichenliste
1 Industrieanlage
2 Walzgut
3 Walzgerüst
4 Arbeitswalze
5 Walze, Stützwalze
6 Antriebseinheit
7 Gehäuse
8 Fluidkammer
9 Kolben
10 Kolbendach
11 Kolbenschaft
12 kolbendach—seitige Teilkammer
13 kolbenschaft—seitige Teilkammer
14 Fluidleitung
15 Ventil
16 Fluidleitung
17 Dämpfungssystem
18 Schwingungsdämpfer
19 als hydraulische Kapazität wirkendes Element
20 als hydraulische Induktivität wirkendes Element
21 als hydraulischer Widerstand wirkendes Element
22 Dichtelement
23 als mechanische Induktivität wirkendes Element
24 Industrieanlage
25 T-Stück
26 Verstellvorrichtung
27 Frequenzanpassungsvorrichtung
28 Sensoreinheit
29 Kontrolleinheit
30 Signalleitung
31 Mittel zum Verändern des hydraulischen Widerstands
32 Mittel zum Verändern der hydraulischen Kapazität
33 Kolben
34 Aktuator
35 Mittel zum Verändern der hydraulischen Induktivität
36 Rohreinheit Rohrstück Rohrstück Hohlzylinder

Claims

Patentansprüche
1. Industrieanlage (1, 24), umfassend einen beweglich gela gerten Körper (5), eine fluidische Antriebseinheit (6) zum Bewegen des beweglich gelagerten Körpers (5) sowie ein Dämp fungssystem (17) zum Dämpfen von Schwingungen der Industrie anlage ( 1 , 24 ) ,
- wobei das Dämpfungssystem (17) einen fluidischen Schwin gungsdämpfer (18) umfasst, der fluidisch mit der Antriebsein heit (6) verbunden ist und eine frequenzabhängige Dämpfungs wirkung aufweist,
- wobei eine charakteristische Frequenz der Dämpfungswirkung des Schwingungsdämpfers (18) auf eine zu dämpfende Schwin gungsfrequenz der Industrieanlage (1, 24) abstimmbar oder ab gestimmt ist,
- wobei der Schwingungsdämpfer (18) als eine dissipative Vor richtung zum Abführen von Schwingungsenergie aus der Indust rieanlage (1, 24) ausgestaltet ist,
- wobei der Schwingungsdämpfer (18) eine hydraulische Kapazi tät (19), eine hydraulische Induktivität (20) und einen hyd raulischen Widerstand (21) umfasst, die miteinander fluidisch verbunden sind,
- und wobei mittels des hydraulischen Widerstands (21) der Dämpfungsgrad des Schwingungsdämpfers (18) einstellbar ist.
2. Industrieanlage (1, 24) nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet,
- dass
-- die hydraulische Kapazität (19) als ein Druckgefäß zur Aufnahme,
-- die hydraulische Induktivität (20) als eine Rohrleitung zum Durchleiten, und
-- der hydraulische Widerstand (21) als eine Drossel oder eine Blende zur Begrenzung eines Durchflusses
- von Flüssigkeit aus der fluidischen Verbindung zwischen dem Schwingungsdämpfer (18) und der Antriebseinheit (6) ausge staltet sind, und - dass die charakteristische Frequenz der Dämpfungswirkung des Schwingungsdämpfers (18) von der Länge und von dem Durch messer der Rohrleitung der hydraulischen Induktivität (20), von dem Volumen des Druckgefäßes der hydraulischen Kapazität (19) und von dem Querschnitt der Drossel oder der Blende des hydraulischen Widerstand (21) bestimmt ist.
3. Industrieanlage (1, 24) nach Anspruch 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet, dass die hydraulische Kapazität (19), die hydraulische Induktivität (20) und der hydraulische Wi derstand (21) in Reihe geschaltet sind.
4. Industrieanlage (1, 24) nach einem der voranstehenden An sprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
- die Industrieanlage (1, 24) eine Walzanlage ist, wobei der beweglich gelagerte Körper (5) eine Walze (5) ist und wobei die Antriebseinheit (6) ein Hydraulikzylinder zum Verstellen einer Position der Walze (5) ist, dass
- die zu dämpfende Schwingungsfrequenz der Industrieanlage (1, 24) 70 Hz bis 130 Hz beträgt und
- der Schwingungsdämpfer (18) unmittelbar oder unter Zwi schenschaltung eines weiteren Elements (25) an ein Gehäuse der Antriebseinheit (6) angeschlossen ist.
5. Industrieanlage (1, 24) nach einem der voranstehenden An sprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
- die Rohrleitung der hydraulischen Induktivität (20) eine Länge von 200mm bis 1500mm und einen Durchmesser von 20mm bis 70mm aufweist, und
- dass das Druckgefäß der hydraulischen Kapazität (19) ein Volumen von 10 Litern bis 40 Litern aufweist.
6. Industrieanlage (1, 24) nach einem der voranstehenden An sprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebseinheit (6) einen Kolben (9) mit einem Kolbendach (10) und einem Kolbenschaft (11) sowie eine durch den Kolben (9) in eine kolbendach seitige Teilkammer (12) und eine kolbenschaft-seitige Teil kammer (13) unterteilte Fluidkammer (8) aufweist, wobei der Schwingungsdämpfer (18) mit der kolbendach-seitigen Teilkam mer (12) fluidisch verbunden ist.
7. Industrieanlage (1, 24) nach einem der vorangegangenen An sprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass der hydraulische Widerstand (21) als ein Drosselventil oder eine verstellbare Blende mit ein stellbarem Querschnitt ausgestaltet ist und eine Verstellvor richtung (26) zum Einstellen des Querschnitts aufweist.
8. Dämpfungssystem (17) für eine Industrieanlage (1, 24), welche einen beweglich gelagerten Körper (5) sowie eine flui- dische Antriebseinheit (6) zum Bewegen des beweglich gelager ten Körpers (5) aufweist,
gekennzeichnet durch einen fluidischen Schwingungsdämpfer (18), der fluidisch mit der Antriebseinheit (6) der Indust rieanlage (1, 24) verbindbar ist und eine frequenzabhängige Dämpfungswirkung aufweist,
- wobei eine charakteristische Frequenz der Dämpfungswirkung des Schwingungsdämpfers (18) auf eine zu dämpfende Schwin gungsfrequenz der Industrieanlage (1, 24) abstimmbar oder ab gestimmt ist,
- wobei der Schwingungsdämpfer (18) als eine dissipative Vor richtung zum Abführen von Schwingungsenergie aus der Indust rieanlage (1, 24) ausgestaltet ist,
- wobei der Schwingungsdämpfer (18) eine hydraulische Kapazi tät (19), eine hydraulische Induktivität (20) und einen hyd raulischen Widerstand (21) umfasst, die miteinander fluidisch verbunden sind,
- und wobei mittels des hydraulischen Widerstands (21) der Dämpfungsgrad des Schwingungsdämpfers (18) einstellbar ist.
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