1600吨浮动轴钢坯剪切机的振动测试分析.pdf_大学文库

直导槽内上下滑行。由于剪切过程靠下刀上升来完成，所以这种剪切机属于下切式。压料机构由液压缸12和压板18组成，整个机构都装在上刀台上，剪切过程中靠液压缸内的液压力通过杠杆把钢坯夹持在压板和下刀之间，以防止钢坯倾斜。驱动装置由两台直流电动机1，减速机3和直接与偏心轴6相连的万向接轴4组成。控制器2用来使剪切机按照要求的运动规律和开口度工作。上、下刀台和万向接轴分别用液压缸17、16和5来平衡，为了实现剪切机构的确定运动和均衡空载负荷以及防止剪切时由于连杆两端铰链中存在间隙而造成的冲击，上刀台采用过平衡，下刀台采用欠平衡。剪切机的主要技术性能如下：最大剪切力 1600吨最大开口度 485毫米剪刀长度 1800毫米主轴偏心距 250毫米上下刀重合量 15毫米最大方坯剪切断面 400×400毫米最大板坯剪切断面 250×1500毫米每分钟剪切次数 6~12次/分压板力（二缸） 110吨减速机速比 14.95 电动机功率（直流） 2×700千瓦电动机转速 105/210转/分电压 660伏剪切机在使用过程中机架出现较大的振动，工作速度未达到设计水平(210转/分)。每分钟有效剪切次数较低，以致引起堆钢，限制轧机生产能力的发挥。为找到机架振动的原因，並摸清剪切负荷，制订合理的剪切规程，对该剪机先后进行过三次较全面的综合测试研究。本文只涉及有关剪机振动的测试和分析。二、测試方法 1.机架振动测量机架在铅垂平面内两个方向即平行轧线方向(Ay)和垂直轧线方向(Ax)都有振动，而以Ax振动比较厉害。我们只对传动端的一片机架的两个方向分别进行了测量一用应变梁直接测定其振幅和频率。在传动侧机架(1)的侧面地基上固定刚性支架7（图2），上端安有悬臂应变梁6，梁上贴有应变片。悬臂梁顶瑞装有可调的触头，其尖端顶在机架侧面上。当机架沿x方向振动时，应变梁即有信号输入应变仪，放大后用示波器记录。振幅的标定采用在触点与机架侧面之间垫不同厚度的垫片的办法。频率则在示波图上按时标计数而得。用相同的方法测量平行轧线方向的机架振动Ay。 2.上刀台摆动的测量 80

直导槽内上下滑行。由于剪切过程靠下刀上升来完成，所以这种剪切机属于下切式。庄料机构由液压缸和压板组成，整个机构都装在上刀台上，剪切过程中靠液压缸内的液压力通过杠杆把钢坯夹持在压板和下刀之间，以防止钢坯倾斜。驱动装置由两台直流电动机，减速机和直接与偏心轴相连的万向接轴组成。控制器用来使剪切机按照要求的运动规律和开口度工作。上、下刀台和万向接轴分另用液压缸、和来平衡，为了实现剪切机构的确定运动和均衡空载负荷以及防止剪切时由于连杆两端铰链中存在间隙而造成的冲击，上刀台采用过平衡，下刀台采用欠平衡。剪切机的主要技术性能如下最大剪切力吨最大开口度毫米剪刃长度毫米主轴偏心距毫米上下刀重合量毫米最大方坯剪切断面毫米最大板坯剪切断面毫米每分钟剪切次数一次分压板力二缸吨减速机速比电动机功率直流千瓦电动机转速转分电压伏剪切机在使用过程中机架出现较大的振动，工作速度未达到设计水平转分。每分钟有效剪切次数较低，以致引起堆钢，限制轧机生产能力的发挥。为找到机架振动的原因，业摸清剪切负荷，制订合理的剪切规程，对该剪机先后进行过三次较全面的综合测试研究。本文只涉及有关剪机振动的测试和分析。二、测款方法机架振动测里机架在铅垂平面内两个方向即平行轧线方向，和垂直轧线方向都有振动，而以振动比较厉害。我们只对传动端的一片机架的两个方向分别进行了测量－用应变梁直接测定其振幅和频率。在传动侧机架的侧面地基上固定刚性支架图，上端安有悬臂应变梁，梁上贴有应变片。悬臂梁顶端装有可调的触头，其尖端顶在机架侧面上。当机架沿方向振动时，应变梁即有信号输入应变仪，放大后用示波器记录。振幅的标定采用在触点与机架侧面之间垫不同厚度的垫片的办法。频率则在示波图上按时标计数而得。用相同的方法测量平行轧线方向的机架振动。上刀台摆动的测量

4.其他测避还有力能参数（如剪切力、压板力、主轴扭矩和电机参数等）；运动参数（如上下刀行程、主轴转角等)；蓄势器重锤行程、缓冲弹簧变形以及工.艺参数等的测定就不一一介绍了。三、机架振动的形态和原因图4是实测示波图，图中A架（即Ax)是传动端机架在垂直轧线平面内的振动信号； S上和S下分别表示上刀和下刀的行程曲线。由图可 a 知，在一次剪切过程中，机架的振动是几个间断的冲击信号，每次冲击时间约0.2秒。大量示波图表明，一次剪切中机架有两次较大的振动。第一次发生在上刀停止下降而下刀开始上升的时刻(a,点)，第二次发生在剪切完毕下刀刚停止在最低位置而上刀由静止开始回升复位的时刻。两次振动都发生在上、下刀运动交替的转折点，这两点正是偏心轴的两次瞬心转换点。两次较大振动之间还有两次较小的振动，这两次较小振动是处在压板接触及脱离钢坯的瞬间或压板脱离及接触止动块的瞬间。机架两次较大振动的振幅实测数据列于表1。由表可知振幅的大小与剪机所用的行程（开口度）有关。短行程时机架振动比长、中行程为大，这是由于短行程比长、中行程的速度高的缘故。表1 机架振幅的比较表行程长中短2 振幅（毫米）0.42~0.970.61~1.040.71.75 引起机架振动的原因是多方面的：图4机架振动与蓄势得运动及系 1.机架振动与剪切负荷的关系统液压示波图从大量实测示波图可以看出，机架在垂直轧线平面内的振动(Ax或A架)只与剪机的运动有关，而与剪切负荷无关。因为两次较大的振动分别在剪切金属之前和剪切结束以后发生的。大量空切实验与剪切金属时的情况相比，机架具有同样的振动(（Ax或A架)这一事实证明了这一点。因此可以不必担心加大剪切负荷会加剧机架在垂直轧线平面内的振动。看来防振减振(Ax)的问题主要在改善剪机的运动条件方面着手可能比较有效。然而，机架在平行轧线的铅垂平面内的振动(A,)却是与剪切负荷有关的，这在以后的实测示波图中将会看到，Ay与剪切扭矩相对应而出现，这是输入扭矩给机架的倾翻力矩所造成的。 2.机架振动的直接原因 82

程、了。其他测盆还有力能参数如剪切力、压板力、主轴扭矩和电机参数等运动参数如上下刀行主轴转角等蓄势器重锤行程、缓冲弹二簧变形以及工艺参数等的测定就不一一介绍三、机架振动的形态和原因图是实测示波图，图中架即是传动端机架在垂直轧线平面内的振动信号上和下分别表示上刀和下刀的行程曲线。由图可知，在一次剪切过程中，机架的振动是几个间断的冲击信号，每次冲击时间约秒。大量示波图表明，一次剪切中机架有两次较大的振动。第一次发生在上刀停止下降而下刀开始升的时刻点卜第二次发生在剪切完毕下刀刚停止在最低位置而上刀由静止开始回升复位的时刻。两次振动都发生在匕、下刀运动交替的转折点，这两点正是偏心轴的两次瞬心转换点。两次较大振动之间还有两次较小的振动，这两次较小振动是处在压板接触及脱离钢坯的瞬间或压板脱离及接触止动块的瞬间。机架两次较大振动的振幅实测数据列于表。由表可知振幅的大小与剪机所用的行程开口度有关。短行程时机架振动比长、中行程为大，这是由于短行程比长、中行程的速度高的缘故。表机架振幅的比较表 ’ 行 ’ 模 ” ’ 丧 … ’ 引币厂一夏石振幅毫米一一引起饥架振动的原因是多方面的图机架振动与蓄势器运动及系机架振动与剪切负荷的关系统液压示波图从大量实测示波图可以看出，机架在垂直轧线平面内的振动、或架只与剪机的运动有关，而与剪切负荷无关。因为两次较大的振动分别在剪切金属之前和剪切结束以后发生的。大量空切实验与剪切金属时的情况相比，机架具有同样的振动〔或架这一事实证明了这一点。因此可以不必担心加大剪切负荷会加剧机架在垂直礼线平面内的振动。看来防振减振、的问题主要在改善剪机的运动条件方面着手可能比较有效。然而，机架在平行轧线的铅垂平面内的振动却是与剪切负荷有关的，这在以后的实测示波图中将会看到，，与剪切扭矩相对应而出现，这是输入扭矩给机架的烦翻力矩所造成的。机架振动的直接原因

由于机架与剪切机构特别是上刀台直接接触，为了分析机架振动的原因，实验中不仅对上下刀的行程进行测定，而且还拍录了上下刀在机架滑槽内摆动(A上)的波形。图5是机架振动(A架即Ax)与剪切机构运动的示波图（长行程）。由图可知，上刀台确实並非只有沿机架导槽的上下移动(S上)，而且还有在上刀本身所在平面内反复的旋转运动（摆动)一A上。这种摆动也是发生在上下刀交替运动的转折点处，正好与机架振动(A架)合拍。这种现象在所有的运动示被图中重复出现，无一例外。因此可以得出结论：上乃搀动是机架振动(Ax) 的直接原因，机架振动提由于上刀摆动时的搔击造成的。 3.上刀为什么会摆动？上刀台的摆动既有可能，也有条件。图5机架叛动与剪切机机构运动首先，上刀台与机架及上下刀台之间接触的导示波图（长行程）槽中由于铜滑板的磨损，平时存在一定间隙，又加上更换滑板比较费事，更换周期较长，这种间隙有几毫米甚至十几毫米之多，这就给上刀摆动留有了余地。另一方面，上刀台下面由四个平衡缸支持，而四个缸之间又是互相沟通的连通器，对上刀台的摆动没有定位作用。因此只要有了摆动的条件（倾翻力矩），在运动中上刀台就会在导槽间隙范围内摆动而撞击机架。实际上，上刀台的这种摆动，也是肉眼可见的。由于剪切机构在运动中上下刀台全是支持 Q必 n 在液压平衡缸上的，上下刀台的运动必然直接与液压平衡力有关系。图6清楚地表明：在剪切机构运动中系统液压並不是静态的，而是上下波动的。重要的一点是压力波形的变化趋势又与上刀台的摆动波形合拍，在上下刀台运动交替的两个转折点a、b处也存在两次较大的 ∧ 一中行 a 图6剪切(140×700毫米)机图7各种行程下系统压力波形的比构运动和液压波动示意图较（空切） 83

由于机架与剪切机构特别是上刀台直接接触，为了分析机架振动的原因，实验中不仅对上下刀的行程进行测定，而且还拍录了下刀在机架滑槽内摆动上的波形。图是机架振动架即与剪切机构运动的示波图长行程。由图可知，匕刀台确实业非只有沿机架导槽的上下移动上，而且还有在上刀本身所在平面内反复的旋转运动摆动’ 一如碑种摆争呜是发生在上下刀交替运动的转折点处，一正好与机架振动架合拍。这示机波架振图动长与剪行切程机机构运动种现象在所有一的运才示彼图中重复出现，无一例外。因此可以得出结论，上刀摆动是机架振动、的直接原因，机架振动是由干上刀摆动时的撞击造成的。上刀为什么会摆动了上刀台的摆动一既有可能，也有条件。首先，上刀台与机架及上下刀台之间接触的导图槽中由子铜滑板的磨损，平时存在一定间隙，又加上更换滑板比较费事，更换周期较长，这种间隙有几毫米甚至十几毫米之多，这就给上刀摆动留有了余地。另一方面，上刀台下面由四个平衡缸支持，而四个缸之间又是互相沟通的连通器，对上刀台的摆动没有定位作用。因此只要有了摆动的条件倾翻力矩，在运动中上刀台就会在导槽间隙范围内摆动而撞击机架。实际上，上刀台的这种摆动，也是肉眼可见的。由于剪切机构在运动中上下刀台全是支持在液压平衡缸上的，上下刀台的运动必然直接与液压平衡力有关系。图清楚地表明在剪切机构运动中系统液压业不是静态的，而是上下波动的。重要的一点是压力波形的变化趋势又与上刀台的摆动波形合拍，在上下刀台运动交替的两个转折点、处也存在两次较大的图剪切毫米机较各种‘行空程切一’ 系统压力波形的比构运动和液压波动示意图图

液压波动。这就说明上刀台的摆动(A上)有可能是由系统压力(Q下)的波动造成的。图7 是在各种行程下系统压力的示波图。运动中的液压波动破坏了剪切机构和万向接轴的静态平衡条件。以剪切140×700毫米的板坯为例，系统压力的正向波动幅度（振幅）为48公斤/厘米2，反向（一）最大波动振幅为43.2公斤/厘米2。正是这种液压波动通过万向接轴对整个剪切机构造成很大的正负倾翻力矩，使整个剪切机构左右摆动，从而形成上刀台撞击机架的力学条件。图8是剪切机构摆动的受力简图，图中Q 为万向接轴平衡缸液压负波动对剪切机构造成的偏心载荷，M倾是Q对剪切机构造成的倾翻力矩，F是上刀台对机架的冲击反力。在剪切140×700毫米板坯时，第一次(a点)液压负波动为△Q。=-43.2公斤/厘米，万图8剪切机构的受力简图向接轴平衡缸出力下降到36.8公斤/厘米2，造成较大的欠平衡（，接轴自重28.9吨，平衡力只有15.28吨，.总的欠平衡力为-13.62吨)多作用在剪机主轴头上的偏心载荷为Q,=-13:62=-6.8吨（方向向下）。第二次(b点)相应 2 的液压波动为△Q.=一40公斤/厘米2，欠平衡力为Q。=-12.7吨，作用在轴头上的偏心载荷为Q。=一6.4吨。在这种情况下，a、b两点处对剪切机构造成的倾翻力矩分别是M倾·= -25吨·米，M倾°=-23.5吨·米。两次对机架的静态冲击力分别是F。=-11.3吨，F。= -10.6吨，使机架受到冲击而振动。至于在两次瞬心转换点(a,b)之间出现的另外两次机架振动（图4），则是压板接触钢坯、脱离止动块（下刀上升剪钢时）和接触止动块、脱离钢坯（下刀剪完下降时），在主回路中形成瞬时液压波动使万向接轴过平衡，从而使上刀台作相反方向倾翻而撞击机架。这时传动侧机架受到较小冲击（因力臂较小），故振动也较小或不明显，而非传动侧机架将应受到较大的冲击（未测量）。所以，通过对实测结果的分析，可以得出结论： (1)机架在垂直轧线方向的振动直接来自上刀台的摆动， (2)上刀台摆动主要是由剪机运动瞬心转换带来的回路液压波动，通过万向接轴对剪切机构造成的偏心载荷引起的。四、液压平衡系統的动态过程分析图9是剪切机液压平衡系统简图。由7个缸分别平衡上、下刀台和万向接轴的重量，另2个缸提供压板力。整个液压平衡系统的静压力来自重锤贮势器(1)。系统的液压波动是与剪切机的运动和控制方向密切相关的。譬如剪机在第一次瞬心转换时，自动伐11（或13）突然关闭，上刀台随即停止运动，在上刀平衡液路中形成水锤现象，再加上刀台(78吨)的惯性载荷效应，液压瞬时猛增，与此同时，在自动伐的另一方面即贮势器一端的管道中相应地出现液体疏松而压力瞬减。为了弄清楚这种压力瞬变过程。必须进行液压系统的动态分析。这里以自动伐突然关闭的瞬刻为时间起点，以自动伐本身伐门瓣为位置界限，试对上刀平衡液路作一动态分析如下。 84

液压波动。这就说明上刀台的摆动口有可能是由系统压力下的波动造成的。图是在各种行程下系统压力的示波图。运动中的液压波动破坏了剪切机构和万向接轴的静态平衡条件。以剪切毫米的板坯为例，系统压力的正向波动幅度振幅为公斤厘米么，反向一最大波动振幅为公斤厘米今。正是这种液压波动通过万向接轴对整个剪切机构造成很大的正负倾翻力矩，使整个剪切机构左右摆动，从而形成上刀台撞击机架的力学条件。图是剪切机构摆动的受力简图，图中为万向接轴平衡缸液压负波动对剪切机构造成的偏心载荷，倾是对剪切机构造成的倾翻力矩，是上刀台对机架的冲击反力。在剪切毫米板坯时，第一次点液压负波动为 △ 二一公斤厘米忿，万向接轴平衡缸出力下降到公斤厘米，，造成较大的忍叻图剪切机构的受力简图欠平衡，’ 接轴自重吨，平衡力只有吨， … 总的欠平衡力为一吨，作用在剪机主轴头上的偏心载荷为，二二一吨方向向下。第二次点相应的液压波动为△ 二一公斤厘米，欠平衡力为。一吨，作用在轴头上的偏心载荷为。一吨。在这种情况下，、两点处对剪切机构造成的倾翻力矩分别是倾 “ 二一吨。米，倾 ” 一吨米。两次对机架的静态冲击力分别是，二一吨，二一吨，使机架受到冲击而振动。至于在两次瞬心转换点，之间出现的另外两次机架振动图， ’ 则是压板接触钢坯、脱离止动块下刀上升剪钢时和接触止动块、脱离钢坯下刀剪完下降时，在主回路中形成瞬时液压波动使万向接轴过平衡，从而使上刀台作相反方向倾翻而撞击机架。这时传动侧机架受到较小冲击因力臂较小，故振动也较小或不明显，而非传动侧机架将应受到较大的冲击未测量。所以，通过对实测结果的分析，可以得出结论机架在垂直轧线方向的振动直接来自上刀台的摆动，上刀台摆动主要是由剪机运动瞬心转换带来的回路液压波动，通过万向接轴对剪切机构造成的偏心载荷引起的。四、液压平衡系统的动态过程分析图是剪切机液压平衡系统简图。由个缸分别平衡上、下刀台和万向接轴的重量，另个缸提供压板力。整个液压平衡系统的静压力来自重锤贮势器。系统的液压波动是与剪切机的运动和控制方向密切相关的。譬如剪机在第一次瞬心转换时，自动伐或突然关闭，上刀台随即停止运动，在上刀平衡液路中形成水锤现象，再加上刀台吨的惯性载荷效应，液压瞬时猛增，与此同时，在自动伐的另一方面即贮势器一端的管道中相应地出现液体疏松而压力瞬减。为了弄清楚这种压力瞬变过程。必须进行液压系统的动态分析。这里以自动伐突然关闭的瞬刻为时间起点，以自动伐本身伐门瓣为位置界限，试对上刀平衡液路作一动态分析如下