Расчет главной линии рабочей клети и режима прокатки полосы 0,4×1260 мм из стали марки 08КП на четырехклетевом непрерывном стане холодной прок

ξ₁^*= 0,9967,   ξ₂^*= ξ₃^*= 1.

 

         12. Расчетное усилие, действующее на детали и узлы в окне станины

( полусумма усилий прокатки  и противоизгиба рабочих валков)

Y=5,6 D

= 5,6∙1,32² = 9,76 МН.                                   

         13. Усилие  противоизгиба, действующее на  одну шейку рабочего валка

Y₁=0,05DY=0,05∙0,5∙9,76=0,244 МН.                                

 

1.3. Картина частот вращения валов, крутящих моментов и

мощностей в кинематической линии клети

 

Частоты вращения валов в кинематической линии машины изменяются в связи  с преобразованием в редукторах и регулированием, мощности - в связи с потерями, а крутящие моменты - как в связи с преобразованием частоты, так и в связи с потерями мощности. Исследуем уровень этих параметров на различных валах - приводных концах валков (j=1), выходном (j=2) и входном (j=3) валах редуктора и на валу двигателя (j=4).

 

 

 

1. Частоты вращения валов в линии клети холодной прокатки

                                 n_ij = n_i ∙u_j,  n₁₁= n₁₂=299,  n₁₃= n₁₄=260·1,15= 338 мин^-1.  

2. Учтём потери мощности в линии через кпд валко h₁ = 1, шпинделей

h₂ = 0,97, редуктора h₃ = 0,94 и зубчатых муфт h₄ = 0,98. Тогда крутящий момент в линии привода наиболее нагруженного валка найдём так:

M_i1 = M_i , 

,  M₁₁ =М₁=84 ,  ,     

, , кНм.

3. Суммарный крутящий момент для привода обоих валков

(при тонколистовой  прокатке k_н=1)

,  ,  ,  

,  кHм.

4. Полная суммарная мощность в линиях, привода обоих валков:

,  ,

,  ,              (21) кВт.

Результаты расчёта для всех режимов и валов сведены в табл. 2.

Таблица 2.Изменение параметров в кинематической линии клети

 

j	η	i=1				i=2				i=3
		n	M	M0	N	n	M	M0	N	n	M	M0	N
1	1	299	84	168	5260	364	58	116	4422	494	42	84	4345
2	0,97	299	87	173	5423	364	60	120	4558	494	43	87	4480
3	0,94	338	81	163	5769	419	55	111	4849	568	40	80	4766

 

          5. Номинальная мощность двигателей

     Общее число якорей  электродвигателей в линии клети  холодной прокатки   z_я = 2 × 2 = 4. Наибольшая мощность на валах главных двигателей требуется для прокатки первого профиля, поэтому расчетную номинальную мощность каждого из четырёх якорей оценим по формуле:

                      кВт.                                               

           Номинальная  мощность якоря должна быть  выбрана следующей большей из  параметрического ряда по ГОСТ 12139-84, включающего мощности 750, 800, 850, 900, 950, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000 кВт. В нашем случае для привода клети холодной прокатки следует принять два двухъякорных двигателя номинальной мощностью N = 2´1600 кВт.

 

2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ КЛЕТИ

2.1. Узел валков

 

1. Подбор подшипника.

Оценка  наружного диаметра:

D₄ ≤ H₁ – 0,05∙D = 450 – 0,05×500 = 425 мм.  

Следуя  этой оценке, подбираем четырёхрядный  радиально-упорный подшипник с коническими роликами № 330758А. Его габаритные размеры D₄ = 412,648,   d₁= 304,902, B₂ = 266,7 мм, С=2,86 МН.

Эквивалентная динамическая нагрузка, а также отвечающий такой нагрузке 90-процентный ресурс подшипника

Y₂ = k_T ∙k₄ ∙Y₁ = 1,1×1,2×0,244 = 0,32 MH,  

 ч.

где k_T =1,1 - температурный коэффициент при температуре в подшипнике 150°С;

       k₄ - коэффициент динамичности;

       С - коэффициент динамической грузоподъёмности (табл. 3).

Таблица 3

Подшипник рабочих валков

№	d1	D4	В2	С, МН
330758А	304,902	412,648	266,7	2,86

 

2. Ширина подушки:

B₁ = 1,75∙H₁ = 1,75×450 = 787,5 Þ⁴ 780 мм.   

3. Размеры шейки, конца валка и подшипникового узла (рис. 2; 9):

l₁ = B₂ = 265 Þ³ 270,  l₂ = E(l₁ – 3B₂ / 4) =Е(265-3·266,7/4)= 64,

l₃ = E(l₂ + B₂ – 5) =Е(64+265-5)= 324,

  l₄ = 2l₁ – l₂ – l₃ =2·265-64-324= 142, l₅ = 0,65l₂ =0,65·64=41,6 Þ³ 40 мм,

d₂ = d₁ + 2l₂∙tan15⁰ =304,902+2·64·0,2679=339,     

d₃ = d₁ – 10 =304,902-10=294,902Þ³ 295,

d₄ = 0,9d₁ = 0,9·304,902=274,41 Þ³ 275,

d₅ = 240,  s₁ = 200, l₆ = l₂₃ – 10 =80-10=70,  l₇ = 330

(четыре последних размера определяем  по табл. 10, стр. 43 [3]),

L₁ = L + 2l₁ = 1500+2×265 = 2030 мм, 

L₂ = L + 2∙(2l₁ + l₅ + l₆ + l₇) = 1500+2×(2×270+40+60+300) = 3440 мм,  

D₅ = 1,07H₁ = 1,07×450 = 481,5 Þ³ 480 мм,

D₆ = 0,9D₄ = 0,9×412,648 = 381,4 Þ³ 380 мм.

Остальные необходимые  для вычерчивания узла валка размеры  назначаем конструктивно.

 

Узел рабочего валка с подушкой

Рис. 2

1, 3 – узлы крышек и уплотнений (не проработаны);

2 – подушка;        4 – гайка.

 

4. Масса и момент инерции одного валка:

  т,                           

  тм²,

 кНм^-1 .

 

Момент инерции и податливость валка здесь подсчитаны без учёта приводных концов длиной l₇, а масса - с их учётом.

 

 

5. Масса одной подушки и узла одного рабочего валка

   G₂=2∙ρ₅ ∙l₁ ∙(H₁B₁–πd₁²/4)=2×6×0,265∙(0,45×0,78–π×0,304902²/4)=0,884 т,    

G₃ = G₁ + 2G₂ = 3,22+2×0,884 = 4,988т.

6. Допускаемый прочностью шеек приводных валков крутящий момент при пятикратном запасе:

[M]₁ = k₆  ∙d₅^3∙[σ] =230×0,24³× 140= 445 кHм,                 

где k₆ - коэффициент равный 230. Он намного превышает момент, передаваемый шпинделем, который согласно табл. 7 [3] составляет [M]₂ = 125 кНм.

 

7. Подбор подшипника жидкостного трения по размерам и нагрузочной способности.

Диаметр ПЖТ принимают по табл. 6 [3] максимально возможным так, чтобы минимальный диаметр валка всё же превышал высоту подушки:

D₂=1250 ≥ 2∙H₂ =2·610= 1220 мм,            

где paзмер Н₂ соответствует типоразмеру d = 900 мм, который и следует принять к установке.

Относительную длину подшипника определяем в зависимости  от нагрузки так, чтобы удельное давление на площади диаметрального сечения подшипника при работе в длительном режиме не превышало 16-17 Н/мм² с учётом графика нагрузочной способности, а в кратковременном 21,0 – 22,5 Н/мм².

Удельное  давление в подшипниках относительной  длины 1/d = 0,75 и

1/d = 0,90, не превышающие допускаемого,

9,76/0,9²(0,75∙0,9)=(16,07   13,39) Н/мм².          

действует в  диапазоне частот вращения втулки-цапфы  подшипника опорных валков между следующими наибольшими и наименьшими значениями

n_ов= n₃D /D₀=494 ∙0,5 /1,32=187 мин^-1,

n_он= n₀D /D₀=102 ∙0,5 /1,32=39 мин^-1.

 

  Сорт  масла для ПЖТ выбираем в  зависимости от наибольшей скорости  прокатки: масло для прокатных  станов П-28 при n < 8 м/с, авиационное МС-20 при n < 15м/с, авиационное МС-14 при n < 25м/с и турбинное 30 при n < 60м/с.

Наибольшая  скорость прокатки составляет:

 м/с.

Выберем масло МС-20.

Рис.4 График нагрузочной способности  подшипника

 

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(n_он1,q₂₁), А₂(n_он2,q₂₂), А₃(n_он3,q₂₃),

А₄(n_он4,q₂₄).

 

 Таблица 4

Данные для  построения графика нагрузочной  способности ПЖТ [3]

Сорт масла	d	10-5y	Координаты точек А
			nон1	q21	nон2	q22	nон3	q23	nон4	q24
МС-20	900	50	25	17	96	21	220	12	400	8

 

 

 

 

8. Валок (рис. 3).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Опорный валок

Рис. 3

 

Таблица 5

Размеры элементов узла опорного валка, мм, и масса ПЖТ [2]

 

 

 

 

 

d	l	d6	d7	d8	d9	d10	l8	l9	l10	l11	l12
900	800	873	800	632	450	380	125	840	500	290	270

Габаритная  длина валка:

L₃ = L + 2(l₈ + l₉ + l₁₂ ) + l₁₀ + l₁₁ =

=1500+2(125+710+270)+500+290 = 4500 мм.   

 

  Масса и момент инерции  одного валка:

 т,

где , a₂ = tan (arctan 0,1) = 0,1.                            

 тм².

   9. Подшипниковые узлы и подушки (рис. 5; 7)

Основные  размеры 

ПЖТ: d = 900, l = 800, l₁₃ = 590, l₁₄ = 470, l₁₅ = 630, l₁₆ = 1035, l₁₇ = 1200 мм,

аналогичный последнему размер для плавающей  опоры:

l₁₈ = l₁₇ + l₁₁ - l₁₀ = 1200 + 290 – 500 = 990 мм, 

L₄ = L + 2l₁₃ = 1500 + 2×590 = 2680 мм,

L₅ = L₄ + l₁₇  + l₁₈ = 2680 + 1200 + 990 = 4870 мм,    

   D₇=970 мм,  D₁₀ = 1,2 d₁₀ = 1,2×380 = 456 мм, 

подшипник качения: d₁₁=500 мм, D₈=720 мм, B₆=218 мм,

подушка: H₂ = 610 мм, В₄ = 1350 мм, D₉ = 1250 мм,

H₃ = B₄ /2 = 675  мм,

H₄ = H₁ + H₂ = 450 + 610 = 1060 мм.

 

 

Масса одного ПЖТ (табл. 3), одной подушки и узла одного опорного валка:

G_5.1 = 4,52 т,    G_5.2 = 4,08 т,

  G₆ = r₅l₁₆[(H₃ + H₄)B₄ – H₁B₁ - pD₇²/4] = 9,851 т,   

G₇ = G₄ + 2(G₅ + G₆ ) =34,42 + 2×(8,08 + 18,183) = 51,481 т.

 

 

 

 

Конструкции подушек и подшипниковых  узлов опорного валка

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 5

 

2.2. Устройства для установки валков

 

Принятые  параметры устройств для установки  валков, необходимые для проектирования, приведены в табл. 5, в которой j - порядковый номер устройства, z - число гидроцилиндров в устройстве, p - гидравлическое давление в системе, МПа, n_u - скорость поршня, мм/с, k₇ - коэффициент, DН - запас хода поршня гидроцилиндра. Все гидроцилиндры поршневого типа (рис. 6), материал их корпусов и крышек - сталь с допускаемыми напряжениями [s] = 120 Н/мм².

 

Таблица 6

Исходные  параметры устройств для установки валков

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