Проектирование и расчет главной линии четырехвалковой клети 600/1250*1600 холодной прокатки

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Введение

Главная линия включает четырёхвалковую клеть с гидравлической установкой и индивидуальным приводом валков от двухъякорных регулируемых электродвигателей постоянного тока через зубчатые муфты (одна из них с промежуточным валом), сдвоенный редуктор, а также зубчатые шпиндели для клети холодной и универсальные - горячей прокатки.

Прокатная клеть содержит:

1. Узел валков в составе рабочих и опорных валков с подушками. Подшипники рабочих толков четырёхрядные с коническими роликами, опорных - жидкостного трения двух исполнений: с упорным узлом качения со стороны привода и без него со стороны обслуживания. Подушки рабочих валков, как в кассетах, располагаются в П-образных подушках опорных.

2. Комплекс для установки валков в составе следующих устройств: нажимного, для уравновешивания верхнего опорного валка, для уравновешивания и противоизгиба рабочих валков, а также для установки линии прокатки при изменении диаметров валков.

Все они гидравлические. Гидроцилиндры нажимного устройства расположены над подушками верхнего опорного валка, а устройства для установки линии прокатки - под подушками нижнего. После установки линии прокатки давление в гидроцилиндрах установки сбрасывают, а нагрузку передают на специальные подкладки. Гидроцилиндры уравновешивания и противоизгиба рабочих валков расположены в подушках нижних рабочих валков, а уравновешивания опорных - в подушках нижних опорных. Специальные устройства над линией прокатки для компенсации изменения диаметров рабочих и опорных валков после переточек и перешлифовок не предусмотрены, поэтому расчётный ход поршней гидроцилиндров учитывает изменение диаметров валков в полной мере.

В этом задании не предусмотрен расчет следующих устройств: для смены валков, электромеханических нажимных в дополнение к гидравлическим, для распора опорных валков, для дополнительного изгиба и осевой сдвижки рабочих валков, клиновых для установки линии прокатки, а также месдоз.

3. Узел станин в составе собственно станин с направляющими планками на внутренних поверхностях окон, соединительных коробов и плитовин.

Кроме общепринятых правил округления расчётных величин для некоторых размеров приняты специальные правила:

1) до ближайшего меньшего целого числа, кратного 5 мм;

2) до ближайшего большего целого числа, кратного 5 мм;

3) до ближайшего целого числа, кратного 5 мм;

4) до ближайшего меньшего целого числа, кратного 10 мм;

5) до ближайшего большего целого числа, кратного 10 мм.

Свидетельством необходимости их применения является стрелка с номером правила, например 1, 2 и т. д. Другие правила округления специально оговариваются.

1. Исходные данные и предварительные расчеты

1.1 Основные параметры и размеры

1. Шифр варианта задания для курсового проектирования No представляет собой двузначное число, первая цифра которого соответствует номеру строки, а вторая - номеру столбца в табл. 1, где заданы номинальные диаметры D и длины бочки L рабочих валков по ГОСТ 5399 - 69.

Клети, диаметры валков которых в таблице находятся выше ломаной линии, предназначены для холодной, а ниже - для горячей прокатки. Например, варианту No = 72 отвечает клеть горячей прокатки с рабочими валками диаметром D = 600 и длиной бочки L = 1250 мм.

Таблица 1. Диаметры и длины бочки рабочих валков

Номер строки	Номер столбца
	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9
0	360	380	400	420	450	480	500	530	560	600
1	380	400	420	450	480	500	530	560	600	630
2	400	420	450	480	500	530	560	600	630	670
3	420	450	480	500	530	560	600	630	670	710
4	450	480	500	530	560	600	630	670	710	750
5	480	500	530	560	600	630	670	710	750	800
6	500	530	560	600	630	670	710	750	800	850
7	530	560	600	630	670	710	750	800	850	900
8	560	600	630	670	710	750	800	850	900	950
9	600	630	670	710	750	800	850	900	950	1000
L	1120	1180	1250	1320	1400	1500	1600	1700	1800	2000

Номинальный диаметр опорного валка

(1)

куда значения коэффициента k1 берут из табл. А2. Для клети горячей прокатки k1 =Е(0,06*600+27)= 63.

Окончательно диаметр опорного валка выбирают следующим большим полученного расчётом из параметрического ряда ГОСТ 5399 - 69, приведённого в разделе 1.3.3 основного текста, то есть = 1600 мм. Длина бочки опорного валка L = 12500 мм

Таблица 2. Коэффициенты для формирования исходных данных

Назначение стана	k1	k2	k3	k4
Холодная прокатка	Е(0,06D + 27)	1	0,4	1,2
Горячая прокатка	54	2	2,0	1,5

Коэффициент уже использован для определения диаметра опорного валка по формуле (1), коэффициент встречается в формулах (3), (5) и (8), - также в формуле (8), - в формуле (23).

3. Минимальные диаметры валков после перешлифовок

= (1 - 0,08)*600=552550мм-раб.валок

= (1 - 0,05)1600 = 1520 1 1600 мм.-опор.валок (2)

где k = 0,08 и = 0,05 - принятые коэффициенты уменьшения диаметров рабочих и опорных валков при перешлифовках.

4. Прочностные и упругие характеристики валков берут из табл. 3.

Таблица 3. Характеристики валков

Назначение валков	Материал	Е, МПа	G, кПа	HSD	[ ]	[ ]	[к]
					МПа
Рабочие горячей прокатки	Чугун легированный	1,75105	0,66108	75	90	72	3400
Рабочие холодной прокатки	Сталь	2,10105	0,79108	90	140	80	5300
Опорные	Сталь	2,10105	0,79108	60	120	-	2200

Здесь Е и G - модули упругости первого и второго рода,

HSD - твёрдость бочки по Шору,

[ ], [ ] и [к] - допускаемые напряжения изгиба, кручения и контактные. Допускаемые напряжения изгиба, в общем, отвечают рекомендациям, данным после формулы (172), напряжения кручения для стальных и чугунных валков рассчитаны по формулам, приведённым после формулы (178), а контактные - по формуле (175).

5. Плотность материала стальных кованых рабочих и опорных валков, а также других изготовленных из проката и кованых деталей = 7,8, чугунных рабочих валков = 7,2, стальных литых и некоторых других деталей = 7,6, бронзовых направляющих на стойках станины = 8,6 т/м3.

6. Максимальный подъём верхнего валка

H = 0,05 k2 D = 0,051600 = 30 5 40 мм. (3)

7. Наибольшие размеры сопряжённых с рабочим валком деталей - подушек и головок шпинделей - не должны превышать его минимального диаметра. Высоту подушки находят по формуле

, (4)

типоразмер и диаметр D3 головки зубчатого шпинделя подбирают по таб. 12 ,а универсального шпинделя - по табл. 12. Для привода клети холодной прокатки сейчвс надо принять зубчатые шпиндели ШЗ 7,у которых диаметр головки - D3 =470мм, а горячей - универсальные шпиндели с головкой диаметром D3 = 530 мм. Допускаемые напряжения кручения в шпинделях и валах [ ] = 70 - 80 МПа.

1.2 Программа и режимы работы клети. Расчётные нагрузки

1. Срок службы клети с приводом = 25 лет.

2. Годовой объём производства

(5)

Здесь коэффициент k2 берут из табл. 2, а годовое количество прокатываемого в клети металла связывается с последней цифрой номера варианта. Для примерного расчёта как клети горячей прокатки в отступление от получаемого по этой формуле результата принят десятикратный объём производства А0 = 6106 т.

3. В производственной программе проектируемой клети три расчётных профиля i = 1, 2, 3 с относительной массой = 20 т/м, доли которых в сортаменте

а1 = 0,2,

а2 = 0,2 + N0 / 200 =0,56,

a3 = 0,6 - N0 / 200 =0,24. (6)

4. Годовой выпуск каждого из профилей

Аi = аi А0 ,

А1 = а1 •А0 = 0,20,6106 = 0,12•106 т,

А2 = а2 •А0 = 0,5570,6•106 = 0,336•106 т,

А3 = а3 •А0 = 0,230,6106 = 0,144•106 т. (7)

5. Толщина полос расчётных профилей

h3 = k2•No / 200 + k3 =172/200+0,4 = 0,76 мм,

h2 = 1,6h3 = 1,60,76 = 1,216 мм,

h1 = 3h3 = 2,28 мм, (8)

где коэффициенты k2 и k3 здесь следует принимать по табл. 2.

6. Ширина полос

b1 = L - 150 = 1250 - 150 = 1100 мм,

b2 =0,9•b1 = 990 мм, b3 = 0,8b1 = 880 мм. (9)

7. Число полос каждого вида и суммарное, прокатываемое в клети за срок службы, и доли полос каждого вида в общем количестве

Zi = AiТсл /((G/B)bi),

Z1 = A1Тсл /((G/B)b1) = 0,12•10625/((20)1,1) =0 ,13636•106,

Z2 = A2Тсл /((G/B)b2) = 0,336•10625/((20)0,99) = 0,4242•106•,

Z3 = A3Тсл /((G/B)b3) = 0,144•106 25/((20)0,88) = 0,2045•106,

Z0 = Z1 + Z2+ Z3 = 0 ,3636•106 + 0,4242•106+ 0,2045•106= 765151,5145. (10)

Абсциссы участков циклограммы рис. А1



Рис. 1. Циклограмма нагружения линии привода валка

8. Крутящий момент на приводном конце одного наиболее нагруженного рабочего валка при прокатке расчётных профилей

,

Е(0,7101)=70кНм, (11)

9. Частоты вращения рабочих валков при прокатке расчётных полос и их заправке

n1 =Е

Е(1,4186) =260, =Е(1,9186) = 353,

= Е(0,4186) = 74 об/мин-1. (12)

10. Линейная скорость валков номинального диаметра при прокатке расчётных профилей

. v1 = 0,60186 / 60 = 5,84,

v2 = 0,60260 / 60 = 8,16, v3 =0,6353 / 60 = 11,07 м/с. (13)

11. Номинальная частота вращения двигателей и передаточное число редуктора.

Номинальную частоту вращения двигателей выбирают из параметрического ряда ГОСТ 10683 - 73, приведённого после формул, согласно следующему алгоритму. Находят отношения u1 (следующей большей частоты из параметрического ряда к частоте n1) и u2 (частоты n1 к предыдущей меньшей). Если u1 <u2, в качестве номинальной принимают следующую большую частоту из параметрического ряда, в противном случае - предыдущую меньшую:

u1 = 200/186 = 1,0753, u2 = 186/150= 1,2400,

и поскольку u1 < u2, то > 186 200 об/мин, (14)

Передаточное число редуктора в линии холодной прокатки

В линии клети горячей прокатки редуктора нет, у шестеренной клети u=1.

12. Оценка показателя скорости в первой зоне регулирования

1, но если . (15)

Везде 1, кроме = 1861,0 / 200 = 0,930 в клети холодной прокатки.

13. Расчётное усилие, действующее на детали и узлы в окне одной станины, как полусумма усилий прокатки и противоизгиба рабочих валков

(16)

14. Усилие противоизгиба, действующее на одну шейку рабочего валка

(17)

1.3 Картина частот вращения валов, крутящих моментов и мощностей в кинематической линии клети

Как показано в разделе 1.2.5 основного текста, частоты вращения валов в кинематической линии машины изменяются в связи с преобразованием в редукторах и (или) регулированием в двигателях, мощности - в связи с потерями, а крутящие моменты - как в связи с изменением частоты, так и с потерями мощности. Исследуем уровень этих параметров на различных валах, а именно, на приводных концах валков (j = 1), на выходных (j = 2) и входных (j = 3) валах редуктора или шестерённой клети и на валу двигателя (j = 4).

1. Частоты вращения валов в линиях клетей холодной и горячей прокатки

. n11 = n12 = 1861 = 186,

,

и n11 = n12 = n13 = n14 =1861 = 186 об/мин-1. (18)

2. Коэффициенты полезного действия для учёта потерь в валках 1 = 1, шпинделях 2 = 0,97, редукторе или шестерённой клети 3 = 0,94, зубчатых муфтах 4 = 0,98.

3. Крутящий момент в линии привода одного валка

, = 101,

но далее в линии клети горячей прокатки

,

, , (19)

4. Полная суммарная мощность в линиях привода обоих валков

. ,

, ,

и т.д. (20)

Результаты расчёта для всех режимов и валов в линиях клетей горячей прокатки сведены в табл. 4. Выделенные курсивом моменты в линии клети горячей прокатки не существуют, но реальную нагрузку соответствующих валов представляет их сумма М0.

Таблица 4. Изменение параметров в кинематических линиях клетей

j		i =1	i =2	i =3
		n	M	M0	N	n	M	M0	N	n	M	M0	N
Линия клети горячей прокатки
1 2	1,00 0,97	88,0 88,0	328 338,1	656 676,2	6042 6228	123,0 123,0	229 236	458 472	5896 6071	167,0 167,0	164 169	328 338	5733 5908
3 4	0,94 0,98	88,0 88,0	359,7 367	719,4 734	6626 6760	123,0 123,0	251 256	502 512	6463 6591	167,0 167,0	180 183	360 367	6292 6415

5. Номинальная мощность двигателей

Общее число якорей электродвигателей в линии клети горячей прокатки = 1 2 = 2. Суммарная номинальная мощность всех якорей согласно условию (227) должна превышать наибольшую из требуемых для прокатки любого профиля, в данном случае первого. Тогда оценками номинальной мощности каждого якоря в линии клетей холодной прокатки станут при i =1 значения

(21)

Номинальная мощность каждого якоря должна быть следующей большей из параметрического ряда по ГОСТ 12139 - 84, приведённого после формулы (227), тогда в качестве номинальной мощности двухдвигательного привода клети холодной прокатки надо принять = 22Ч1400 кВт.

2. Проектирование клети

Прокатная клеть содержит:

1. Узел валков в составе рабочих и опорных валков с подушками. Подшипники рабочих валков четырёхрядные с коническими роликами, опорных - жидкостного трения двух исполнений: с упорным узлом качения со стороны обслуживания и без упорного узла со стороны привода. Подушки рабочих валков, как в кассетах, располагаются в П-образных подушках опорных.

2. Гидравлические устройства для установки валков: нажимного, для уравновешивания верхнего опорного валка, для уравновешивания и противоизгиба рабочих валков и для установки линии прокатки при изменении диаметров валков, хотя в качестве альтернативы последнему рассмотрено также электромеханическое клиновое устройство.

Гидравлические цилиндры нажимного устройства расположены над подушками верхнего опорного валка, а устройства для установки линии прокатки - под подушками нижнего. После установки линии прокатки давление в её гидроцилиндрах сбрасывают, а нагрузку передают на специальные подкладки, к которым при проектировании фундамента клети должен быть обеспечен доступ. Гидравлические цилиндры уравновешивания и противоизгиба рабочих валков расположены в подушках нижних рабочих валков, а уравновешивания опорных - в подушках нижних опорных.

3. Узел станин в составе собственно станин, соединительного короба, распорных шпилек и плитовин. Разработка электромеханических нажимных устройств взамен или в дополнение к гидравлическим, месдоз, устройств для дополнительного изгиба и осевой сдвижки рабочих валков, для распора между рабочими и опорными валками, для смены рабочих и опорных валков не предусмотрена. Эти и любые другие разработки в рамках учебного проектирования можно делать факультативно.

2.1 Узел валков

Узел рабочего валка

1. Подбор подшипника

Оценка наружного диаметра подшипника

. (22)

Следуя этой оценке, по табл. 5 подбирают четырёхрядный радиально-упорный подшипник с коническими роликами № 332059. Его габаритные размеры

D4 =510, d1 = 360, B2 = 380 мм.

Эквивалентная динамическая нагрузка, рассчитанная в предположении, что скорость прокатки максимальна, на подшипник всегда действует наибольшее усилие противоизгиба рабочих валков и осевые силы отсутствуют, а также отвечающий такой нагрузке 90-процентный ресурс подшипника.

,

. (23)

где kТ = 1,1 - поправка на температуру в подшипнике, принятую равной 150С,

k4 - коэффициент динамичности из табл. А2,

С - коэффициент динамической грузоподъёмности (табл. А5).

Таблица 5. Подшипники для рабочих валков. Габаритные размеры и основные расчётные параметры

№	d1	D4	B2	C, МН
330899А	198,438	284,162	225,425	1,72
331156	220,662	314,325	239,712	2,05
330758А	304,902	412,648	266,700	2,86
331664	330,302	438,023	254,000	2,46
330661С	343,052	457,098	254,000	2,64
330662А	355,600	482,600	269,875	3,03
332059	360,000	510,000	380,000	4,80
331159А	368,300	523,875	382,588	5,50
331333	409,575	546,100	334,962	4,46
331192А	430,000	570,000	336,000	4,29
332096	482,600	615,950	330,200	4,84
331157А	514,350	673,100	422,275	6,82
331978	540,000	690,000	400,000	6,60
331189	584,200	730,250	349,250	5,23
331175А	609,600	787,400	361,950	6,93
331190	660,400	812,800	365,125	6,27
331351	710,000	900,000	410,000	8,25

2. Ширина подушки

= 1,75810 = 1420 мм. (24)

3. Размеры шейки, конца валка и подшипникового узла

= 380 3 380, = Е(380- 3 380/4) = 95,

= Е(95 + 380 - 5) = 480,

=2380 - 95 - 470 =195,

= 0,6595 = 61,8360, мм.

,

, ,

,

= 1250 +2380 = 2010,

,

= 1,07540 = 577,8 3 580 (рис. 7),

= 0,9510 = 459 3 460 мм. (25)

Узел рабочего валка с подушкой приведен на рис. 2.

Рис. 2. Узел рабочего валка с подушкой: 1, 3 - узлы крышек и уплотнений (не проработаны); 2 - подушка; 4 - гайка

Размеры d5, s1, l23 и l7 взяты для стального валка из табл. 11, а чугунного (в скобках) - из табл. 12. Остальные необходимые для выполнения узла размеры назначены конструктивно.

4. Масса, момент инерции и крутильная податливость одного валка

,

,

(26)

Момент инерции и податливость валка здесь подсчитаны без учёта приводных концов длиной , а масса - с их учётом.

5. Масса одной подушки при средней плотности заполнения её объёма = 6 т/м3 и узла одного рабочего валка

(27)

Узел опорного валка

1. Подбор подшипника жидкостного трения по размерам и нагрузочной способности

Диаметр ПЖТ принимают по табл. 6 максимально возможным так, чтобы размер подушки (рис. 7) не превышал минимального радиуса валка:

1520 / 2 = 760 мм. (28)

Ближайший из отвечающих этому условию размер Н2 = 730 мм соответствует типоразмеру подшипника d =1180 мм, который и следует принять к установке.

Опорный валок изображен на рис. 3.



Рис. 3. Опорный валок

Таблица 6. Размеры элементов узла опорного валка, мм, и масса ПЖТ

1	d	650	710	800	850	900	1000	1120	1180	1320
	l
2	d6	650	710	797	847	891	981	1095	1148	1282
	d7	570	630	710	760	800	890	1000	1050	1180
	d8
	d9	340	340	450	450	450	500	500	500	500
	d10	275	275	380	380	380	425	425	425	425
	l8	110	110	120	120	125	125	130	135	140
	l9
	l10	400	400	500	500	500	600	600	585	650
	l11	220	220	260	290	290	290	320	350	380
	l12	250	250	270	270	270	430	430	430	430
3	l13
	l14
	l15	450	490	560	590	630	700	780	820	900
	l16
	l17
	l18
	B4	1040	1150	1220	1300	1350	1500	1570	1760	1900
	D7	710	770	870	920	970	1080	1210	1270	1420
	D9	915	975	1120	1170	1250	1350	1500	1570	1750
	H2	420	450	515	545	610	650	700	730	820
4	d11	400	400	500	500	500	560	560	560	560
	D8	600	600	720	720	720	820	820	820	820
	B6	190	190	218	218	218	242	242	242	242
5	G5.1
	G5.2

В табл. 6 строки 1 - это основные параметры подшипника жидкостного трения (диаметр и длина), остальные относятся к следующим элементам узла опорного валка:

2 - собственно валку,

3 - подушке,

4 - радиально-упорному подшипнику в фиксированном ПЖТ;

5 - масса ПЖТ с упорным узлом (G5.1) и без него (G5.2), т.

В числителе в таблице приведены параметры для подшипников при l/d = 0,75, а в знаменателе при l/d = 0,90.

Относительную длину подшипника определяют в зависимости от нагрузки так, чтобы удельное давление на площади диаметрального сечения подшипника при работе в длительном режиме с учётом графика нагрузочной способности не превышало 16 - 17 МПа.

Удельное давление в подшипниках

(29)

даже при l/d = 0,75 не превышает допускаемого и должно поддерживаться в диапазоне частот вращения втулки-цапфы между следующими наибольшим и наименьшим значениями

= 132,4,

= 27,7 об/мин1. (30)

Нагрузочная способность гидродинамического ПЖТ зависит от скорости цапфы, линейно связанной со скоростью прокатки, радиального относительного зазора и вязкости масла. Сорт масла в зависимости от наибольшей скорости прокатки выбирают по табл. 7, где для справки также приведена динамическая вязкость масел при 50 С, при других температурах T рассчитываемая по формуле .

Таблица 7. Выбор и характеристика масел для ПЖТ [59, с. 34]

Скорость прокатки v, м/с	Сорт масла	Динамическая вязкость , Пас	Показатель степени m
Менее 8 Свыше 8 до 15 Свыше 15 до 25 Свыше 25 до 60	для прокатных станов П-28 авиационное МС-20 авиационное МС-14 турбинное 30	0,200 0,128 0,091 0,028	3,03 2,85 2,70 2,19

Поскольку согласно расчёту (13) наибольшая скорость прокатки несколько превышает 11 м/с, надо остановиться на авиационном масле МС-20.

Рис. 4. График нагрузочной способности ПЖТ

График нагрузочной способности подшипника (рис. 4) строят по данным табл. 8 для принятого сорта масла и минимального относительного зазора в подшипнике по точкам с координатами

График нагрузочной способности подшипника (рис. 4) строим по данным табл. 4 для принятого сорта масла и минимального относительного зазора в подшипнике по точкам с координатами а0(0,0), А1(nон1,q21), А2(nон2,q22), А3(nон3,q23), А4(nон4,q24).

В нашем случае отрезок 27,75 - 132,375 мин-1 на уровне 13,73 Н/мм2 попадает под график нагрузочной способности ПЖТ 1000 при l/d = 0,75, смазке маслом МС-20 и минимальном относительном зазоре 0,00034. Окончательно принимаем ПЖТ с характеристиками d = 1180 мм, l/d = 0,75, сорт масла МС-20, = 0,0005.

2. Конструкция подушек и подшипникового узла

Конструкцию подушек и подшипникового узла иллюстрируют рис. 5 и 7. На рис.5 представлены два исполнения ПЖТ: над горизонтальной осью изображена часть подшипника с упорным узлом, а под ней (слева от линии обрыва) - без упорного узла. На рис.А5 видны:

1- узел задней крышки с уплотнениями (не проработан),

2- втулка-цапфа,

3- втулка-вкладыш с баббитовой заливкой,

4,12-корпуса подушек с упорным узлом и без него,

5-шпонка,

6,11-втулка в исполнениях 1 и 2,

7-подшипник качения упорного узла,

8,10-узлы передней крышки с уплотнениями для исполнений подшипников с упорным узлом и без него (не проработан),

9-кожух.

Монтажные уплотнения в передней и задней крышках рабочей кромкой прижимаются к вращающейся шейке валка или втулке-цапфе, а торцовое в задней крышке- к торцу бочки валка. Детально конструкцию не проработанных узлов желающие могут восстановить, обратившись к книге.

3. Валок (рис. 5)

Размеры валка согласно табл. 6, а также его габаритная длина

d6 = 1148, d7 = 1050, d8 = 874, d9 = 500, d10 = 425,

l8 = 135, l9 = 930, l10 = 585, l11 = 350, l12 = 430,

5175 мм. (31)

Нормальная конусность шеек валка K = 1 : 5 = 0,2.

Масса и момент инерции одного валка

где 0,363 =tg200

= tg (arc tg (K/2)) = tg (arc tg (0,2 / 2)) = 0,1.

(32)

Рис. 5. Конструкции подушек и подшипниковых узлов опорного валка

4. Подшипниковые узлы и подушки (рис. 5 и 7)

Основные размеры (табл. 6)

ПЖТ: d =1180, l = 880, l13 = 635, l14 = 515, l15 = 820, l16 = 1160,

l17 = 1260, l18 = 1520, L4 = L + 2l13 = 2520,

L5 = L4 + l17 + l18 = 5300,

D7 = 1270, D10 = 1,2d10 = 1,2425 = 510,

подшипник качения: d11 = 560, D8 = 820, B6 = 242,

подушка: H2 = 730, B4 = 1760, D9 = 1570, H3 = = 880,

H4 = = 1270 мм. (33)

Масса одного ПЖТ (табл. 6), одной подушки и узла одного опорного валка

G5.1 = 8,08, G5.2 = 6,5,

G6 =

G7 = G4 + G5.1+ G5.2 + 2G6 = 83,82 т. (34)

2.2 Устройства для установки валков

Гидравлические устройства

Гидравлические цилиндры всех устройств для установки валков поршневого типа (рис. 6), материал их корпусов и крышек - сталь с допускаемыми напряжениями растяжения [] = 120 МПа. Необходимые для проектирования параметры устройств даны в табл. 8, в которой

j - порядковый номер,

z - число цилиндров в устройстве,

р - давление масла в системе, МПа,

vц - скорость поршня, мм/с.

Таблица 8. Исходные параметры устройств для установки валков

j	Назначение устройства	z	p	vц
1	Установка зазора между валками (нажимное)	2	25	5
2	Уравновешивание верхнего опорного валка	4	16	10
3	Уравновешивание и противоизгиб рабочих валков	4	16	10
4	Установка линии прокатки	2	16	5

Рис. 6

1. Суммарные усилия на штоках половины гидравлических цилиндров каждого устройства, расположенных в окне одной станины,

,

, (35)

где = 1,2 и 1,4 - коэффициенты переуравновешивания для узлов рабочего и опорного валков соответственно,

g = 9,81 м/с2 - ускорение свободного падения.

2. Ход поршня каждого гидравлического цилиндра для обеспечения максимального подъёма и компенсации перешлифовки валков

,

,

,

мм. (36)

Далее расчёт ведут в цикле для , но подстановки приведены только для нажимного устройства, а все результаты представлены в табл. 9.

3. Диаметр поршня

(37)

Таблица 9. Результаты расчёта устройств для установки валков

j	Y3	H5	d12	t0	d13	H6	d14	l	l19	G8	Q	N2
1	14.34	130	860	105	1070	445	685	40	275	3.32	8.30	207,5
2	0,58	220	155	10	175	250	120	80	310	0.04	1.07	17.1
3	0,48	90	140	10	160	120	110	10	110	0.02	0,88	14.1
4	0.90	90	270	20	310	150	215	20	130	0,08	0.8	12.8

4. Толщина стенки, днища, крышки и поршня гидроцилиндра

(38)

5. Наружный диаметр гидроцилиндра

 (39)

6. Высота корпуса гидроцилиндра

. (40)

7. Диаметр, запас длины и длина штока

l1 = Н =40, l2 = 2(D1 + D2 / 2 - H4) = 80,

l3 = D1 - H1 = 10, l4 = H / 2 = 20,

(41)

Запас длины штока - это часть штока, выступающая над крышкой гидроцилиндра при потайном размещении гаек на шпильках её крепления, когда поршень находится в нижнем положении.

8. Масса одного гидроцилиндра в сборе

(42)

9. Оценки расхода масла и мощности насоса

клеть подшипник крутящий гидроцилиндр

(43)

где = 0,7 - кпд гидроцилиндра.

10. Компоновка гидравлических цилиндров

На рис. 7 видны:

1 - гидроцилиндр нажимного устройства,

2 - подушка верхнего опорного валка,

3 - подушка верхнего рабочего валка,

4 - подушка нижнего рабочего валка с гидроцилиндрами уравновешивания и противоизгиба рабочих валков,

5 - подушка нижнего опорного валка с гидроцилиндрами уравновешивания верхнего,

6 - бронзовая направляющая планка,

7 - гидроцилиндр устройства для установки линии прокатки,

8 - комплект подкладок.

Между корпусом гидроцилиндра нажимного устройства и подушкой верхнего опорного валка можно факультативно расположить месдозу для измерения усилия прокатки высотой до половины высоты гидроцилиндра, а вместо гидроцилиндра и подкладок для установки линии прокатки - клиновое устройство, для чего, разумеется, придётся увеличить высоту окон.



Рис. 7

Оси гидроцилиндров нажимного устройства и устройства для установки линии прокатки совпадают с вертикальными осями станин, а при виде спереди разнесены на расстояние L4, как и оси гидроцилиндров уравновешивающего устройства верхнего опорного валка. Оси гидроцилиндров уравновешивания и противоизгиба верхнего рабочего валка при виде спереди разнесены на расстояние L1. При виде сбоку расстояния по осям гидроцилиндров уравновешивания верхних рабочего и опорного валков (рис. 7) составляют

,

мм. (44)

11. Высота гидроцилиндра нажимного устройства при забое новых валков

. (45)

Вместо длинноходового гидроцилиндра высотой при забое новых валков 525 мм, рассчитанного не только на отработку заданного хода валков Н, но также и на компенсацию их перешлифовок, можно принять рассчитанный только на отработку хода валков Н = 40 мм. Для компенсации перешлифовок валков в окна придётся вводить дистанционные плиты высотой до

= 90 мм.

Наконец, можно совместить гидронажимное устройство с электромеханическим, и тогда ход гидроцилиндра может быть ограничен 5 - 10 мм.

Используя в конструкции клети дистанционные плиты, можно уменьшить ход гидроцилиндров и других устройств для установки валков.

12. Размеры пакета подкладок под подушки нижнего опорного валка. Минимальный и максимальный зазор между подушками нижнего опорного валка и окном станины и размеры пакета подкладок (рис. 7)

, ,

. (46)

Сечение пакета В7В7, высота от до .

2.3 Узел станин

Станины

1. Размеры сечений стоек и поперечин (рис. 9)

= 1230 мм. (47)

2. Размеры окна по ширине и высоте (рис. 7, 9а)

= 1840,

. (48)

Эти размеры предполагают гидравлическую установку валков.

3. Внешние габариты и радиус скругления наружного контура

= 3480 мм,

=7715, 800 мм. (49)

4. Ширина лапы, высота лапы и бобышки (рис. А8в)

,

= 400 мм. (50)

5. Привязка линии прокатки и низа лап к низу окна станины

= 2450 мм,

= 320 мм. (51)

6. Диаметр и базы четырёх шпилек для крепления станины к плитовине

= 140 мм,

= 3800 мм,

= 410 мм. (52)

Расчётный диаметр шпильки d15 округляют в большую сторону до ближайшего в параметрическом ряду метрических резьб по ГОСТ 9150 - 2002 (М90, 95, 100, 105, 110, 115, 120, 125, 130, 140, 150, 160). Каждая лапа крепится к плитовине двумя шпильками, таким образом, в нашем случае следует использовать 8 шпилек М140. К фундаменту плитовины крепятся восемью фундаментными болтами такого же диаметра длиной (20 - 30) d15.

7. Масса одной станины

(53)

Рис. 8. Станина (а), короб соединительный (б) и лапа на плитовине (в)

Распорные (соединительные) элементы

Между верхними поперечинами станин на 6 шпильках устанавливают распорный соединительный короб (рис. А8б), а в углах нижних на нейтральной оси - две распорные шпильки

1. Толщина стенок, фланцев и диаметр крепёжных шпилек короба

= 32, = 40 мм. (54)

Толщины округляют до целых в соответствии с общепринятым правилом. Диаметр шпилек крепления короба принимают по толщине фланца равной 35 мм, их резьбу - по ГОСТ 9150 - 2002.

2. Высота и ширина фланцев короба

 - 10 = 1220 мм. = 1840 мм. (55)

3. Ширина, длина и масса короба

= 1640,

= 2520 - 700 =1700 мм,

(56)

4. Диаметр тела и общая длина распорных шпилек (на рисунках не показаны) с двумя концами под соответствующую резьбу и масса одной шпильки

d16 = 1,2d15 = 170 мм,

= 3620 мм,

(57)

Направляющие планки, плитовины и масса узла станин.

Бронзовые направляющие планки на внутренних поверхностях стоек фиксируют в окнах станин подушки опорных валков. На плитовины станины опираются лапами, они представлены здесь в виде балок Г-образного сечения (рис. 8 в).

1. Основные размеры планок и плитовин, включая не показанные на рисунках их длины ,

планка: t = = 40, 4700 мм. плитовина: = 800, = 640, = 320, = 4160 мм. (58)

2. Масса одной планки, одной плитовины и узла станин без шпилек, соединяющих короб и плитовины со станинами, их гаек и шайб, а также гаек и шайб распорных шпилек между станинами

планка: = 1,33т, плитовина: = 11,33 т. узел станин: = 238,66 т. (59)

2.4 Установка клети

1.Масса клети

= 430,1 т. (60)

2. Уровень линии прокатки относительно опорных поверхностей лап (плечо опрокидывающей силы)

=2930 мм. (61)

3. Максимально возможный опрокидывающий момент в клети

= 10,76 МНм. (62)

4. Усилия, прижимающие плитовины к фундаменту,

2,11 -/+ 0,84=МН. (63)

5. Удельное давление наиболее нагруженной плитовины на фундамент

 = 1,11 < [q] = 1,5 - 2,0 МПа [40, с. 155]. (64)

2.5 Напряжения в деталях клети и их деформации

Валки

1. Напряжения кручения в приводных концах рабочих валков

= 36 МПа < [ ]. (65)

2. Напряжения кручения, изгиба при максимальном усилии уравновешивания и противоизгиба, а также результирующие 2 в шейках стальных и чугунных рабочих валков холодной и горячей прокатки

= 10,8, =39,14,

= 43,38 [ ],

[ ], (66)

3. Напряжения изгиба в бочке и шейках опорных валков

=33,17,

60,2 МПа. (67)

4. Погонная нагрузка на контакте между рабочими и опорными валками, а также между рабочими валками и полосой минимальной ширины

= 214,34/1,25 = 22,94,

= 2(14,34 - 0,43)/0,88 = 31,6 МН/м. (68)

5. Приведённые модули упругости (139) и радиусы валков (140) стальных

,

= 0,218, = 0,30 м. (69)

6. Напряжения на контакте между рабочими и опорными валками, а также между рабочими валками и полосой, МПа,

=1965, = 2780. (70)

Все контактные напряжения в валках не превышают допускаемых из табл. 3.

7. Прогибы одного опорного валка под действием изгибающих моментов и поперечных сил на длине между серединами ПЖТ.

= 0,1765, = 0,1390 мм. (71)

8. То же на длине бочки

 = 0,0371,

= 0,0141 мм. (72)

9. Деформация сплющивания на контакте между опорным и рабочим валками, а также между рабочими и полосой

=0,6589,

= 0,4438 мм. (73)

10. Суммарная деформация валков и жёсткость валковой системы

= 2(0,1882 + 0,1334 + 0,97) + 0,3196 = 2,3926 мм,

=210,976 / 2,9028 = 11,98 МН/мм. (74)

Детали в окне станины

1. Напряжения и деформации сжатия двух пакетов подкладок под подушками нижнего опорного валка (все валки номинального диаметра)

= 70 = 100 - 120 МПа,

= 0,0567 мм. (75)

Сечения клиньев значительно превышают сечение двух пакетов подкладок.

2. Оценка напряжений и деформаций сжатия в подушках опорных валков

= 13,8 = 60 - 80 МПа,

= 0,1157 мм. (76)

3. Напряжения и деформации в днище цилиндра нажимного устройства

= 24,7 МПа,

= 0,0123 мм. (77)

4. Напряжения и деформации в поршне и штоке гидроцилиндра

= 38,9МПа,

= 0,0704мм. (78)

5. Деформация масляного столба высотой 1 мм при модуле упругости минерального масла Ем = 0,016105 МПа [117, с. 22]

= 0,0154 мм/мм. (79)

6. Суммарная деформация сжатия деталей в окне станины без учёта деформации масляного столба в гидроцилиндре и с учётом деформации масляного столба максимальной высоты

= 0,0567 + 0,1157 + 0,0123 + 0,0704 = 0,2551,

= 0,2551+ 1300,0154 = 2,2603 мм. (80)

Станина

1. Площади, моменты сопротивления и инерции стоек и поперечин

, ,

, ,

, . (81)

2. Длины нейтральных линий стоек и поперечин

= 1,84 + 0,82 = 2,66,

= 5,255 + 1,23 = 6,485 м. (82)

3. Статически неопределимый момент в углах станины, напряжения изгиба в стойках и поперечинах, а также среза в лапах

0,5165 МНм 16,3, 52,9 =60 МПа, = 40 МПа. (83)

4. Деформации стоек

 0,3292 мм. (84)

5. Деформации двух поперечин под действием изгибающих моментов и поперечных сил

0,3867, = 0,2872 мм. (85)

6. Суммарная деформация станин

. (86)

Суммарная деформация и модуль жёсткости клети

,

,

= 214,34/ 2,9028=9,88,

= 214,34 / 5,6587=5,068 МН/мм. (87)

Результаты получены без учёта деформации масляного столба в гидроцилиндре и с его учётом (со штрихом) при максимальном заполнении гидроцилиндра.

2.6 Нагрузки, допускаемые клетью

1. Крутящий момент, допускаемый прочностью концов двух приводных стальных и чугунных валков при пятикратном запасе прочности,

 = 2300,243140 = 445 кНм, (88)

где - коэффициент, зависящий от материала валков, =320.

2. Крутящий момент, допускаемый прочностью шеек двух приводных стальных и чугунных валков при пятикратном запасе прочности без учёта и с учётом (со штрихом) усилия уравновешивания и противоизгиба,

= 2300,363140 = 1502 кНм.

стальных валок ,

кНм. (89)

3. В качестве крутящего момента, допускаемого клетью, следует принять минимальное из значений [M]1 и , а именно [M] = [M]1 = 445кНм. Заметим, что допускаемый клетью крутящий заметно больше передаваемого двумя зубчатыми шпинделями ШЗ 7 (2125 = 250 кНм, табл. 11).

4. Усилие прокатки, допускаемое прочностью шеек и бочки перешлифованных опорных валков при пятикратном запасе,

, ,

, (90)

5. Усилие прокатки, допускаемое контактной прочностью опорных валков, более мягких по сравнению с рабочими,

,

. (91)

6. Усилие прокатки, допускаемое ПЖТ при [q] = 16,5 МПа

, . (92)

7. Усилие прокатки, допускаемое клетью, - это минимальное из полученных значений [Y] = [Y]4 = 34,46 > Y0 =2*14.34=28.68МН.

3. Проектирование главного привода клети

3.1 Шпиндельное соединение

Здесь приведены формулы и примеры подбора шпинделей двух типов - зубчатых и универсальных - условно, но не обязательно предназначенных для линий клетей холодной или горячей прокатки. Крутящие моменты Мi2, передаваемые одним шпинделем в разных режимах работы и соответствующие частоты вращения берут из табл. А4 при j = 2. Моменты инерции шпинделей и их крутильная податливость рассчитаны в предположении, что концы валка и выходного вала редуктора, на которые надеты шпиндельные муфты, принадлежат шпинделям. В массе шпинделя масса концов сопряжённых валов не учтена. Уравновешивание шпинделей не рассмотрено, но может быть проработано факультативно.

Зубчатый шпиндель

1. Основные размеры шпинделя ШЗ 7 (рис. 9) по табл. 10

D3 = 470, d5 = 240, d17 = 360, D30 = 360 l7 = 330, l23 = 80, l24 = 160, l25 = 770, s1 = 200 мм. (93)

Таблица 10. Шпиндели зубчатые. Передаваемые крутящие моменты, кНм, и основные размеры, мм Шпиндели зубчатые

Типоразмер	[M], кНм	D3, мм	d5, мм	d17, мм	D30, мм	l7, мм	l23, мм	l24, мм	l25, мм	s1, мм
ШЗ 4	55	328	170	272	260	240	50	115	560	130
ШЗ 5	75	380	200	320	300	280	70	150	655	150
ШЗ 6	106	420	220	350	340	300	70	150	655	170
ШЗ 7	125	470	240	400	360	330	80	160	770	200
ШЗ 8	250	570	280	480	380	380	90	210	880	240

В табл. 10, несмотря на использование для изготовления втулки и обоймы шарнира высокопрочной стали типа 35ХМ ГОСТ 4543-71, уровень допускаемого длительно действующего крутящего момента сравнительно не высок.

2. Диаметр тела шпинделя и напряжения кручения в нём

d18= d5 = 240 мм, = 35,6 МПа. (94)

3. Длина шпинделя по осям шарниров

L8= = 2350 мм. (95)

4. Наибольший угол наклона верхнего шпинделя в верхнем положении рабочего валка номинального диаметра:

5. Наибольший крутящий момент, передаваемый шпинделем, который не должен превышать указанного в табл. А9, находят по формулам:

,

, (96)

Коэффициент ответственности передачи (k8=1,0-1,8) принят на уровне k8=1,3 для случая, когда поломка шпинделя приводит к аварии линии клети, а коэффициент условия работы передачи (k9=1,0-1,5) принят k9=1,0 для случая спокойной работы равномерно нагруженных механизмов. Параметры нагружения рассчитаны по формулам (10), (14) и (15) и такая нагрузка является для шпинделя практически предельной.

6. Масса, момент инерции и крутильная податливость шпинделя:

т

(97)

Рис. 9. Конструкция зубчатого шпинделя

3.2 Сдвоенный редуктор и шестерённая клеть

В качестве материала для изготовления зубчатых колёс редуктора и шестерённых валков принята сталь 35ХМ ГОСТ 4543 - 71* с поверхностной закалкой токами высокой частоты до получения твёрдости зубьев HRC = 48. При такой термической обработке предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, предел контактной выносливости, а также допускаемые напряжения изгиба и контактные напряжения в проектировочных расчётах составят

= 800,

+ 200 = 1748 + 200 = 1016,

YN = 0,48001 = 320,

= 0,91016 / 1,2 = 762 МПа, (98)

где YN = 1 - коэффициент долговечности для числа циклов напряжений, превышающего базовое,

SH = 1,2 - коэффициент запаса прочности для зубчатых колёс с поверхностным упрочнением зубьев.

Сдвоенный редуктор

Для получения представления о сдвоенном редукторе, прежде всего его габаритах, произведем проектировочный расчет зубчатых зацеплений по ГОСТ 21354-87. Основываясь на предыдущих расчетах и практических данных, в качестве исходных примем следующие положения:

Крутящий момент на колесе М12 = 124742 Нм,

Передаточное число u = 1,0753

Коэффициент ширины зуба 0,63



Рис. 10. Сдвоенный редуктор материалы для шестерни и колеса - сталь 35ХМ с нитроцементацией до получения поверхностной твердости зубьев HRC=48

1. Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому циклов напряжений, 800 Н/мм2, а предел контактной выносливости для нитроцементированных колес:

Н/мм2.

2. Допускаемые контактные напряжения и допускаемые напряжения изгиба в проектировочном расчете:

Н/мм2,

Н/мм2, (99)

где SH - коэффициент запаса прочности; для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев SH=1,2;

YN - коэффициент долговечности; для числа циклов напряжений, превышающего базовое, YN=1.

3. Межосевое расстояние передачи из условий контактной выносливости:

a= K(u+1) мм,

где K - вспомогательный коэффициент; для косозубых передач Ka=430;

K - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; при высокой твердости зубьев и двухопорном расположении зубчатых колес можно принимать =1,25.

Расчетное значение межцентрового расстояния следует округлено до следующего большего из параметрического ряда по ГОСТ 2185-66: 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1400, 1600, 2000, 2500. а = 710 мм.

4. Нормальный модуль зацепления из условия выносливости при изгибе

мм,

где - вспомогательный коэффициент; для косозубых передач =850, если коэффициент торцового перекрытия > 1, иначе = 1100;

=3,6 - 4,2 - коэффициент формы зуб, принятый средним.

Результат находится в обычно рекомендуемых пределах m=(0,01 - 0,02); его округляют до ближайшего из параметрического ряда по ГОСТ 99563-60: 6, 7, 8, 9, 10,11, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 55. т = 8 мм.

5. Задавшись углом наклона зуба , определяют числа зубьев шестерни и колеса, а также действительные значения передаточного числа и угла наклона зуба:

 (100)

6. Проверка коэффициента торцевого перекрытия

.

7. Диаметры делительных окружностей:

мм,

мм.

8. Межосевое расстояние выходных валов: мм.

9. Ширина колеса:

мм. (101)

10. Расстояние между заплечиками входных и выходных валов:

так как

тогда

мм. (102)

11. Расстояние по концам входных и выходных валов:

мм, (103)

где размер 260 принят по табл. 1 для наименьшей по размеру зубчатой муфты №13, способной передать крутящий момент кНм. Диаметры входных валов мм назначены по максимально допустимой расточке муфты (табл. 1), при этом диаметры тихоходных валов (240 мм) оказываются меньше, чем быстроходных.

12. Зазор между вращающимися колесами и стенками корпуса:

мм. (104)

13. Уровень нижнего выходного относительно основания и толщина нижнего пояса:

(105)

где диаметр - диаметр делительной окружности большего из колес пары.

14. Ширина и высота редуктора:

мм, (106)

мм.

15. Масса (с приводным концом), момент инерции и крутильная податливость (без приводного конца) входного вала в сборе:

1,91 т,

0,0790 тм2, (107)

16. То же для выходного вала в сборе:

= 2,14 т,

=0,1029 тм2, (108)

17. Масса редуктора:

= 9,55 т. (109)

3.2 Зубчатые муфты

Для сочленения двигателя нижнего валка с редуктором в линии клети холодной прокатки и с шестерённой клетью в линии клети горячей прокатки использованы муфты типа МЗ, Для сочленения якорей двухъякорных двигателей применяют специальные муфты, но для учебного проектирования и здесь воспользуемся муфтами МЗ. На рис. 11а сверху от осевой линии изображена половина муфты МЗ, снизу - четверть муфты МЗП, вторая четверть представляет собой зеркальное отражение изображённой относительно вертикальной оси. Параметры муфт берут из табл. 11.

Рис. 11. Муфта зубчатая (а) и якорь двигателя (б)

Таблица 11. Параметры зубчатых муфт

№	[M]4	d19	D11	D12	D13	L11	B15	l26	G17.1	J5.1
10	50	180	490	390	260	365	50	180	0,26	0,007
11	71	220	545	445	300	405	60	200	0,38	0,014
12	100	250	590	490	340	485	60	240	0,55	0,022
13	150	280	680	555	380	525	70	260	0,77	0,040
14	200	320	730	610	420	565	70	280	0,95	0,054
15	250	360	780	660	480	645	70	320	1,28	0,081
16	375	400	900	725	530	705	90	360	1,80	0,150
17	560	450	1000	855	655	805	90	400	2,50	0,285
18	750	500	1100	950	710	905	110	450	3,40	0,400
19	1000	560	1250	1050	800	875	110	485	4,65	0,675

В нашем примере для линии холодной прокатки уже выбраны муфты для линии холодной прокатки - №13, у которых [M]4 > M13 =110,7 кНм. В моменте инерции муфты МЗ из табл. 11, как и шпинделей, учтём вклад концов сочленяемых валов, а податливость ориентировочно оценим по формуле для сплошного стального вала длиной , обладающего моментом инерции , которая в профессиональных расчётах должна быть заменена более подходящей:

(110)

3.4 Главные двигатели

1. Номинальные мощность и частота вращения каждого якоря двигателей N =1400 кВт и =200 об/мин.

2. Основные размеры каждого якоря (рис. 11б)

с округлением до десятков в большую сторону,

,

(111)

Эти оценки, как видно, исходят из формул (73). Параметры концов валов двигателя берут одинаковыми с входными валами редуктора или шестерённой клети: d19 = 240, l26 = 260 мм.

3. Момент инерции (без концов вала) и крутильная податливость якоря (ориентировочно, подобно муфте МЗ)

(112)

4. Масса одного якоря двигателя в сборе

(113)

4. Установка линии

4.1 Общая компоновка

Здесь определены положение разбивочных осей и габаритные размеры комплекса, уровни отдельных его составных частей относительно пола цеха, а также совокупные физические характеристики. На рис. 12. а изображена компоновка линии клети холодной прокатки. В компоновке клети горячей прокатки (рис. 13б) исключён индивидуальный двигатель верхнего валка с промежуточным валом и размерами L16, L15, l27, U4 , а сдвоенный редуктор заменён шестерённой клетью.

Рис. 12. Компоновка (а), парциальная (б) и эквивалентная (в) схемы.

1. Расстояние по осям клети и ближнего шарнира шпинделя - зубчатого

(114)

2. Расстояние по осям редуктора или шестерённой клети и ближнего от него шарнира шпинделя - зубчатого

, (115)

3. Расстояние по осям редуктора и ближнего от него якоря двигателя в линии холодной прокатки без промежуточного вала

(116)

4. Расстояние по осям якорей двигателя в каждой линии (коллекторы якорей развёрнуты друг относительно друга)

(117)

5. Расчёты для привода верхнего валка клети холодной прокатки:

длина промежуточного вала (118)

(118)

Где добавка 20мм учитывает зазоры между валами, сочленяемыми муфтами, масса, масса, момент инерции и крутильная податливость муфты МЗП

Расстояние по осям редуктора и ближнего от него якоря двигателя

(119)

6. Габаритная длина линий клетей холодной и горячей прокатки от крышки ПЖТ со стороны обслуживания до свободного конца вала якоря двигателя

(120)

В действительности габаритная длина линии несколько больше рассчитанной: со свободным концом вала двигателя сочленяют тахогенератор.

7. Уровни относительно пола цеха (0,0) низа плитовин, низа редуктора (шестерённой клети) и низа двигателей, если уровень линии прокатки, как это из эргономических соображений принято в отечественной практике, составляет U0 = + 800 мм

,

(121)

8. Масса комплекса клети холодной прокатки с приводом

. (122)

9. Приведённые к валу двигателей моменты инерции линий для расчёта динамического момента, возникающего при разгоне и торможении линий нижнего и верхнего валков клети холодной прокатки



(123)

При вычерчивании главной линии оборудование следует разместить на фундаментах, хотя их проектирование не входит в компетенцию прокатчика-технолога. Рис. А13 иллюстрирует возможную конструкцию фундамента под клеть. Видны тоннель с каналом для смыва окалины или удаления эмульсии, место для размещения устройств для смены валков, показано положение плитовин, на которых устанавливается клеть. Глубина заложения фундамента под клеть соизмерима с её высотой над уровнем .

Рис. 13

К каждому якорю сквозь толщу железобетона идут вентиляционные каналы шириной порядка . Эти каналы видны в разрезе фундамента по оси линии в случае безредукторного привода клети или привода через шестерённую клеть. Если же клеть приводится через сдвоенный редуктор, сложный разрез можно сделать по осям клети и только одного из двигателей, тогда ось второго в секущую плоскость не попадёт.

4.2 Исследование динамических характеристик линии

1. Динамические характеристики спроектированной главной линии стана будем искать по правилам, изложенным в книге.

Представим последовательные элементы линии одномассовыми парциальными схемами (рис. А13в), обладающими ранее найденными моментами инерции , тм2 (кНмс2), и податливостями полувалов, равными половинам ранее полученных , кНм 1. В табл. 12 приведены эти данные парциальных схем, а также их собственные частоты колебаний

(124)

2. Динамические свойства приводной линии валков считаются очень хорошими, если соседние собственные частоты свободных колебаний различаются более чем в 2,0 - 2,5 раза, и приемлемыми, если это требование соблюдается хотя бы для первой и второй частот. В такой же пропорции первая частота должна превосходить наибольшую частоту вращения валков. В учебном расчёте динамический анализ можно ограничить отысканием только двух первых собственных частот, для чего систему главной линии прокатного стана нужно свести к эквивалентной трёхмассовой схеме.

Таблица 12. Динамические характеристики парциальных схем

Наименование элемента	k	Главная линия клети
		Холодной прокатки
			105 e k	fk
Валок рабочий	1	0,1454	0,9868	188,26
Валок опорный	2	7,8106	-	-
Шпиндель	3	0,0409	2,5875	218,62
Редуктор*): ведомый вал	4.2	0,1029	2,0079	156,43
ведущий вал	4.1	0,0790	1,8750	184,75
Муфта МЗ	5.1	0,0413	0,2392	715,4
Муфта МЗП	5.2	0,1031	8,3328	76,8
Якорь двигателя	6	0,9344	0,03045	396,04

Первая вращающаяся масса в этой схеме представляет рабочие и опорные валки, вторая - детали передачи от двигателей к валкам, третья - якоря двигателей и соединяющие их муфты. Моменты инерции и податливости всех элементов главной линии должны быть приведены к одному из них, в данном случае, к рабочим валкам. Ниже приведены формулы для ориентировочного учебного приведения моментов инерции и податливостей элементов линий клетей холодной и горячей прокатки к осям рабочих валков. В профессиональном расчёте в формулах приведения податливостей придётся учесть также и моменты инерции соответствующих элементов линий.

Литература

Зайцев В.С. Технологическое проектирование листопрокатных цехов. Часть 5.1. Расчет и конструирование главной линии прокатной клети. Учебное пособие / В.С. Зайцев, В.А. Третьяков, Н.З. Третьякова. - Липецк, 2002. - 70 с.

Королев А.А. Конструкция и расчет машин и механизмов прокатных станов. - М.: Металлургия, 1985. - 376 с.

Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - М.: Высшая школа, 1985. - 416 с.

Коцарь С.Л. Динамика процессов прокатки / С.Л. Коцарь, В.А. Третьяков, А.Н. Цупров, Б.А. Поляков. - М.: Металлургия, 1997. - 255 с.

Размещено на Allbest.ru