本發(fā)明涉及軋機(jī)系統(tǒng)抑制振動(dòng)領(lǐng)域,尤其是一種帶有吸振器裝置的軋機(jī)輥系振動(dòng)抑制方法。
背景技術(shù):
板帶軋機(jī)在重工業(yè)機(jī)械領(lǐng)域發(fā)揮著重要的作用,隨著科技的飛速發(fā)展,在高端領(lǐng)域?qū)Π鍘к垯C(jī)的要求越來越高。然而板帶軋機(jī)輥系在工作過程中經(jīng)常發(fā)生振動(dòng)現(xiàn)象,影響軋制產(chǎn)品的質(zhì)量和生產(chǎn)效率,很難達(dá)到現(xiàn)在高端領(lǐng)域?qū)堉飘a(chǎn)品的要求,嚴(yán)重時(shí)損壞軋制設(shè)備,造成經(jīng)濟(jì)損失,很大程度上限制了軋制產(chǎn)業(yè)的快速發(fā)展。
關(guān)于抑制軋機(jī)振動(dòng)的方法,國(guó)內(nèi)外學(xué)者做了許多工作,相關(guān)專利主要有:專利號(hào)為cn201210127382.5、發(fā)明名稱為“采用慣性飛輪抑制高速軋機(jī)顫振的裝置”的中國(guó)專利,通過添加前置減振裝置和后置減振裝置,一定程度上抑制了軋機(jī)振動(dòng)。此外,專利號(hào)為cn201110116180.6、發(fā)明名稱為“一種軋機(jī)輥系振動(dòng)抑制裝置”的中國(guó)專利,通過控制液壓缸的振動(dòng)來對(duì)軋機(jī)軸承座的振動(dòng)進(jìn)行抵消,從而減緩了軋機(jī)的顫振。
但是,上述關(guān)于抑制軋機(jī)振動(dòng)的方法,均無法進(jìn)一步對(duì)軋機(jī)輥系振動(dòng)進(jìn)行有效抑制。
技術(shù)實(shí)現(xiàn)要素:
本發(fā)明目的在于提供一種通過吸振器裝置減小軋機(jī)輥系的振動(dòng)位移的帶有吸振器裝置的軋機(jī)輥系振動(dòng)抑制方法。
為實(shí)現(xiàn)上述目的,采用了以下技術(shù)方案,本發(fā)明所述方法步驟如下:
步驟1,建立包含吸振器裝置和軋機(jī)輥系共同作用的軋機(jī)系統(tǒng)振動(dòng)模型;
步驟2,根據(jù)帶有吸振器裝置的軋機(jī)輥系振動(dòng)模型得到兩自由度系統(tǒng)函數(shù);
步驟3,通過多尺度法求解兩自由度方程,得到軋機(jī)系統(tǒng)的幅頻方程;
步驟4,通過仿真得到加吸振器裝置前后的時(shí)域特性曲線和幅頻特性曲線,以及仿真分析吸振器質(zhì)量、彈簧力和摩擦力對(duì)幅頻特性曲線的影響,調(diào)整吸振器裝置的質(zhì)量、彈簧力以及摩擦力的大小,減小軋機(jī)輥系的振動(dòng)位移。
進(jìn)一步的,步驟1中,建立包含吸振器裝置和軋機(jī)輥系共同作用的軋機(jī)系統(tǒng)振動(dòng)模型的方法如下:
軋機(jī)吸振器是通過彈性元件和阻尼元件把輔助質(zhì)量連接到軋機(jī)系統(tǒng)的支架上的減振裝置,吸振器安裝到軋機(jī)輥系上后,二者構(gòu)成一個(gè)兩自由度系統(tǒng);軋機(jī)輥系和吸振器裝置只做垂直方向的直線運(yùn)動(dòng),在系統(tǒng)靜止時(shí)軋機(jī)上輥系和吸振器裝置的平衡位置為運(yùn)動(dòng)原點(diǎn),軋機(jī)輥系和吸振器裝置的振動(dòng)位移的大小代表振動(dòng)強(qiáng)度,為減小軋機(jī)輥系的振動(dòng),需要減小振動(dòng)位移;軋機(jī)輥系在簡(jiǎn)諧外激勵(lì)作用下振動(dòng),軋機(jī)輥系的振動(dòng)能量通過吸振器的彈性元件和阻尼元件轉(zhuǎn)移到吸振器裝置上,吸振器通過彈性元件和阻尼元件作用在軋機(jī)輥系上的作用力與外界對(duì)軋機(jī)輥系的作用力方向相反,把軋機(jī)輥系的振動(dòng)能量轉(zhuǎn)移到摩擦力中和吸振器裝置的動(dòng)能中,從而來減小軋機(jī)輥系的振動(dòng)位移,達(dá)到抑制振動(dòng)的效果。
進(jìn)一步的,步驟2中,所述兩自由度系統(tǒng)函數(shù)為:
式(1)中,軋機(jī)上輥系等效質(zhì)量m1,軋機(jī)上輥系和軋件之間的等效剛度為k1,等效阻尼為c1,k1′和k3′為軋機(jī)輥系的非線性剛度;吸振器質(zhì)量為m2,其彈性元件剛度為k2,阻尼元件的摩擦系數(shù)為c2;x1、
進(jìn)一步的,步驟3中,通過多尺度法求解兩自由度方程,得到系統(tǒng)的幅頻方程;
將系統(tǒng)模型的運(yùn)動(dòng)方程(1)簡(jiǎn)化為:
式(2)中:
式(2)右邊非線性項(xiàng)冠以小參數(shù)ε,得:
δ=εδ1,ξ=εξ1,ρ=ερ1,f0=εf10,γ=εγ1,ω202=εω1,k31*=εk31*
采用多尺度法求解:引入不同時(shí)間尺度t0=t和t1=εt
對(duì)時(shí)間t求導(dǎo)可寫為d/dt=d0+εd1+...和d2/dt2=d02+2εd0d1+...
將方程式(4)代入式(3),展開后令方程兩端ε的同次冪系數(shù)相等,得到各階近似方程:
將零次近似方程組(6)的解寫為復(fù)試形式:
代入一次近似方程組(6)的右邊得到:
考慮內(nèi)共振情況,假設(shè)ω=ω10+εσ,ω20=ω10+εσ1,代入式(8)并消去久期項(xiàng),可得:
為求解式(9)引入復(fù)函數(shù)
考慮軋機(jī)輥系的振動(dòng)處于穩(wěn)態(tài)周期運(yùn)動(dòng)時(shí),
其中:
l=γ1ω10ω20f102-γ1ω20ω1a2n2-γ1ω20ω1(2aω10σ)
m=γ12a2ω102-ω12a2-γ12b2ω202-4b2ω202(σ-σ1)2。
n=ξ1ω10+ρ1ω10+0.75k31*a2
進(jìn)一步的,步驟4中,通過仿真得到加吸振器前后的時(shí)域特性曲線和幅頻特性曲線,以及仿真分析吸振器質(zhì)量、彈簧力和摩擦力對(duì)幅頻特性曲線的影響,通過時(shí)域特性和幅頻特性得到吸振器裝置和軋機(jī)輥系的相互影響關(guān)系,適當(dāng)調(diào)整吸振器裝置的質(zhì)量、彈性元件剛度以及阻尼元件的摩擦系數(shù)的大小,能夠起到減小軋機(jī)輥系的振動(dòng)位移,抑制軋機(jī)輥系振動(dòng)的效果,提高軋機(jī)系統(tǒng)的穩(wěn)定性。
與現(xiàn)有技術(shù)相比,本發(fā)明具有如下優(yōu)點(diǎn):通過時(shí)域特性和幅頻特性得到吸振器裝置和軋機(jī)輥系的相互影響關(guān)系,適當(dāng)調(diào)整吸振器裝置的質(zhì)量、彈性元件剛度以及阻尼元件的摩擦系數(shù)的大小,能夠起到減小軋機(jī)輥系的振動(dòng)位移,抑制軋機(jī)輥系振動(dòng)的效果,從而提高軋機(jī)系統(tǒng)的穩(wěn)定性,為軋機(jī)輥系的穩(wěn)定性控制提供了一種新的解決方法。
附圖說明
圖1為本發(fā)明安裝減振器后的軋機(jī)輥系簡(jiǎn)圖。
圖2為本發(fā)明包含吸振器裝置和軋機(jī)輥系共同作用的軋機(jī)系統(tǒng)振動(dòng)模型。
圖3為本發(fā)明加吸振器裝置前后的時(shí)域特性曲線圖。
圖4為本發(fā)明加吸振器前的幅頻曲線。
圖5為本發(fā)明吸振器質(zhì)量的改變對(duì)幅頻特性曲線的影響圖。
圖6為本發(fā)明吸振器彈簧力的改變對(duì)幅頻特性曲線的影響圖。
圖7為本發(fā)明吸振器摩擦力的改變對(duì)幅頻特性曲線的影響圖。
具體實(shí)施方式
下面結(jié)合附圖對(duì)本發(fā)明做進(jìn)一步說明:
圖1為本發(fā)明安裝減振器后的軋機(jī)輥系簡(jiǎn)圖,1為吸振器、2為液壓缸、3為上支撐輥、4為上工作輥。
本發(fā)明所述方法步驟如下:
步驟1,建立包含吸振器裝置和軋機(jī)輥系共同作用的軋機(jī)系統(tǒng)振動(dòng)模型,如圖2。建立軋機(jī)輥系模型的方法如下:
軋機(jī)吸振器是通過彈性元件和阻尼元件把輔助質(zhì)量連接到軋機(jī)主系統(tǒng)(軋機(jī)支架)上的減振裝置,吸振器安裝到軋機(jī)輥系上后,二者構(gòu)成一個(gè)兩自由度系統(tǒng);理想條件下,軋機(jī)輥系和吸振器裝置只做垂直方向的直線運(yùn)動(dòng),在系統(tǒng)靜止時(shí)軋機(jī)上輥系和吸振器裝置的平衡位置為運(yùn)動(dòng)原點(diǎn),軋機(jī)輥系和吸振器裝置的振動(dòng)位移的大小代表振動(dòng)強(qiáng)度,為減小軋機(jī)輥系的振動(dòng),就需要減小振動(dòng)位移;軋機(jī)輥系在簡(jiǎn)諧外激勵(lì)作用下振動(dòng),軋機(jī)輥系的振動(dòng)能量通過吸振器彈性元件和阻尼元件的彈簧力和摩擦力轉(zhuǎn)移到吸振器裝置上,吸振器通過彈性元件和阻尼元件作用在軋機(jī)輥系上的作用力與外界對(duì)軋機(jī)輥系的作用力方向相反,從而把軋機(jī)輥系的振動(dòng)能量轉(zhuǎn)移到摩擦力中和吸振器裝置的動(dòng)能中,從而來減小軋機(jī)輥系的振動(dòng)位移,達(dá)到抑制振動(dòng)的效果。
步驟2,根據(jù)步驟1所建的帶有吸振器裝置的軋機(jī)輥系振動(dòng)模型,得到兩自由度系統(tǒng)函數(shù):
軋機(jī)上輥系等效質(zhì)量m1,軋機(jī)上輥系和軋件之間的等效剛度為k1,等效阻尼為c1,k1′和k3′為軋機(jī)輥系的非線性剛度;吸振器質(zhì)量為m2,其彈性元件剛度為k2,阻尼元件的摩擦系數(shù)為c2;x1表示軋機(jī)上輥系的振動(dòng)位移,x2表示吸振器的振動(dòng)位移;fl(t)=fcosωt為簡(jiǎn)諧外激勵(lì)。
步驟3,通過多尺度法求解步驟2所建兩自由度方程,得到系統(tǒng)的幅頻方程。
將系統(tǒng)模型的運(yùn)動(dòng)方程簡(jiǎn)化為:
式中:
式(2)右邊非線性項(xiàng)冠以小參數(shù)ε,得:
δ=εδ1,ξ=εξ1,ρ=ερ1,f0=εf10,γ=εγ1,ω202=εω1,k31*=εk31*
采用多尺度法求解:引入不同時(shí)間尺度t0=t和t1=εt
對(duì)時(shí)間t求導(dǎo)可寫為d/dt=d0+εd1+...和d2/dt2=d02+2εd0d1+...
將方程式(4)代入式(3),展開后令方程兩端ε的同次冪系數(shù)相等,得到各階近似方程:
將零次近似方程組(6)的解寫為復(fù)試形式:
代入一次近似方程組(6)的右邊得到:
考慮內(nèi)共振情況,假設(shè)ω=ω10+εσ,ω20=ω10+εσ1,代入式(8)并消去久期項(xiàng),可得:
為求解式(9)引入復(fù)函數(shù)
考慮軋機(jī)輥系的振動(dòng)處于穩(wěn)態(tài)周期運(yùn)動(dòng)時(shí),
其中:
l=γ1ω10ω20f102-γ1ω20ω1a2n2-γ1ω20ω1(2aω10σ)
m=γ12a2ω102-ω12a2-γ12b2ω202-4b2ω202(σ-σ1)2
n=ξ1ω10+ρ1ω10+0.75k31*a2
步驟4,通過仿真得到加吸振器前后的時(shí)域曲線和幅頻曲線,以及仿真分析吸振器質(zhì)量、彈簧力和摩擦力對(duì)幅頻特性曲線的影響。
圖3為加入吸振器裝置前后的時(shí)域曲線。從時(shí)域曲線圖可以看出,軋機(jī)輥系振動(dòng)位移的穩(wěn)定幅值由加入吸振器控制裝置前的4×10-3m(細(xì)線)減小到加入吸振器控制裝置后的2×10-3m(粗線)??梢钥闯鑫衿骺刂蒲b置減小了軋機(jī)輥系的振動(dòng)幅值。圖4為未加吸振器控制裝置的軋機(jī)輥系振動(dòng)的幅頻曲線。圖5-7分別仿真分析了不同吸振器質(zhì)量、彈簧力和摩擦力對(duì)軋機(jī)輥系振動(dòng)幅頻特性曲線的影響。比較圖4和圖5,可以清晰得到由于吸振器的加入使軋機(jī)輥系的幅頻曲線高度減小,說明了吸振器控制裝置對(duì)軋機(jī)輥系振動(dòng)控制的有效性。從圖5可以看出不同吸振器質(zhì)量對(duì)應(yīng)不同彎曲度的和高度的幅頻特性曲線,即吸振器質(zhì)量的大小影響系統(tǒng)的穩(wěn)定性;從圖6可以看出的吸振器彈簧力的改變使幅頻特性曲線的彎曲度,從而改變了系統(tǒng)穩(wěn)定的范圍;從圖7可以看出吸振器摩擦力的改變使幅頻特性曲線的高度發(fā)生變化,即吸振器摩擦力影響系統(tǒng)的振動(dòng)幅值。
以上所述的實(shí)施例僅僅是對(duì)本發(fā)明的優(yōu)選實(shí)施方式進(jìn)行描述,并非對(duì)本發(fā)明的范圍進(jìn)行限定,在不脫離本發(fā)明設(shè)計(jì)精神的前提下,本領(lǐng)域普通技術(shù)人員對(duì)本發(fā)明的技術(shù)方案做出的各種變形和改進(jìn),均應(yīng)落入本發(fā)明權(quán)利要求書確定的保護(hù)范圍內(nèi)。