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轧机

阅读：417发布：2020-05-13

IPRDB可以提供轧机专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且在本发明所涉及的轧机中，在液压缸(17)(液压式按压单元)的液压供排管(19)上设置节流孔(20)(缩流部)以及扩径腔(21)(扩大部)，且节流孔(20)比扩径腔(21)更靠近液压缸(17)侧，并且通过将节流孔(20)的内径设为Φ2.5mm以上且为液压供排管(19)内径的15％～85％大小，从而能够抑制轧机振动。，下面是轧机专利的具体信息内容。

权利要求

1.一种轧机，其特征在于，具备：

机架；

上下一对工作辊轴承座，其被支承在所述机架上；

上下一对工作辊，其相互对置，且分别被轴支承在所述上下一对工作辊轴承座上；

压下单元，其将设定压力作用在所述工作辊上；

上下一对第一支承单元，其被设置在所述机架中的轧制方向的一个方向上，并对所述上下一对工作辊轴承座进行支承；

上下一对第二支承单元，其被设置在所述机架中的轧制方向的另一个方向上，并对所述上下一对工作辊轴承座进行支承，将所述第一支承单元设为液压式按压单元，且能够对所述上下一对工作辊轴承座在水平方向上进行按压，并且在该液压式按压单元的无杆腔侧的液压供排管上设置缩流部以及扩大部，该缩流部被配置在与该扩大部相比更靠近该液压式按压单元侧，将所述缩流部的内径设为φ2.5mm以上，且设为所述液压供排管的内径的15％～85％大小，将所述扩大部的体积设为相对于所述液压式按压单元的体积的7％以上，将所述液压供排管中的所述缩流部和所述液压式按压单元的间隔设为7m以下，将所述液压供排管中的所述扩大部和所述缩流部的间隔设为3.5m以下。

2.如权利要求1所述的轧机，其特征在于，

将所述扩大部的体积设为相对于所述液压式按压单元的体积的180％以下。

说明书全文

轧机

技术领域

[0001] 本发明涉及一种轧机，尤其是涉及一种对在热轧机的轧制过程中所产生的轧机振动进行抑制的装置。

背景技术

[0002] 在热轧的轧制过程中有时会产生轧机振动。所谓轧机振动，是指上下的工作辊(WR)以反相位在水平方向(轧制方向)上进行振动。另外，所谓反相位，是指如果上工作辊向上游侧动作则下工作辊向下游侧动作，相反地，如果上工作辊向下游侧动作则下工作辊向上游侧动作。轧机振动成为板厚波动或轧机的各种紧固螺栓松动或配管振动等的原因。

[0003] 一直以来，着眼于静刚度来对振动进行抑制。即，一直以来，考虑的是通过液压缸作用来消除轧机机架和工作辊轴承座之间的间隙，从而提高水平方向的静刚度，进一步，在其延长线上，减小设置在液压缸的液压供排管上的节流孔(参照下述专利文献1)的直径(孔径)，从而提高静刚度。

[0004] 在先技术文献

[0005] 专利文献

[0006] 专利文献1：日本特开2001-113308号公报

发明内容

[0007] 发明所要解决的课题

[0008] 如上文所述，一直以来将减小节流孔径(约φ2.0mm或其以下)作为进一步提高静刚度的方法。但是，如果节流孔径过小，则会发生异物堵塞或无法实现预定的液压缸动作速度等，因此，对于减小节流孔径而言也是有限度的，实际上无法获得充分的振动抑制效果。

[0009] 因此，在本发明中，其目的在于，提供一种能够在不过度减小节流孔径的条件下，对轧机振动进行抑制的轧机。

[0010] 用于解决课题的方法

[0011] 用于解决上述课题的第一发明所涉及的轧机的特征在于，具备：

[0012] 机架；

[0013] 上下一对工作辊轴承座，其被支承在所述机架上；

[0014] 上下一对工作辊，其相互对置，且分别被轴支承在所述上下一对工作辊轴承座上；

[0015] 压下单元，其将设定压力作用在所述工作辊上；

[0016] 上下一对第一支承单元，其被设置在所述机架中的轧制方向的一个方向上，并对所述上下一对工作辊轴承座进行支承；

[0017] 上下一对第二支承单元，其被设置在所述机架中的轧制方向的另一个方向上，并对所述上下一对工作辊轴承座进行支承，

[0018] 将所述第一支承单元设为液压式按压单元，且能够对所述上下一对工作辊轴承座在水平方向上进行按压，并且在该液压式按压单元的无杆腔侧的液压供排管上设置缩流部以及扩大部，该缩流部被配置在与该扩大部相比更靠近该液压式按压单元侧，[0019] 将所述缩流部的内径设为φ2.5mm以上，且设为所述液压供排管的内径的15％～85％大小。

[0020] 解决上述课题的第二发明所涉及的轧机的特征在于，

[0021] 在上述第一发明所涉及的轧机中，

[0022] 将所述扩大部的体积设为相对于所述液压式按压单元的体积的7％～180％。

[0023] 解决上述课题的第三发明所涉及的轧机的特征在于，

[0024] 在上述第一或第二发明所涉及的轧机中，

[0025] 将所述液压供排管中的所述缩流部和所述液压式按压单元的间隔设为7m以下。

[0026] 解决上述课题的第四发明所涉及的轧机的特征在于，

[0027] 在上述第一至第三发明中的任意一项的发明所涉及的轧机中，

[0028] 将所述液压供排管中的所述扩大部和所述缩流部的间隔设为3.5m以下。

[0029] 发明的效果

[0030] 根据本发明所涉及的轧机，能够在不过度减小节流孔径的条件下，对压轧机振动进行抑制。

附图说明

[0031] 图1为本发明的实施例1所涉及的轧机的概要图。

[0032] 图2为分别表示现有的轧机的节流孔径与静刚度、衰减比、动刚度的关系图。

[0033] 图3为分别表示本发明的实施例1所涉及的轧机的节流孔径与静刚度、衰减比、动刚度的关系图。

[0034] 图4为本发明的实施例1所涉及的轧机的与动刚度有关的解析模型图。

[0035] 图5为表示本发明的实施例1所涉及的轧机的激振力以及工作辊位移的曲线图。

[0036] 图6为表示本发明的实施例1所涉及的轧机的激振频率与动刚度的关系的曲线图。

[0037] 图7为表示本发明的实施例1所涉及的轧机的节流孔径与动刚度比的关系的曲线图。

[0038] 图8为表示本发明的实施例1所涉及的轧机的扩径腔体积与动刚度比的关系的曲线图。

[0039] 图9为表示本发明的实施例1所涉及的轧机的液压缸－节流孔间距与动刚度比的关系的曲线图。

[0040] 图10为表示本发明的实施例1所涉及的轧机的节流孔－扩径腔间距与动刚度比的关系的曲线图。

具体实施方式

[0041] 在本发明所涉及的轧机中，经过发明人的潜心研究发现，通过设置适当的扩径腔从而衰减比会根据节流孔径而发生变化的特性，并且在着眼于根据静刚度以及衰减比来求取动刚度时，从轧机振动抑制的观点出发而发现节流孔径存在适当的范围。此外，还发现，扩径腔的容量也存在适当的范围。以下，通过实施例并使用附图来对本发明所涉及的轧机进行说明。

[0042] [实施例1]

[0043] 关于本发明的实施例1所涉及的轧机，首先，使用图1来进行说明。图1为本发明的实施例1所涉及的轧机的概要图。

[0044] 如图1(a)所示，本发明的实施例1所涉及的轧机具备：机架11、工作辊12、工作辊轴承座13、支承辊14、支承辊轴承座15、压下单元16、液压缸17(液压式按压单元、第一支承单元)、机架衬板18(第二支承单元)、液压供排管19、节流孔20(缩流部)、扩径腔21(扩大部)、以及液压源22。

[0045] 上下一对工作辊轴承座13被支承在机架11上。

[0046] 上下一对工作辊12相互对置，且分别被轴支承在上下一对工作辊轴承座13上。

[0047] 上下一对支承辊14分别被轴支承在上下一对支承辊轴承座15上，且分别与上下一对工作辊12对置。

[0048] 压下单元16经由支承辊14而使设定压力作用在工作辊12上。

[0049] 上下一对液压缸17被设置在机架11中的轧制方向的一个方向上并对上下一对工作辊轴承座13进行支承，并且被设为能够在水平方向上对上下一对工作辊轴承座13进行按压。

[0050] 上下一对机架衬板18被设置在机架11中的轧制方向的另一个方向上，并对上下一对工作辊轴承座13进行支承。

[0051] 节流孔20以及扩径腔21以如下方式被设置在液压缸17的无杆腔侧的液压供排管19上，即，节流孔20被配置在与扩径腔21相比更靠液压缸17侧。此外，如图1(b)所示，本发明的实施例1所涉及的轧机也可以从液压供排管19起使配管分岔从而对扩径腔21进行配置。

[0052] 以下，对节流孔径(节流孔20的内径)进行说明。

[0053] 在本发明的实施例1所涉及的轧机中，为了抑制轧机振动而着眼于提高轧机水平方向的动刚度。该动刚度(Kd)由2×静刚度(K)×衰减比(ζ)来表示。

[0054] 图2为分别表示现有轧机的静刚度、衰减比、动刚度与节流孔径的关系的曲线图。图3为分别表示本发明的实施例1所涉及的轧机的静刚度、衰减比、动刚度与节流孔径的关系的曲线图。图2(a)以及图3(a)为表示静刚度与节流孔径的关系的曲线图。图2(b)以及图3(b)为表示衰减比与节流孔径的关系的曲线图。图2(c)以及图3(c)为表示动刚度与节流孔径的关系的曲线图。

[0055] 如图2(a)(b)所示，一直以来，被认为是，无论节流孔径如何，衰减比均是固定的，根据这个理论，静刚度及动刚度随着节流孔径的减小而增大。但是，根据发明人的潜心研究而发现了如下特性，即，如图3(b)所示那样，通过设置适当的扩径腔，衰减比会根据节流孔径而发生变化。

[0056] 也就是说，如图3(a)(b)所示，虽然当节流孔径减小时，静刚度会增大，但是液压供排管19内的液压油难以流过节流孔20而使衰减比减小。另一方面，虽然当节流孔径增大时，静刚度会下降，但是液压供排管19内的液压油易于流过节流孔20而使衰减比上升。

[0057] 而且，如图3(c)所示，可知如下情况，即，如果将节流孔径(后文描述)设定为预定的范围，则动刚度将明显提高。

[0058] 但是，一直以来，在液压供排管19上仅设置了节流孔20的状态下，如图2(a)(b)所示，根据即使扩大节流孔径衰减比也是固定的这一理论，而仅着眼于静刚度，从而减小节流孔径(约φ2.0mm或其以下)。

[0059] 但是，知晓了如下情况，即，通过设置扩径腔21，从而如上文所述，当扩大节流孔径时，衰减比将提高。因此，在本实施例中，在设置扩径腔21的基础上，着眼于节流孔径与衰减比、即动刚度，从而发现了能够进一步增大振动抑制效果的节流孔径的适当范围。

[0060] 此外，由于从液压缸17到阀座之间存在距离，而且节流孔20使管径缩小，因此即使仅设置节流孔20，也会出现液压供排管19内的液压油难以流动的状况，从而衰减比不会上升。

[0061] 但是，在本发明的实施例1所涉及的轧机中，通过在液压供排管19上，在节流孔20的出口侧设置扩径腔，从而产生压力差，进而通过使液压油流过节流孔20，从而能够提高衰减比。

[0062] 此外，即使对扩径腔室21而言，从动刚度的观点出发，也可以发现，如果将其设定为预定范围的容量(后文描述)，则动刚度将明显提高。

[0063] 以下，对动刚度明显提高的节流孔径的范围进行求解。

[0064] 图4为动刚度的模拟模型图。分别对如下部件进行模型化而得到如下内容，即，图4中的A为节流孔20、B为液压供排管19、K1为机架的弹性系数、K为整个模型的静刚度、c为结构体的衰减系数、D为机架11、E为工作辊12和工作辊轴承座13、F为液压缸17、P为液压泵。在工作辊12和工作辊轴承座13的运动方程式中，将节流孔20的前后压力差决定流量的特性考虑进来。

[0065] 根据图4，运动方程式可由下述式(1)(2)来表示。

[0066] 式1

[0067]

[0068] f0：激振力；ω：激振频率；Foil：液压缸推力；

[0069] X：工作辊位移；m：工作辊及其轴承座质量；

[0070] C：衰减系数；k＝K1：机架的弹性系数；t：时间。

[0071] 式2

[0072]

[0073] Qor：节流孔流量；Aor：节流孔截面积；

[0074] ΔP：节流孔前后压力差；ρ：液压油密度；co：流量系数。

[0075] 另外，动刚性Kd可由下述式3来表示。

[0076] 式3

[0077]

[0078] 根据上述式(1)，激振力f0与工作辊位移X的关系如图5所示。

[0079] 而且，对每个激振频率ω的工作辊位移X进行计算，并算出激振力f0与工作辊位移X之比(上述式(3))。但是，如图6所示，该比值根据激振频率ω值而变化。

[0080] 因此，将根据激振频率ω值而变化的激振力f0与工作辊位移X之比中的最小值作为动刚度Kd而求出。即，针对每个激振频率ω而施加激振力f0，将动刚度Kd表示为激振力f0与工作辊位移X之比的最小值、决定振动时的动作的值。

[0081] 以上述方式针对每个节流孔径求出动刚度Kd，其结果如图7(a)(b)所示。

[0082] 图7(a)为节流孔径与动刚度比关系的曲线图，图7(b)为节流孔径与液压供排管19内径之比(节流孔径的配管内径比)与动刚度比关系的曲线图。另外，图7(a)为液压供排管19的内径(配管内径)为φ18mm的情况。此外，动刚度比是指与节流孔径为0、即液压缸被封住状态时的的动刚度之比(图8～9亦相同)。

[0083] 如图7(a)(b)所示，发现如下情况，即，通过增大以往被设计为约φ2.0mm以下的节流孔径，反而进一步提高了动刚度比。尤其是，在图7(a)中，在节流孔径2.5mm以及15m处具有拐点，在2.5mm以上15mm以下时，动刚度比急剧上升，在图7(b)中，节流孔径的配管内径比在0.15(15％)以及0.85(85％)处具有拐点，在15％以上85％以下时，动刚度比急剧上升。

[0084] 此外，如果节流孔径设为φ2.5mm以上，则作为以往问题点的异物堵塞也变得难以产生了。

[0085] 因此，在本发明的实施例1所涉及的轧机中，将节流孔径设为φ2.5mm以上、配管内径比15％～85％的大小。此时，动刚度比提高为1.2以上。

[0086] 此外，关于扩径腔21的容量，根据其与动刚度比关系的求解结果，发现了如图8(a)(b)所示的情况。

[0087] 图8(a)为扩径腔21的容量(扩径腔体积)与动刚度比关系的曲线图，图8(b)为扩径腔体积与液压缸17体积之比(扩径腔体积的液压缸体积比)与动刚度比关系的曲线图。

[0088] 在此，所谓液压缸体积，定义为由液压缸径和行程所决定的容量。具体举例来说，当液压缸尺寸为D250mm(无杆腔直径)/d230mm(活塞杆直径)×90mm行程时，缸体积Vc＝(π/4)×252×9(cm3)，大约为4.4升。因此，如后文所述，在扩径腔体积为0.3升～8.0升时，扩径腔体积的液压缸体积比为0.07～1.8。

[0089] 如图8(a)所示，当扩径腔体积为0.3升以上时，则动刚度比将提高至1.2以上，最大提高至3.0左右。即，如图8(b)所示，当扩径腔体积的液压缸体积比为0.07以上时，动刚度比将提高至1.2以上，最大提高至3.0左右。

[0090] 另外，还发现，对于图8(a)中的扩径腔体积大于8.0升、即图8(b)中的扩径腔体积的液压缸体积比为大于1.8的值而言，由于曲线趋于饱和状态，动刚度比几乎不再提高，因此即使进一步增大扩径腔体积，所述动刚度也不会有大幅增大的效果。

[0091] 因此，在本发明的实施例1所涉及的轧机中，将扩径腔体积的液压缸体积比设为0.07以上1.8以下(即7％以上180％以下)。另外，此时，动刚度比为1.2以上。

[0092] 此外，对液压缸17和节流孔20之间的距离(液压缸-节流孔间距)与动刚度比的关系进行研究，发现了如下情况，即，如图9的曲线图所示，当液压缸-节流孔间距为7.0m以下时，动刚度比将达到1.2以上。

[0093] 因此，在本发明的实施例1所涉及的轧机中，将液压缸-节流孔间距设为7.0m以下。

[0094] 另外，对节流孔20和扩径腔21之间的距离(节流孔-扩径腔间距)与动刚度比的关系进行研究，发现了如下情况，即，如图10的曲线图所示，当节流孔-扩径腔间距为3.5m以下时，动刚度比将达到1.2以上。

[0095] 因此，在本发明的实施例1所涉及的轧机中，将节流孔-扩径腔间距设为3.5m以下。

[0096] 以上，对本发明的实施例1所涉及的轧机进行了说明。虽然本发明的实施例1所涉及的轧机在图1、2中将节流孔20以及扩径腔21仅设置在液压缸无杆腔侧的供排管19上，但是也可以进一步在活塞杆侧设置节流孔以及扩径腔。此外，也可以在液压缸活塞杆侧供排管19上仅设置节流孔而不设置扩径腔。不管采用哪种方式节流孔20以及扩径腔21的效果均不会改变。

[0097] 本发明的实施例1所涉及的轧机通过采用上述结构，从而能够在不使节流孔径过度减小的条件下，对轧机振动进行抑制。

[0098] 产业上的可利用性

[0099] 本发明适合作为对轧机尤其是热轧机在轧制过程中所产生的轧机振动进行抑制的装置。

[0100] 符号说明

[0101] 11、机架；

[0102] 12、工作辊；

[0103] 13、工作辊轴承座；

[0104] 14、支承辊；

[0105] 15、支承辊轴承座；

[0106] 16、压下单元；

[0107] 17、液压缸；

[0108] 18、机架衬板；

[0109] 19、液压供排管；

[0110] 20、节流孔；

[0111] 21、扩径腔；

[0112] 22、液压源。

标题	发布/更新时间	阅读量
轧机-专利编号CN104668290A	2020-05-11	850
轧机-专利编号CN1282636A	2020-05-12	213
轧机-专利编号CN104668290B	2020-05-11	881
轧机-专利编号CN105351507A	2020-05-13	889
一种轧机用轴承滚子-专利编号CN101769338A	2020-05-11	643
轧机-专利编号CN1246394A	2020-05-12	361
轧机-专利编号CN103639202A	2020-05-11	330
轧机-专利编号CN1049805A	2020-05-12	378
轧机-专利编号CN107000002B	2020-05-13	416
轧机-专利编号CN85101137B	2020-05-13	247

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