Разработка конструкции чистовой клети толстолистового стана 3000 - Курсовая работа

Подшипники должны обеспечивать заданную долговечность (не менее 10 тыс. час.) и грузоподъемность, высокую точность установки валков и жесткость всей опоры (при минимальной массе) для получения необходимой точности проката, легкость проведения монтажных операций при частых перевалках и простоту в эксплуатации; При определении размеров станины исходят из требуемой прочности и жесткости, но одновременно учитывают, что увеличение сечения стоек и поперечин сверх необходимого неоправданно, так как ведет к увеличению массы станины и ее стоимости, одновременно не дает существенного повышения жесткости клети, поскольку деформация станины не превышает 15% «пружины» клети; Требования, предъявляемые к конструкции винтовой пары: большая износостойкость, несамоотвинчивание под нагрузкой для фиксации заданного раствора валков, минимальный коэффициент трения в резьбе, способность выдерживать полное усилие прокатки длительное время в условиях циклического нагружения и вибрации; Для рабочих валков выбраны конические роликоподшипники четырехрядные FAG 802314М.Н122АА со следующими параметрами [1]: Радиальная нагрузка на подшипник: Осевая нагрузка на подшипник: - для клетей «кварто». Напряжение изгиба в сечении I-I: Коэффициент запаса прочности в сечении I-I: где - предел прочности материала опорных валков (, принимаем ).Подшипники, выбранные в данном курсовом проекте, были рассчитаны на долговечность, которая у подшипника опорного валка оказалась меньше допустимой. Однако вследствие отсутствия в РТМ подшипника большей грузоподъемности будем считать рассчитанную долговечность приемлемой. Найденные коэффициенты запаса прочности в сечениях I-I, II-II и III-III являются достаточными и соответствуют необходимым условиям.

Целью данного курсового проекта является разработка конструкции чистовой клети стана 3000. Конструкция клети должна удовлетворять всем необходимым требованиям, предъявляемым к современным прокатным станам.

Рабочая клеть - это основной механизм прокатного производства, так как именно в ней происходит пластическая деформация металла. От конструкции рабочей клети зависит: производительность стана, качество проката, расход энергетических и материальных ресурсов.

Несмотря на большое разнообразие конструкций рабочих клетей, все они состоят из одинаковых механизмов и узлов: 1. валкового комплекта (рабочие и опорные валки, подшипники, устройства осевой регулировки и фиксации). Подшипники должны обеспечивать заданную долговечность (не менее 10 тыс. час.) и грузоподъемность, высокую точность установки валков и жесткость всей опоры (при минимальной массе) для получения необходимой точности проката, легкость проведения монтажных операций при частых перевалках и простоту в эксплуатации;

2. узла клети, состоящего из левой и правой станины и соединяющих их траверс и шпилек. Станины воспринимают все усилия, возникающие при прокатке и обеспечивают требуемое взаимное положение всех узлов и деталей клети. При определении размеров станины исходят из требуемой прочности и жесткости, но одновременно учитывают, что увеличение сечения стоек и поперечин сверх необходимого неоправданно, так как ведет к увеличению массы станины и ее стоимости, одновременно не дает существенного повышения жесткости клети, поскольку деформация станины не превышает 15% «пружины» клети;

3. нажимного механизма и уравновешивающего устройства, обеспечивающих фиксацию требуемого расстояния между валками (раствор валков) во время прокатки и его и изменение в паузах между проходами. Требования, предъявляемые к конструкции винтовой пары: большая износостойкость, несамоотвинчивание под нагрузкой для фиксации заданного раствора валков, минимальный коэффициент трения в резьбе, способность выдерживать полное усилие прокатки длительное время в условиях циклического нагружения и вибрации;

4. привалковой арматуры (линеек, проводок, проводковых брусьев, ножей), служащей для придания раскату требуемого положения на входе и выходе из валков;

5. двух плитовин - массивных линеек, установленных на фундаменте при помощи анкерных болтов. На них устанавливаются рабочие клети.

1. Проектирование валкового комплекта

1.1 Выбираем подшипники для опорных валков где - диаметр бочки;

- толщина перемычки подушки;

- половина толщины зазора между подушками при забое.

Принимаем

Определяем долговечность подшипников.

Для опорных валков выбраны четырехрядные роликоподшипники с цилиндрическими роликами FAG 517369А со следующими параметрами [1]:

где - динамическая грузоподъемность;

- эквивалентная нагрузка;

= 3,33 - для роликовых подшипников.

так как , то

Долговечность в часах:

где - скорость работы подшипника.

Данная долговечность подшипников не является достаточной для выполнения заданных условий (не менее 10 тыс. час.) Но так как в каталоге отсутствуют подшипники больших размеров и грузоподъемности, будем считать найденную долговечность приемлемой.

1.2 Выбираем подшипники для рабочих валков

Принимаем

Определяем долговечность подшипников.

Для рабочих валков выбраны конические роликоподшипники четырехрядные FAG 802314М.Н122АА со следующими параметрами [1]:

Радиальная нагрузка на подшипник:

Осевая нагрузка на подшипник: - для клетей «кварто».

Эквивалентная нагрузка:

Долговечность в часах: Считаем найденную долговечность приемлемой.

1.3 Расчет валкового комплекта на статическую прочность

Рисунок 1.

Находим изгибающий момент в центре бочки (сечении I-I):

где - расстояние между осями нажимных винтов;

- длина бочки.

Напряжение изгиба в сечении I-I: Коэффициент запаса прочности в сечении I-I:

где - предел прочности материала опорных валков ( , принимаем ).

Запас прочности в сечении I-I достаточен.

Изгибающий момент в сечении II-II:

Напряжение изгиба в сечении II-II:

Коэффициент запаса прочности в сечении II-II:

Запас прочности в сечении II-II достаточен.

Напряжение кручения в сечении II-II:

где - предел прочности материала рабочих валков.

Запас прочности в сечении II-II достаточен.

Напряжение изгиба и кручения в сечении III-III:

Коэффициенты запаса прочности в сечении III-III:

Запас прочности в сечении III-III достаточен.

1.4 Расчет валков с гладкой бочкой на усталостную выносливость

Расчет сводится к определению коэффициента запаса выносливости и сравнению его с допустимым [n] = 1,3 - 2,5.

Коэффициент запаса в сечении I-I, где материал всегда работает по симметричному циклу [2]:

где - коэффициент качества обработки поверхности валков;

- масштабный фактор при изгибе;

- предел выносливости при изгибе, .

- для опорных валков. Принимаем, исходя из графика [2, с. 125], тонкое обтачивание.

Так как для диаметров более 500 мм. [2, с. 214], то принимаем .

Коэффициенты запаса в сечении II-II. При реверсивном режиме работы, когда напряжения изгиба и кручения изменяются по симметричному циклу: ; , где - эффективные коэффициенты концентрации напряжений в месте перехода бочки в шейку;

- масштабный фактор при кручении;

- предел выносливости при кручении, .

[2, с. 214].

- для рабочих валков (тонкое шлифование). Принимаем, исходя из графика [2, с. 215].

Найденные коэффициенты запаса выносливости находятся в пределах допустимых.

1.5 Расчет валковой системы «кварто» на деформацию

Рисунок 2 - Схема деформации валковой системы

Деформация валковой системы определяет точность получаемого проката.

Деформация валков «кварто» имеет такие составляющие: - стрела прогиба опорного валка относительно опор:

где - модуль жесткости;

- модуль сдвига.

- стрела прогиба по краю бочки:

где - площадь поперечного сечения опорного валка.

- разность прогибов в середине и у края полосы: , - разность сближения осей рабочего и опорного валков по Тсу-Таолу:

где - погонное усилие прокатки;

- расстояние от края бочки до сечения, в котором определяется разность сближения осей;

? - коэффициент Пуассона. Для стали при 20 °С ? = 0,24 - 0,32. При температуре эксплуатации валков (50 - 60 °С) он несколько увеличивается.

Упругая деформация валкового комплекта составит:

2. Проектирование подушек

Рисунок 3 - Схема подушек рабочего и опорного валков

Определим высоту сжимаемой части подушки (толщина верхней перемычки):

где - диаметр опорного валка;

- диаметр шейки опорного валка.

Толщину нижней перемычки подушки определяем по формуле: Ширину подушки принимаем на 40 мм больше диаметра опорного валка: Определяем длину подушки:

3. Проектирование винтовой пары

Рисунок 4 - Расчетная схема для определения размеров нажимного винта и гайки

Диаметр нажимного винта определяем в зависимости от усилия, действующего на него при прокатке [3]:

где

- внутренний диаметр резьбы;

- максимальное усилие, действующее на винты при прокатке;

- допустимое напряжение на сжатие винта.

Тихоходный нажимной механизм имеет трапецеидальную резьбу ( ), что обеспечивает необходимую точность установки валков.

Наружный диаметр резьбы:

где - коэффициент для трапецеидальной резьбы

Наружный диаметр гайки определяем в соответствии с допустимым давлением на опорную поверхность гайки:

где - диаметр отверстия в станине (для винта - );

Высота гайки равна: ; , принимаем

. Принимаем

4. Проектирование и расчет на прочность и деформацию станин

4.1 Определение моментов инерции и моментов сопротивления изгибу в сечении

Принимаем по рисунку 4:

Момент инерции верхней поперечины:

где

- статический момент сечения поперечины относительной произвольной оси l - l.

Момент сопротивления изгибу в сечении I-I: а) для внутренних волокон:

б) для наружных волокон:

Момент инерции нижней поперечины, если в ней нет никаких расточек:

Момент сопротивления изгибу для наружных волокон:

Момент инерции стойки прямоугольного сечения:

где - соответственно ширина и толщина стойки. Принимаем

Момент сопротивления изгибу для наружных и внутренних волокон стоек (для прямоугольного сечения):

4.2 Определение расчетного контура станины

Рисунок 5 - Расчетная схема для определения расчетного контура станины

Расчетный контур - это замкнутая линия, проходящая через нейтральные точки поперечного сечения стоек и поперечин станины.

Так как размеры проемов станины известны, то для получения и расчетного контура нужно и добавить расстояния от внутренних плоскостей проема до нейтральных линий:

где - расстояние до нейтрального слоя сечения стоек;

- расстояние до нейтрального слоя сечения поперечин. принимаем равным 7000 мм.

Для симметричных сечений типа прямоугольника:

4.3 Расчет изгибающих моментов в опасных сечениях

Изгибающий момент в сечении I-I по рисунку 5 при разных моментах инерции верхней и нижней поперечины и одинаковых моментах инерции стоек:

где - моменты инерции верхней и нижней поперечины;

- момент инерции стоек.

Изгибающий момент в поперечных сечениях стоек при разных моментах инерции поперечин:

4.4 Напряжения в опасных сечениях станины

Напряжения изгиба в середине верхней поперечины: а) на внутренних волокнах:

б) на наружных волокнах:

Напряжение изгиба и растяжения в стойках: а) на внутренних волокнах:

б) на наружных волокнах:

В результате расчета получены малые значения напряжений в опасных сечениях. Следовательно, имеем достаточный запас прочности.

5. Расчет модуля жесткости клети

Модуль жесткости характеризует упругую деформацию рабочей клети и является константой.

Модуль жесткости показывает, на сколько нужно увеличивать усилие прокатки, чтобы увеличилась на 1 мм.

Очевидно, что упругая деформация («пружина») клети будет максимальной в центре бочки. В этом сечении и определяется .

«Пружина» клети имеет такие составляющие:

где - упругая деформация валкового комплекта;

- деформация подшипников;

- деформация подушек;

- деформация подпятника;

- деформация нажимного винта;

- деформация нажимной гайки;

- вертикальная деформация станин.

Для «кварто»

Поскольку в РТМ отсутствуют данные, необходимые для расчета деформации подшипников и заранее известно, что она мала, то допустим, что .

Деформация подушек определяется по II закону Гука:

где - диаметр и ширина подшипника;

- высота сжимаемой части подушки (толщина верхней перемычки).

Так как подушек 2, то величину необходимо удвоить, то есть .

Деформация подпятника:

Деформация нажимного винта:

где - внутренний диаметр резьбы нажимного винта;

- высота сжимаемой части винта, равна длине свободной части винта и 4-ех витков резьбы.

где - число заходов резьбы;

- шаг одного захода.

Деформация нажимной гайки:

где - соответственно наружный диаметр гайки и внутренний диаметр гайки (равен наружному диаметру резьбы винта).

Для бронзы .

Деформация станин:

где - вертикальная деформация двух поперечин от действия изгибающих моментов;

- вертикальная деформация двух поперечин от действия перерезывающих сил;

- деформация удлинения стоек.

В общем случае, когда моменты верхней и нижней поперечины различны: а) для верхней поперечины:

где - момент инерции и изгибающий момент верхней поперечины;

- ширина расчетного контура.

где - коэффициент формы сечения (для прямоугольного сечения );

- модуль сдвига;

- площадь поперечного сечения верхней поперечины. б) для нижней поперечины:

где - момент инерции и изгибающий момент нижней поперечины

Деформация удлинения стоек:

Общая деформация станин равна:

- для станов горячей прокатки

Модуль жесткости клети: .

Считается, что для рабочих клетей листовых станов оптимальная величина . Найденный модуль жесткости будем считать достаточным.

валковый прочность станина винтовой

1. Подшипники, выбранные в данном курсовом проекте, были рассчитаны на долговечность, которая у подшипника опорного валка оказалась меньше допустимой. Однако вследствие отсутствия в РТМ подшипника большей грузоподъемности будем считать рассчитанную долговечность приемлемой. Найденная долговечность подшипника рабочего валка достаточна.

2. Найденные коэффициенты запаса прочности в сечениях I-I, II-II и III-III являются достаточными и соответствуют необходимым условиям.

3. Коэффициенты запаса выносливости в опасных сечениях находятся в допустимых пределах - .

4. Найденные в результате расчета напряжения в опасных сечениях станины меньше допустимых .

5. Модуль жесткости клети характеризует ее упругую деформацию и является ее константой. Найденный модуль жесткости клети соответствует требованиям, предъявляемым к клетям листовых станов.

Размещено на