VERMEIDUNG VON SELBSTERREGTEN RATTERSCHWINGUNGEN IN WALZANLAGEN

Beschreibung

[0001] Gegenstand der Erfindung ist es, die z. B. beim Kaltwalzen von Stahlblech auftretenden Rattermarken (engl. Chatter) auszuschließen. Bei ungünstigen Betriebszuständen treten über die Grundvibrationen hinaus periodische Schwingungen auf und wachsen exponentiell an. Dadurch erleidet das Walzgut Qualitätsminderung. Dies führt zu Ausschuß und auch zu einer Beschädigung der Walzanlage. Auch bei schwacher Ratterinstabuilität kommt es zu sog. Dicken- und / oder Formwellen. Dieselben Ratterphänomene treten neben Stahl auch bei den anderen Walzgütern auf, auch beim Walzen von Papier, ebenso beim Walzen von Bändern und Drähten.

[0002] Um eine Schwingungsanfachung als Ursache des Rattern zu vermeiden, gibt es an Stütz- oder Arbeitswalze angebrachte Bremsen. Dabei wird unterstellt, daß eine Walzenreibung auch die Walzenschwingungen dämpft. Daß diese Vorstellung im allgemeinen Fall nicht zutrifft, beweist das lästige und auch gefährliche Bremsenquietschen. Bekanntlich handelt es sich hier um eine gerade durch Bremsung verursachte, sog. selbsterregte Schwingung, deren Schwingungsenergie letztlich der Bremsvorgang liefert. Selbsterregung wird hier durch einen degressiven Reibkoeffizienten verursacht; d. h. wenn die Reibkraft F mit größer werdender Reibgeschwindigkeit v abnimmt, also dF/dν < 0 negativ wird. -Daß eine solche Bremsung nicht zufriedenstellend ist, zeigt auch der Umstand, daß die meisten Walzanlagen mit einer automatischen Schwingungsüberwachung ausgerüstet sind, Bei Überschreiten eines bestimmten Schwingungspegels wird ein Walzparameter verändert, - meist wird die Walzgeschwindigkeit heruntergefahren ― um aus dem kritischen Betriebsbereich zu kommen. Auch ein solches sekundäres Verfahren kann nicht befriedigen, da es nicht die primären Ursachen beseitigt. Aus diesem Grunde, und wegen der großen wirtschaftlichen Bedeutung wurde ein europäisches Forschungsprogramm gestartet, um die Ursachen und vor allem Abhilfe gegen das gefürchtete Ratterphänomen zu finden. Neben der Bremsung sind noch weitere Verfahren zur Vermeidung oder Minimierung von Ratterschwingungen bekannt. So wird in GB-A-1036922 vorgeschlagen, Walzenschwingungen dadurch zu verhindern, daß ein walzenförmiger Schwingungsabsorber verwendet wird, der eine dünne, harte Aussenschicht (z.B. Stahl) besitzt und unter dieser eine weichere, schwingungsdämpfenden Schicht (z.B. Gummi) besitzt, während der restliche Walzenkörper massiv ist. Die weiche, dämpfende Schicht bewirkt dabei eine Schwingungsentkopplung. Die mit dieser Anordnung zu erzielende Dämpfung ist jedoch gering. In US-A-3111894 wird beschrieben, wie durch den Anpressdruck von Walzen das Vibrationsverhalten einer Walzanlage beeinflußt wird, d.h. die Eigenfrequenzen werden verschoben. Weiterhin wird eine Walze beschrieben, die außen eine Gummischicht besitzt und dadurch die Schwingungen angekoppelter Walzen dämpfen soll. Wie bereits oben erwähnt, bewirkt eine Gummischicht in erster Linie eine Schwingungsentkopplung. Die Dämpfungswirkung einer solchen Maßnahme ist gering.

[0003] Aufgabe der Erfindung ist es, die Selbsterregung von Schwingungen in Walzanlagen a priori auszuschalten. Diese Aufgabe wird gemäß Anspruch 1 durch den Einbau von Resistanzgebem in die Walzanlage gelöst. Der Einbauort bestimmt sich durch die Lage der rückgekoppelten Resonanzschwingungen neigenden Schwingungsmode. Technische Ausführungen von Resistanzgebem sind die Schwingungsabsorber, z.B. beschrieben in der VDI-Richtlinie 2737, Blatt 1.(1980) und die Resonanztilger. Schwingungsabsorber haben einen spektral einstellbaren Resistanzverlauf. Vorteilhaft sind Resistanzgeber die in mehreren Translations- und Rotationsfreiheitsgraden wirksam sind. Geeignet dazu sind Schwingungsabsorber in Schichtbauweise, wie an sich aus DE-A-2412672 und DE-A-3113268 bekannt sind. Resonanztilger dagegen wirken nur bei ihrer Resonanzfrequenz und sind dort einzusetzen wo die Ratterfrequenz genau bekannt und konstant ist. Über diesen Stand der Technik hinaus ist es vorteilhaft, die Resistanzgeber walzenförmig und mitrotierend auszubilden. Damit kann eine möglichst nahe und möglichst harte Ankopplung der Resistanz des Resistanzgebers an das Walzzentrum in der die Walzenergie in Verformungsarbeit umgesetzt wird, um instabile Zustände mit Walzkräften und -momenten mit degressivem Kraftverlauf zu stabilisieren. Noch im Entwicklungsstadium befinden sich aktive Resistanzgeber, nach den bekannten Regeln der Antischalltechnik.- Der Erfindungsgegenstand ist anhand verschiedener Beispiele näher ausgeführt. Es zeigen

Fig. 1

Walzprozess, Bezeichnungen.

Fig. 2

Modales Ersatzsystem

Fig. 3 bis 5

Resistanzwalzen zur Schwingungsstabilisierung.

Fig. 6 und 7

Mitrotierende Resistanzkörper zur Schwingungsstabilisierung

Fig. 8 und 9

Feststehende Resistanzgeber.

Fig. 10 bis 12

Auf das Walzgut einwirkende Resistanzkörper.

[0004] Bei der Beschreibung werden folgende Bezeichnungen vereinbart (X = Nummer der Figur):

X0 =

Walzanlage, Walzgerüst;

X1,X2 =

Walzen;

X3 =

Walzgut;

X4 =

Resistanzwalze, -körper, -geber

X5 =

Sensor zur Steuerung eines aktiven Resistanzgebers

X6 =

Kopplungsglied.

[0005] Fig. 1 zeigt eine typische Walzanlage 10 in der das Walzgut 13 durch zwei Arbeitswalzen 11 (und 11'), die durch zwei Stützwalzen 12 gehalten, von der Wandstärke h_ein um den Betrag h auf die Wandstärke h_ausl gewalzt wird; h = h_einl - h_ausl. Die an der Arbeitswalze auftretenden, vertikalen Kräfte und Auslenkungen sind F₁ und x₁, in horizontaler Richtung F2 und x2 und die Momente und Drehwinkel sind T₅ und ϕ₅. Die Kräfte und Auslenkungen (Auslenkungsgeschwindigkeit) am einlaufenden Gut sind F4 und x₄ (ẋ₄) und am auslaufenden Gut F₃ und x₃ (ẋ-₃). Im allgemeinen Fall treten am Walzgut im unmittelbarer Nähe am Walzort auch die Momente und Drehwinkel T₆, ϕ₆ und T₇, ϕ₇ auf. Nach der bekannten Theorie der Modalanalyse kann die Walzanlage 10 schwingungstechnisch auf die einzelnen Moden n reduziert werden, bestehend aus der modalen Masse M_n, der modalen Dämpfung D_n und der modalen Feder C_n. Entsprechend der Fig. 2 bildet jede Mode n einen abgeschlossenen, einläufigen Schwinger. Dasselbe Ersatzschaltbild gilt sinngemäß auch für Drehmoden mit den Drehwinkeln ϕ. Entscheidend für die Stabilität der Modenschwingung ist der Betrag und das Vorzeichen des differentiellen Erregerfaktors E_n = dF_n/dẋ_n. (ẋ_n = dẋ_n/dt = Geschwindigkeit,

= Beschleunigung). Bei positivem Vorzeichen wirkt E wie eine Resistanz und dämpft, bei negativem Vorzeichen handelt es sich um einen Schwingerreger. Bei Überwiegen der natürlichen Dämpfung, d. h. bei D + E > 0 handelt es sich um eine stabiles Schwingsystem mit einer sich exponentiell verkleinernden Schwingung x. Bei Überwiegen eines negativen Anregungsfaktors E d. h. bei D + E < 0 dagegen, wächst die Schwingung exponentiell an. Diese Selbsterregung verursacht bei den ungekoppelten einläufigen Modenschwingern einen Rattereffekt. Mit der Kopplung von zwei Moden n und m mit dem Erregergliedern E_mn = dF_m/dẋ_n können ebenfalls selbsterregte Ratterschwingungen auftreten. In Fig. 4 ist dazu die Ausgangsgleichung angegeben.

[0006] Nach der Aufgabenstellung und der Lösung interessieren hier lediglich die schwingungsdynamischen Kräfte F und Ausschläge x. (Die Momente und Drehwinkel sind darin eingeschlossen.) Die konstanten Werte wie die Walzkraft F(h₀) und die Sollwalzgeschwindigkeit ν₀ sind bei der Aufstellung der modalen Ersatzschaltbilder nach Fig.2 wegtransformiert. Auch sollen hier die durch Inhomogenitäten hervorgerufenen Störkräfte und deren zwangserregte Schwingungen außer Betracht bleiben. Das relevante Problem ist hier die selbsterregte Schwingung, also die Frage ob die einzelnen Schwingungsmoden stabil sind und wie groß die Resistanz R der einzusetzenden Resistanzgeber sein muß, damit der Gesamtwert D + E + R > 0, also positiv ist.

[0007] Fig. 3 zeigt ein Walzgerüst 30 bestehend aus Arbeitswalzen 31 (und 31'), Stützwalze 32 und dem Walzgut 33. Um selbsterregte Schwingungen in vertikaler x₁ - Richtung zu verhindern, ist an die Stützwalze 32 eine Resistanzwalze 34 angekoppelt und dreht aufgrund der Anpressung mit. Deren Drehachse ist parallel zu den anderen Achsen und liegt in der Mittelebene. Die Resistanzwalze 34 besteht aus einem Kunststoff mit hoher innerer Dämpfung, z.B. aus Polyurethan und hat in x₁ - Richtung eine spektrale Resistanz, bei der kritischen Ratterfrequenz beträgt diese R. Als schwingungstechnisches Ersatzschaltbild wird Fig. 2 herangezogen, speziell der Fall n = 1. Da Arbeits- und Stützwalze 31 und 32 über deren Kontaktlinie hart gekoppelt sind, schwingen diese im relevanten unteren Frequenzbereich konphas, sodaß als Modenmesse M1 praktisch die Massensumme beider Wellen 31 und 32 angesetzt werden kann. Die maßgebende Federkonstante C1 = dF₁/dx₁ wird durch die Verjüngung des Walzgutes bestimmt: Ist eine Walzkraft F(h) notwendig, um eine Verjüngung h = h_einl - h_ausl bei den Walzparametern ν = ν₀ (ν = Walzgeschwindigkeit ) und h = h₀ zu erreichen, so ist C1 = 2dF(h)/dh. Hierbei ist Symmetrie der Walzen ober- und unterhalb des Walzgutes 33 unterstellt; deshalb auch der Faktor 2. Größenordnungsmäßig läßt sich die Federkonstante auch abschätzen nach C₁ = 2F(h)/h; dieser Wert entspricht der mittleren Federsteifigkeit. Die plastische Verformung des Walzgutes um h durch eine Kraft F(h) kann nur deshalb als elastische Federung beschrieben werden, da das Walzgut ständig mit der Geschwindigkeit ν nachgeführt wird. (Bei einer stehenden Walze mit ν=0 gilt diese Beschreibung nicht.) Unter der Dämpfung D₁ sind die natürlichen inneren Reibungsverluste zusammengefaßt, diese kann aus einer Nachhallmessung am ruhenden Walzgerüst 30 bestimmt werden. Der für die Schwingungsstabilität kritische Größe ist der Erregerterm E₁ = dF₁/dẋ₁; insbesondere besteht bei einem negativen Wert - bei einem degressivem WalzkraAveriauf - die Gefahr einer Schwingungsanfachung. Die maßgebende Schwingungsgleichung für die Mode n = 1 lautet:

Die Integration liefert eine x₁- Schwingung mit der Kreisfrequenz ω₁₀ und dem Exponentialfaktor exp (-ηω₁₀t). Die statische Verformung aufgrund der konstanten Walzlast F(h₀) ist hier weggelassen.

Das Vorzeichen des Verlustfaktors η bestimmt die Stabilität der Schwingung. Bei einem positivem Wert verkleinert sich infolge Dämpfung die Schwingamplitude. Bei negativem Vorzeichen kommt es zu einem (theoretisch exponentiellen) Anwachsen einer Resonanzschwingung mit der Frequenz ω₁₀ und zu einer periodisch wechselnden Walzkraft F₁. Diese verursacht Rattennarken mit periodischen Dickenschwankungen im Walzgut. (Dickenwellen). Durch Zuschaltung der von der Resistanzwalze 34 kommenden Resistanz R = R₁ läßt sich eine Selbsterregung verhindern:

Angepaßt an die speziellen Einbauverhältnisse und an die Lage der zur Selbsterregung neigenden Schwingungsmode n sind in den Fig. 4 bis 9 unterschiedliche Ausführungsformen zur Dämpfung mit einer Resistanz R dargestellt. In Fig. 4 besteht ein Walzgerüst 40 wieder aus Arbeits- und Stützwalze 41 und 42 und dem Walzgut 43. Die Resistanz wird hier vergleichbar zu Fig. 3 durch zwei auf die Arbeitswalze 41 einwirkende Resistanzwalzen 44 aufgebracht. Diese Anbringung erlaubt wieder die vertikale x₁ - Richtung zu dämpfen, im gleichen Maß auch die horizontale x₂ - Richtung und auch die Drehschwingung ϕ₅. Im letzteren Fall ist die Resistanzwalze 44 auch auf Drehschwingungen ausgelegt und habe die Drehresistanz R₅. Bei einer antisymmetrischen Drehschwingung - wenn die beiden Arbeitswalzen 41 und 41' im Gegensinn schwingen - setzt sich das Massenträgheitsmoment ϕ₅ aus der Summe von Arbeitsund Stützwalze 41 und 42 zusammen. Als Drehfeder wirkt der Term C₅ = dT₅/dϕ₅ für die vorgegebene Betriebsbedingung, gekennzeichnet durch den Index ( )₀ durch Walzgeschwindigkeit ν₀, Walzkraft F(h₀), Verjüngung h₀ und Arbeitsmoment T₅₀. Wenn analog dem Beispiel in Fig. 3 die natürliche Eigendämpfung D₅ und die zugeschaltete Resistanz R₅ den Erregerterm E₅ = dT₅/dϕ̇₅ kompensieren liegt ein stabiles Schwingsystem vor. Ohne den Einbau der Resistanzwalze 44 dagegen besteht Schwingungsanfachung und es kommt bei der unterstellten antisymmetrischen Schwingmode zu wellenförmigen Rattermarken (Formwellen). Die mehrdimensionale Resistanzwirkung nach Fig. 4 vermag auch die Selbsterregung von zwei gekoppelten Moden n und m auszuschalten (das klassische Beispiel einer gegenseitigen Anregung zweier Moden ist das Flattern von Flugzcugnügeln). Die Schwingunggsgleichung bei einer solchen Modenkopplung lautet:

Die linke Gleichungsseite beschreibt den einläufigen Resonanzschwinger der n-te und m-te Mode. Für die Schwingungskopplung und -stabilität maßgebend sind die Erregerglieder E_mn = dF_m/dx_n auf der rechten Seite. Im allgemeinen Fall sind bei Selbsterregung Rattermarken mit kombinierten Dicken- und Formwellen zu erwarten.

[0008] In Fig. 5 besteht die auf eine Walze 51 einwirkende Resistanzwalze 54 nicht aus einem homogenen Kunststoff, sondern aus einer ringförmigen Schichtung von Stahl und Kunststoff. Für den relevanten unteren Frequenzbereich läßt sich diese Schichtung als quasihomogenen Wellenleiter beschreiben und wieder durch eine Resistanz R kennzeichnen. Dank der höheren Masse, der größeren konstruktiven Freiheit lassen sich mit Resonanz höhere Resistanzdichten realisieren, sodaß keine durchgehende Zylinderwalze notwendig ist und einzelne Walzenscheiben ausreichen. Um eine gute schwingungsdynamische Ankopplung der Resistanzwalzen 54 an die Walze 51 zu gewährleisten, muß die Kontaktlinie eine hohe Hertzsche Federkonstante aufweisen. Dies wird erreicht, wenn der Außenmantel der Resistanzwalze 54 ebenfalls aus Stahl besteht. Wird dagegen die Resistanzwalze 54 als Resonator ausgelegt, so kann es zweckmäßig sein, die Federkonstanten der Hertzschen Kontaktlinie so zu dimensionieren, daß die Hertzsche Federkonstante und die Walzenmasse einen Resonator mit der geforderten Resonanzfrequenz ergeben. Vorteilhaft bei dieser Lösung ist, daß durch die Anpreßkraft die Hertzsche Federkonstante und damit die Resonanzfrequenz nachgeregelt werden kann.

[0009] In Fig. 6 ist der Resistanzgeber 64 im Innern der Stützwalze 62 angebracht. In Fig. 7 befindet sich am Rand der Arbeitswalze 71 ein Resistanzgeber 74, bestehend aus konzentrischen Stahl-/ Kunststoff-Schichten.
Die Ausführungsbeispiele der Fig. 8 und 9 zeigen feststehende Resistanzkörper 84 und 94, die auf die Walzen 81 und 91 wirken. In Fig. 8 ist der Resistanzkörper 84 durch eine Gleitlagerschale 86 angekoppelt und vermag Schwingungen senkrecht zum Lager zu unterdrücken. Im Beispiel der Fig. 9 wird die Resistanz R aktiv generiert. Dazu nimmt ein Sensor 95 die Schwinggeschwindigkeit ẋ der Walze 91 auf und in dem Resistanzgeber 94 wird - hier - elektrodynamisch eine Kraft F proportional ẋ auf die Walze 91 übertragen. Dies erfolgt nach dem Prinzip des Linearmotors oder durch eine Wirbelstrombremsung. Für die Steuerung gibt es aus der Antischall-Technik (engl. AVC = active vibration control) bekannte Lösungen. Der Proportionaltätsfaktor von F und ẋ stellt gerade die Resistanz dar; bekanntlich ist R = F/ẋ.

[0010] Auch im Walzgut selbst können angefachte Modenschwingung auftreten. Ein negativer Erregerfaktor E3 = dF3/dẋ₃ (Bezeichnung nach Fig. 1 ) vermag im auslaufenden Walzgut eine longitudinale Resonanz bzw. ein Faktor E5 = dT5/dϕ̇₅ eine Biegewelienresonanz anzuregen. Im weiteren gibt es den Effekt der Modenanfachung: Sind ν und c die Walzgeschwindigkeit und die Wellengeschwindigkeit des Walzgutes, so ist der Anfachungsfaktor µ = (ν/c)² Dieser kann als "negative Dämpfung", d.h. als Schwingungsgenerator aufgefaßt werden (Vergl. Kritische Schwingungskonzentrationen in komplexen Strukturen. Zeitschrift für Lärmbekämpfung. 45. Jg. März 1998. Springer-Verlag). Um diese Schwingungsinstabilitäten auszuschließen wirkt in Fig. 10 auf das Walzgut 103 eine Resistanzwalze 104 mit einer Resistanz R ein. Das Wirkungsprinzip ist identisch den in Fig. 3 beschriebenen Resistanzwalzen. Zusätzlich ist hier besonders eine Anpassung der Resistanz R an die Impedanz des Walzgutes vorzunehmen. Ein Impedanzsprung wirkt bekanntlich als Reflektor, bei Resistanzgleichheit dagegen wird ein Maximum an Schwingungsenergie dem Schwingsystem entzogen. In Fig. 11 wird vergleichbar zu Fig. 9 ein aktiver Resistanzgeber 114 gesteuert über das Signal ẋ des Schnellesensors 115 zur Erzeugung einer Resistanz R eingesetzt. Die Ausführung nach Fig. 12 schließlich eignet sich zur Dämpfung von transversalen Biegeschwingungen im Walzgut 123. Dazu wird eine perforierte Platte 124 in die Nähe des Walzgutes 123 gebracht, sodaß die Luftreibung in der Perforationen als Dämpfer mit einer konstruktiv einstellbaren Resistanz R wirkt.

Ansprüche

1. Vorrichtung zur Stabilisierung von Walzanlagen gegenüber selbsterregten Ratterschwingungen und gegen störende Dicken- und/oder Formwellen im Walzgut durch einen Schwingungsdämpfer gekennzeichnet durch folgende Merkmale:

a) als Schwingungsdämpfer wird ein walzenförmiger oder walzenscheibenförmiger Resistanzgeber (34,44,54,64,74) verwendet

b) der Resistanzgeber ist aus mehreren ringförmigen, sich radial abwechselnden Metall- und Kunststoffschichten aufgebaut

c) der Resistanzgeber wirkt durch seinen Schichtaufbau als radialer quasihomogener Wellenleiter

d) der Resistanzgeber ist kraft- und/oder momentenschlüssig an eine Walze (X1, X2) oder an ein Walzgut (X3) angekoppelt

e) der Resistanzgeber ist mitrotierend ausgeführt

f) am Umfang des Resistanzgeber von der Walze (X1, X2) oder dem Walzgut (X3) eingeleiteten translatorischen und/oder rotatorischen Körperschallschwingungen werden durch den Wellenleiter in einem oder mehreren Schwinungsfreiheitsgraden gedämpft.

g) die Punkt- und/oder Momentresistanz des Resistanzgebers im Bereich der kritischen Ratterfrequenz wirkt schwingungsdynamisch direkt auf den Walzpunkt mit der plastisehen Verformung des Walzgutes ein und hebt die durch degressive Walzkräfte und/oder - momente verursachte Ratterinstabilität auf.

2. Vorrichtung zur Stabilisierung von Walzanlagen durch einen Schwingungsdämpfer nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, daß die Kunststoffschichten des Resistanzgebers eine hohe innere Dämpfung besitzen.

3. Vorrichtung zur Stabilisierung von Walzanlagen durch einen Schwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1-2, dadurch gekennzeichnet, daß der Außenmantel des Resistanzgebers (54) aus Metall besteht.

4. Vorrichtung zur Stabilisierung von Walzanlagen durch einen Schwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1-3, dadurch gekennzeichnet, daß die Federkonstante der Hertzschen Kontaktlinie und die Masse der Resistanzwalze (54) einen Resonator mit einstellbarer Frequenz ergeben.

5. Vorrichtung zur Stabilisierung von Walzanlagen durch einen Schwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1-4, dadurch gekennzeichnet, daß der Resistanzgeber (64,74) im Innern der Walze (62) oder am Rand der Walze (71) angebracht ist.

Claims

1. Device for the stabilization of rolling mills with respect to self-starting rattling oscillations and against disturbing thickness and/or shape waves in the rolling stock by means of an oscillation damper, characterized by the following features:

a) a resistance generator (34, 44, 54, 64, 74) which is cylindrical or is in the form of a cylindrical disc is used as oscillation damper,

b) the resistance generator is constructed from a plurality of annular and radially alternating metal and plastic layers,

c) the resistance generator acts, by virtue of its layered construction, as a radial quasi-homogeneous wave guide,

d) the resistance generator is coupled to a roll (X1, X2) or to a rolling stock (X3) in terms of forces and/or moments,

e) the resistance generator is designed to be co-rotating,

f) translational and/or rotational structure-borne oscillations introduced on the circumference of the resistance generator by the roll (X1, X2) or by the rolling stock (X3) are damped by means of the wave guide in one or more degrees of freedom of oscillation,

g) the point and/or momentum resistance of the resistance generator in the range of the critical rattling frequency act in terms of oscillation dynamics directly on the rolling point by means of the plastic deformation of the rolling stock and cancels the rattling instability caused by decreasing rolling forces and/or rolling moments.

2. Device for stabilization of rolling mills by means of an oscillation damper according to claim 1, characterized in that the plastic layers of the resistance generator possess high internal damping.

3. Device for stabilization of rolling mills by means of an oscillation damper according to one of claims 1 - 2, characterized in that the outer casing of the resistance generator (54) consists of metal.

4. Device for stabilization of rolling mills by means of an oscillation damper according to one of claims 1 - 3, characterized in that the spring constant of the Hertzian contact line and the mass of the resistance cylinder (54) result in a resonator having an adjustable frequency.

5. Device for stabilization of rolling mills by means of an oscillation damper according to one of claims 1 - 4, characterized in that the resistance generator (64, 74) is mounted inside the roll (62) or at the edge of the roll (71).

Revendications

1. Dispositif de stabilisation d'installations de laminage vis-à-vis des oscillations de vibrations auto-produites et des ondes d'épaisseur et/ou de forme gênantes dans les produits laminés grâce à un amortisseur d'oscillations, caractérisé en ce que :

a) comme amortisseur d'oscillations on utilise un donneur de résistance en forme de cylindre ou en forme de disque de cylindre (34, 44, 54, 64, 74),

b) le donneur de résistance est constitué de plusieurs couches annulaires de métal et de matière synthétique alternant de façon radiale,

c) le donneur de résistance agit de par sa constitution stratifiée comme guide-ondes quasi-homogène radial,

d) le donneur de résistance est couplé au moyen d'une liaison par la force ou par le moment à un cylindre (X1, X2) ou à un produit laminé (X3),

e) le donneur de résistance est réalisé de manière à tourner simultanément,

f) les oscillations d'ondes corporelles de translation et/ou de rotation introduites à la périphérie du donneur de résistance par le cylindre (X1, X2) ou par le produit laminé (X3) sont amorties par le guide-ondes selon un ou plusieurs degrés de liberté d'oscillation.

g) la résistance de point et/ou de moment du donneur de résistance dans le domaine de la fréquence de vibration critique agit du point de vue dynamique d'oscillation directement sur le point de laminage avec la déformation plastique du produit laminé et fait disparaître l'instabilité de vibration provoquée par les forces et/ou moments de laminage dégressifs.

2. Dispositif de stabilisation d'installations de laminage au moyen d'un amortisseur d'oscillations selon la revendication 1, caractérisé en ce que les couches de matière synthétique du donneur de résistance possèdent un amortissement interne élevé.

3. Dispositif de stabilisation d'installations de laminage au moyen d'un amortisseur d'oscillations selon l'une des revendications 1 ou 2, caractérisé en ce que l'enveloppe externe du donneur de résistance (54) est constituée de métal.

4. Dispositif de stabilisation d'installations de laminage au moyen d'un amortisseur d'oscillations selon l'une des revendications 1 à 3, caractérisé en ce que la constante de rappel de la ligne de contact hertzienne et la masse du cylindre de résistance (54) fournissent un résonateur à fréquence réglable.

5. Dispositif de stabilisation d'installations de laminage au moyen d'un amortisseur d'oscillations selon l'une des revendications 1 à 4, caractérisé en ce que le donneur de résistance (64, 74) est agencé à l'intérieur du cylindre (62) ou au bord du cylindre (71).

Zeichnung