随着汽车、船舶和航天航空等工业对高强薄带钢产品的需求增大,轧机的运行速度不断提升,使得轧机异常振动频繁发生。这种异常振动易引发生产安全、运行部件疲劳损伤和带钢产品质量变差等问题,造成钢厂重大经济损失。因此,深入研究轧机振动问题具有重要的工程实际意义。然而,在研究轧机振动相关方面问题时,由于研究轧机的模型过于简化,不易于研究轧机系统局部特征或轧机系统整体影响下的子系统振动特征,且对于系统动力学模型的参数多以经验取值为主,鲜有研究具有现场实际工况下系统振动特征的系统参数辨识问题。因此,有必要尝试从轧机整体模型的角度进行轧机子系统的振动问题研究和分析以及获取具有实际工况振动特征的系统参数。本文以某厂1580热连轧机组在轧制高强板带薄带钢时,出现异常振动并导致传动系统集油盒连杆断裂为背景,以强烈振动的F2轧机主传动系统为研究对象,综合考虑轧机主传动系统振动特征与轧机整体振动特征的关系、主传动系统多源激励扰动和系统非线性结构参数辨识等问题,利用实验研究、有限元仿真分析和信号处理及动力学研究等多种研究方法对热连轧机轧制高强薄带钢产品时主传动系统异常振动问题进行探讨。本文主要研究工作及成果如下:(1)针对某厂1580热连轧机F2轧机发生异常振动,考虑主传动系统与轧机整体相互影响,进行F2轧机整体实验研究和整机有限元仿真分析,结果表明轧制高强薄带钢产品时,主传动系统的异常振动以38Hz和42Hz频率为主,还存在较为强烈的79Hz频率;特别地,79Hz振型主要发生在集油环连杆处,并且与38Hz和42Hz的“和频”相近,这些诱使主传动系统集油盒连杆疲劳失效。(2)主传动系统负载端工作辊的垂直和水平方向振动同样表现出明显的38Hz、42Hz和79Hz及其倍频等特征;主传动系统驱动端,电机驱动力矩电流及其支撑座表现出42Hz及其倍频的振动特征;以上现象表明,主传动系统发生基于负载端辊系的垂直-水平-扭转耦合振动和驱动端机电耦合振动。(3)为进一步研究主传动系统动力学特性,通过建立直窜式九自由度集中质量模型,获取轧机主传动系统线性结构参数;考虑高维方程求解的时间成本和客观存在的非线性因素等,将集中质量模型等效为包含非线性结构参数的二自由度动力学模型,并依据实际工程信号、信号处理方法和已建传动系统模型,辨识得到较为符合工程实际振动特征的系统非线性结构参数。(4)考虑主传动系统受到驱动端电机电磁力矩和负载端辊系的负载力矩协同扰动作用,建立多源激励扰动下的扭转振动动力学方程,分析多种共振形式下,传动系统结构参数对系统幅频特性的影响,结果表明:在不同共振形式下,随着线性和非线性阻尼项系数减小以及非线性刚度系数增大,系统共振幅值减小。综合工厂实际,提出通过优化轧制界面摩擦和润滑条件等措施调节系统阻尼系数或调节主传动系统两端驱动力矩和负载力矩的激励频率避免激励频率与传动系统结构固有频率形成共振条件进行振动抑制。