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, führt zu Ausschuß und auch zu einer Beschädigung der Walzanlage. Auch bei schwacher Rattennstabilität 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.

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/dv < 0 negativ wird.-Daß eine solche Bremsung nicht zufriedenstellend ist, zeigt auch der Umstand, daß die meisten Walzanlagen mit einer automatischen Schwingungsübenvachung ausgerustet 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 Ratterphanomen zu finden.

Aufgabe der Erfindung ist es, die Selbsterregung von Schwingungen in Walzanlagen a priori auszuschalten.

Diese Aufgabe wird durch den Einbau von Resistanzgebem in die Walzanlage gelöst. Der Einbauort bestimmt sich durch die Lage der rückgekoppelten Resonanzschwingungen neigenden Schwingungsmode. Technische Ausführungen von Resistanzgebern sind die Schwingungsabsorber, z. B. beschrieben in der VDI-Richtlinie 2737, Blatt 1. (1980) und die Resonanztilger. Schwingungsabsorber haben einen spektral einstelbaren Resistanzverlauf.

Vorteilhaft sind Resistanzgeber die in mehreren Translations-und Rotationsfreiheitsgraden wirksam sind. Geeignet dazu sind Schwingungsabsorber in Schichtbauweise, wie an sich aus DP 24 12672 und DP 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 Ersatzsvstem 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.

Bei der Beschreibung werden folgende Bezeichnungen vereinbart : (X = Nummer der Figur.) XO = Walzanlage, Walzgerüst ; XI, X2 = Walzen ; X3 = Walzgut ; X4 = Resistanzwalze,- körper,-geber. X5 = Sensor zur Steuerung eines aktiven Resistanzgebers ; X6 = Kopplungsglied.

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 (einl) 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 F, und X1. in horizontaler Richtung F2 und x2 und die Momente und Drehwinkel sind Ts und (p5. Die Kräfte und Auslenkungen (Auslenkungsgeschwindigkeit) am einlaufenden Gut sind F4 und X4 (Xv4) und am auslaufenden Gut F3 und xi (X*,). Im allgemeinen Fall treten am Walzgut im unmittelbarer Nähe am Walzort auch die Momente und Drehwinkel T6, (P6 und T7, (p7 auf. Nach der bekannten Theorie der Modalanalyse kann die Walzanlage 10 schwingungs-technisch auf die einzelnen Moden n reduziert werden, bestehend aus der modalen Masse Mn, der modalen Dämpfung Dn und der modalen Feder Cn. Entsprechend der Fig. 2 bildet jede Mode n einen abgeschlossenen, einläufigen Schwinger. Dasselbe Ersatzschaltbild gilt sinngemäß auch für Drehmoden mit den Drehwinkeln (p. Entscheidend für die Stabilität der Modenschwingung ist der Betrag und das Vorzeichen des differentiellen Erregerfaktors En = dFn/dx'n. (x'n = dxn/dt = Geschwindigkeit, x** = 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 den Erregergliedern Emn = dFm/dx*n können ebenfalls selbsterregte Ratter- schwingungen auftreten. In Fig. 4 ist dazu die Ausgangsgleichung angegeben.

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 (ho) und die Sollwalzgeschwindigkeit vo 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.

Fig. 3 zeigt ein Walzgerüst 30 bestehend aus Arbeitswalzen 31 (und 31'), Stützwalze 32 und dem Walzgut 33. Um selbsterregte Schwingungen in vertikaler x,-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 Polvurethan und hat in x]-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 Modenmasse M, praktisch die Massensumme beider Wellen 31 und 32 angesetzt werden kann. Die maßgebende Federkonstante C, = dF,/dxl wird durch die Verjüngung des Walzgutes bestimmt : Ist eine Walzkraft F (h) notwendig, um eine Verjüngung h = h (einl)-h (ausl) bei den Walzparametern v = vo (v = Walzgeschwindigkeit) und h = ho zu erreichen so ist C, = 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 Cl = 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 v nachgeführt wird. (Bei einer stehenden Walze mit v = 0 gilt diese Beschreibung nicht.) Unter der Dämpfung D, 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 El dF/dx', ; insbesondere besteht bei einem negativen Wert-bei einem degressivem Walzkraftverlauf-die Gefahr einer Schwingungsanfachung. Die maßgebende Schwingungsgleichung für die Mode n = I lautet : (D1+R1+E1)x#1+C1x1=F(h0)M1x##1+ Die Integration liefert eine x-Schwingun (J mit der Kreisfrequenz colO und dem Exponentialfaktor exp(-##10t). (Die statische Verformung aufgrund der konstanten Walzlast F (ho) ist hier weggelassen.) x10exp(-##10t)sin(#10t)mit#10=sqr(C1/M1)und#=(D1+R1+E1)/#10M 1X1= Das Vorzeichen des Verlustfaktors P 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 o, lo und zu einer periodisch wechselnden Walzkraft F. Diese verursacht Rattermarken mit periodischen Dickenschwankungen im Walzgut. (Dickenwellen) Durch Zuschaltung der von der Resistanzwalze 34 kommenden Resistanz R = R, läßt sich eine Selbsterregung verhindern : > 0 Dämpfung. Schwingungsstabilität R1+E1=D1+ # Selbsterregung.Rattern.>0 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 x,-Richtung zu dämpfen, im gleichen Maß auch die horizontale x2 = Richtung und auch die Drehschwingung #5. Im letzteren Fall ist die Resistanzwalze 44 auch auf Drehschwingungen ausgelegt und habe die Drehresistanz R5. Bei einer antisymmetrischen Drehschwinguna-wenn die beiden Arbeitswalzen 41 und 41'im Gegensinn schwingen-setzt sich das Massenträgheitsmoment 05 aus der Summe von Arbeits-und Stützwalze 41 und 42 zusammen. Als Drehfeder wirkt der Term C5 = dT5/d (p5 für die vorgegebene Betriebsbedingung, gekennzeichnet durch den <BR> <BR> Index () 0 durch Walzgeschwindigkeit v0, Walzkraft F (ho), Verjüngung ho und<BR> <BR> <BR> <BR> <BR> Arbeitsmoment Tso. Wenn analog dem Beispiel in Fig. 3 die natürliche Eigendämpfung D5 und die zugeschaltete Resistanz R, den Erregerterm E5 = dT5/d (p@5 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 Flugzeugflügeln.) Die Schwingunggsgleichung bei einer solchen Modenkopplung lautet : +Mnx##n (Dn+ CnXn=(dFm/dxn)xn+ Mm X"m + (Dm + Rm)X'm-CmXm=(dFn/dXm)Xm Die linke Gleichungsseite beschreibt den einläufigen Resonanzschwinger der n. und m. Mode.

Für die Schwingungskopplung und-stabilitat maßgebend sind die Erregerglieder E, u, = dFm/dxn auf der rechten Seite. Im allgemeinen Fall sind bei Selbsterregung Rattermarken mit kombinierten Dicken-und Formwellen zu erwarten.

In Fig. 5 besteht die auf eine Walze 51 einwirkende Resistanzwalze 54 nicht aus einem homogenen Kunststoff, sondem aus einer ringförmigern 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. Die 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, 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.

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 x* der Walze 91 auf und in dem Resistanzgeber 94 wird-hier-elektrodynamisch eine Kraft F proportional x* 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 x* stellt gerade die Resistanz dar ; bekanntlich ist R = F/x*.

Auch im Walzgut selbst können angefachte Modenschwingung auftreten. Ein negativer Erregerfaktor E3 = dF3/dx*3 (Bezeichnung nach Fig. l) vermag im auslaufenden Walzgut eine longitudinale Resonanz bzw. ein Faktor E5 = dT5/d##5 eine Biegewellenresonanz anzuregen.

Im weiteren gibt es den Effekt der Modenanfachung : Sind v und c die Walzgeschwindigkeit und die Wellengeschwindigkeit des Walzgutes, so ist der Anfachungsfaktor u = (v/c) 2. Dieser kann als"negative Dampfungw, d. h. als Schwingungsgenerator aufgefaßt werden. (Ver2l.

Kritische Schwingungskonzentrationen in komplexen Strukturen. Zeitschrift fur Larmbekampfung. 45. Jg. März 1998. Springer-Verl.) 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 x* 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 12 in die Nähe des Walzgutes 123 gebracht, sodaß die Luftreibung in der Perforationen als Dämpfer mit einer konstruktiv einstellbaren Resistanz R wirkt.