Модернизация эджерной клети стана Кварто 2840

 

2.3 Модернизация узлов машины

В курсовом проекте спроектирована модернизация главного привода вертикальной клети 1000.

В настоящее время привод рабочих валков вертикальной клети 1000 состоит из электродвигателя постоянного тока мощностью 640 кВт, промежуточного вала и червячного редуктора.

Применение червячного редуктора в главном приводе прокатного стана связано со значительными потерями мощности на трение в червячной передаче (КПД привода 0,68…0,72). Кроме того, рабочие валки стана при выключенном приводе не могут свободно вращаться. Значительное завышение мощности электродвигателя главного привода (N=640 кВт) связано с большими потерями на трение. Перевалка клети затруднена тем, что необходимо отсоединять от валковой каретки червячный редуктор, расположенный в нижней ее части.

 

 

Модернизированный привод рабочего валка вертикальной клети 1000 состоит из вертикального электродвигателя постоянного тока и одноступенчатого цилиндрического редуктора. Синхронизация вращения валов электродвигателей осуществляется электрической схемой управления. Модернизированный привод рабочих валков вертикальной клети 1000 изображен на рисунке 2.5.

Приводы смонтированы в верхней части каретки рабочего валка. Перевалка стана может осуществляться комплектной сменой каретки вместе с приводом и рабочим валком. При проектировании учитывалась высота цеха – для возможности прохождения электромостовых кранов над вертикальной клетью.

На верхнюю часть каретки монтируется редуктор по посадке с зазором Ø1420 Н8/е8 и прикручивается 12 болтами с резьбой М68. К верхней крышке редуктора крепится переходной фланец, через который на него монтируется электродвигатель постоянного тока.

Соединение вала электродвигателя с быстроходной вал-шестерней осуществляется с помощью зубчатой муфты. На конический вал электродвигателя посажена полумуфта, имеющая наружные зубья. Промежуточная втулка соединяет полумуфту на электродвигателе с быстроходной вал-шестерней.

Редуктор цилиндрический специальный имеет одну косозубую цилиндрическую передачу. Параметры зубчатой передачи:

межосевое расстояние а=900 мм

число зубьев z1/z2=28/83

модуль зацепления m=16

угол наклона зубьев β=9º22.

Редуктор не имеет валов. Быстроходная вал-шестерня установлена в роликовых конических подшипниках качения. Крутящий момент от электродвигателя передается через зубчатую муфту. Тихоходное колесо также смонтировано в роликовых конических подшипниках качения. Зубчатое колесо имеет внутренние шлицы с зубьями эвольвентного профиля. С этими внутренними шлицами на зубчатом колесе редуктора сопрягаются наружные шлицы, нарезанные на приводной шейке рабочего валка.

 

 

1 – электродвигатель; 2 – муфта  зубчатая специальная; 3 – редуктор  цилиндрический специальный; 4 –  рабочий валок; 5 – подшипник валка;

6 –  каретка; 7 – подпятник нажимного  винта

Рисунок 2.5 – Модернизированный привод рабочих валков вертикальной клети 1000

 

 Смазка зубчатого зацепления – от централизованной системы жидкой смазки. Смазка подается на зубья тихоходного колеса через штуцер в крышке, слив смазки – через штуцер в корпусе.

Спроектированный в курсовом проекте привод рабочих валков вертикальной клети имеет высокий КПД, низкую мощность электродвигателей. Повысилась простота конструкции и удобство обслуживания и ремонтов главного привода прокатного стана. 

Спроектированный привод имеет главный недостаток – значительное увеличение массы подвижной каретки рабочего валка. На каретку рабочего валка добавлена масса приводного электродвигателя. Таким образом, в значительной степени произойдет перегрузка направляющих каретки и привода нажимного устройства.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3 РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

3.1 Расчет мощности электродвигателя главного привода

Кинематическая схема модернизированного привода рабочих валков изображена на рисунке 3.1.

 

 

1 – электродвигатель; 2 – муфта  зубчатая специальная; 3 – редуктор  цилиндрический специальный; 4 –  рабочий валок; 5 – каретка

Рисунок 3.1 – Модернизированный привод рабочих валков

 

Мощность электродвигателя привода рабочего валка

где  kз – коэффициент запаса мощности, вводится для преодоления

       приводом пиковых нагрузок при  прокатке, kз =1,1;

 

 

 

      МΣ – суммарный крутящий момент на приводной шейке

      валка 

где Мпр – момент прокатки, Мпр=216 kНм;

      Мтр – момент трения в подшипниках рабочих валков

где Р – давление металла на валок, Р=2161 kН;

      µп – коэффициент трения в валковых подшипниках, для

      роликовых подшипников, µп=0,005 [7];

      dш – диаметр подшипниковой шейки валка, dш =0,6 м.

         где  ω  – угловая скорость вращения  валка,

         где  V – скорость прокатки, обжатие наиболее тяжелых слитков

                 производят на пониженной скорости, V=1,0 м/с;

                 R – радиус рабочего валка, R=0,5 м.

       η – КПД главного привода валков

       где ηз – КПД зубчатой цилиндрической передачи,

             ηз =0,97 [8];

            ηп – КПД пары подшипников качения, ηп =0,99 [8].

Мощность электродвигателя привода рабочего валка

Для привода валков вертикальной клети выбираем электродвигатели постоянного тока 4МПВ 450-36-630.

Техническая характеристика:

мощность N=510 кВт;

номинальная частота вращения вала n=58/116 об/мин

исполнение – вертикальное, фланцевое.

 

3.2 Кинематический расчет редуктора главного привода

Передаточное отношение редуктора привода рабочего валка

где nдв – частота вращения вала электродвигателя,

      nдв=58 об/мин;

             nв – частота вращения рабочего валка

Требуемое передаточное отношение редуктора привода рабочего валка

 

3.3 Проектировочный расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора

Проектировочный расчет зубчатой передачи выполнен в расчетном приложении программы КОМПАС V12. Результаты проектировочного расчета зубчатой цилиндрической передачи представлены в таблице 3.1.

Исходные данные для расчета:

передаточное отношение u=2,98

тип передачи – косозубая

термообработка зубчатых колес – закалка

режим работы привода – тяжелый.

Таблица 3.1.

Результаты проектировочного расчета зубчатой цилиндрической передачи

 

3.4 Прочностной расчет зубчатой передачи редуктора

Прочностной расчет зубчатых передач заключается в расчете зубьев на контактную и изгибную прочность. Прочностной расчет зубчатой передачи редуктора выполним в соответствии с рекомендациями литературного источника [9].

 

 

3.4.1 Проверка контактной прочности  зубьев

Действующие контактные напряжения

sн = 8400 / aw×√(М1× Кн×(uф+1)³)/(b2× uф), МПа

где aw – межосевое расстояние передачи, aw =900 мм;

      М1 – крутящий момент на быстроходном валу редуктора

М1 =М∑/(u·η)=219,2/(2,98·0,96)=76,6 кНм

       Кн – коэффициент контактной нагрузки

КH = КHa × КHb × КHv,

где КHa – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

      нагрузки между зубьями

КHa =1+А(nст-5)Кw

где А – коэффициент, для косозубых передач, А=0,15;

      nст – степень точности передачи, nст =7;

      Кw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев, Кw =0,8.

КHa =1+0,15(7-5)0,8=1,24

      КHb – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

     нагрузки по ширине венца, для зубчатых колес шириной 300 мм и при

      симметричном размещении подшипников, КHβ =1,02;

КHV – динамический коэффициент, зависящий от окружной скорости

колес и точности их изготовления

Окружная скорость в зацеплении

V=π·d1×n1/60000= 3,14·454,05×58/60000=1,4 м/с.

для косозубых колес при скорости V=1,4 м/с и 7-й степени точности,

        КHV=1,04.

Кн= 1,24×1,02×1,04 =1,32

Действующие контактные напряжения

sн = 8400/900×√(76600·1,32×(2,98+1)³)/(300×2,98)=612 МПа

Условие контактной прочности зубьев

sн ≤ sНР

где   sНР – расчетное допускаемое контактное напряжение, ориентировочно,

         для закаленных  зубчатых колес до твердости 35…40 HRC,

sНР =17·HRC+200, МПа

sНР =17·35+200=795 МПа

Условие контактной прочности зубьев

sн =612 МПа < sНР =795 МПа

Условие контактной прочности зубьев выполнено.

3.4.2 Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжения изгиба, действующие в зубьях шестерни

sF1 =  YF1 ×Yb ×Yε (2000M1× KF) /(b1 ·d1× mn) , МПа

где  YF – коэффициент формы зуба 

YFj =3,47+13,2/ zVj

где zVj – эквивалентное число зубьев

шестерни                 zV1 = z1/ cos 3b =28 /cos3 9º22’=29,1

колеса                      zV2 = z2/ cos 3b =83 /cos3 9º22’=86,4

шестерни                      YF1 =3,47+13,2/29,1=3,92

колеса                            YF2 =3,47+13,2/86,4=3,62

Yb – коэффициент учитывающий угол наклона зуба

Yb = 1 – b/100 =1-9˚22’/100=0,91

Yε – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев

Yε  = 1/ε

где  ε – коэффициент торцового перекрытия

ε=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)]cosβ=[1,88-3,2(1/28+1/83)]cos9°22’=1,704

Yε  = 1/1,704=0,59

       КF – коэффициент нагрузки при изгибе

KF = KFα ·KFb× KFV

КFa =1+0,15(nст-5)=1+0,15(7-5)=1,3

КFβ =0,18+0,82КHβ=0,18+0,82·1,02=1,01

КFV =1+1,5(КHV -1)=1+1,5(1,04-1)=1,06

KF = 1,3·1,01×1,06=1,4

sF1 =  3,92×0,91 ×0,59·(2000·76600×1,4)/(320·454,05×16)=194,2 МПа

Напряжения изгиба, действующие в зубьях колеса

sF2 =  sF1 ·YF2 × b1 / (b2 · YF1 )= 194,2 ·3,62×320/(300·3,92)=191,3 МПа

Условие изгибной прочности зубьев

sFi ≤ sFР

где   sFР – расчетное допускаемое изгибное напряжение, ориентировочно,

         для закаленных  зубчатых колес до твердости 35…40 HRC, 

         sFР =400 МПа.

Условие изгибной прочности зубьев

шестерня              sF1 =194,2 МПа < sFР=400 МПа

колесо                   sF2 =191,1 МПа < sFР1=400 МПа

Условие изгибной прочности зубьев выполнено.

 

3.5 Расчет зубчатого соединения быстроходного вала на прочность

Боковые поверхности зубьев соединения при передаче крутящего момента работают на смятие. Основание зубьев работает на изгиб. При проверке прочности шлицевых соединений с эвольвентным профилем зубьев, основным расчетом является расчет на смятие. Расчет зубчатого соединения на прочность выполним в соответствии с рекомендациями литературного источника [10].

Исходные данные для расчета

крутящий момент М1 = 76600 Нм

зубчатое соединение – с эвольвентными зубьями 224×8×28

количество зубьев z=28

делительный диаметр зубьев d=224 мм

модуль зубьев m=8.

Напряжения смятия на боковых поверхностях зубьев

где φ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

        нагрузки по рабочим поверхностям  зубьев, φ=0,75;

      F – площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны

         на 1 мм длины, для эвольвентных зубьев

        l – рабочая длина соединения, l=80 мм;

        r – средний радиус шлицевого соединения

Напряжения смятия на боковых поверхностях зубьев

Условие прочности зубчатого соединения на смятие

где - допускаемые напряжения смятия на боковых поверхностях

       зубьев, для неподвижного тяжелонагруженного соединения,

       =80 МПа.

Условие прочности зубчатого соединения на смятие

Условие прочности выполнено.     

3.6 Расчет долговечности подшипников быстроходного вала

Расчет долговечности подшипников быстроходного вала выполним для нижнего подшипника, который имеет меньшие размеры. На подшипник действуют усилия, возникающие в зубчатой передаче редуктора и вес шестерни. Расчет долговечности подшипников редуктора выполним по динамической грузоподъемности, по методике, изложенной в [11].

Окружное усилие в зубчатой передаче

Ft1 = 2M1 /d1, Н

где d1 – делительный диаметр шестерни, d1 =454,05 мм=0,454 м.

Ft1 = 2·76,6/0,454 =337,4 кН

Радиальное усилие в косозубой передаче

Fr1 = Ft1×tga /cosb1, кН

где b1 – угол наклона зубьев, b1 =9°22’.

 Fr1 =337,4·tg20°/cos 9°22’=124,4 кН.

Осевое усилие в косозубой передаче

Fa1 = Ft1×tgb1, кН

Fа1 =337,4·tg 9°22’=55,2 кН.

Реакции опор в горизонтальной плоскости

RАX =RВX = Ft1/2=337,4/2=168,7 кН

Реакции опор в вертикальной плоскости

RAY =RBY = Fr1 /2 =124,4/2=62,2 кН

Радиальная нагрузка на подшипники быстроходного вала