Установка клети

Масса клети:

G₁₃ = 2[G₃ + G₇ + G₈₁ + G₈₄] + G₁₂ = 225,77 т.

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

H₁₄ = H₁₀ - H₁₁ + H₁₃ = 2335 мм.

Максимально возможный опрокидывающий момент:

Усилия, прижимающие плитовину к фундаменту:

МН.

Удельное давление наиболее нагруженной плитовины на фундамент:

Н/мм² <[q] = 1,5…2,0 Н/мм².

Шпиндельное соединение

Исходя из небольшого подъёма верхнего рабочего валка и эксплуатационных характеристик принимаем зубчатый шпиндель ШЗ 5.

Основные размеры шпинделя ШЗ 5 приведены в таблице 20.

Таблица 20. Передаваемый крутящий момент, кНм и основные размеры, мм

Типоразмер	[M]3	D3	d5	d17	D30	l7	l23	l24	l25	s1
ШЗ 5	75	380	200	320	300	280	70	150	655	150

Шпиндель допускает кратковременную 1,5-кратную перегрузку.

Диаметр тела шпинделя и напряжения кручения в нём:

d₁₈ = d₅ = 200 мм;

τ₂ = М₁₂ /(0,2d₁₈³) = 80,4/(0,20,20³) = 49,6 МПа.

Длина шпинделя по осям шарниров:

L₈ = 5D₃ = 5380 = 1900 мм.

Наибольший угол наклона верхнего шпинделя в верхнем положении верхнего валка номинального диаметра при совпадении осей нижнего валка номинального диаметра и двигателя нижнего валка, а также при а₀ = D.

Максимальный угол наклона для отечественного шпинделя [a] = 1,5⁰ [1].

а = arctg(H/L₈) = arctg(30/1900) = 0,9046⁰< [a].

Масса и момент инерции шпинделя:

1,01 т;

0,0153 тм².

Из диапазона k6 =1,0 – 1,8 коэффициент ответственности передачи принят на уровне k6=1,2 для случая, когда поломка шпинделя приводит только к аварии линии клети. Для случая спокойной работы равномерно нагруженных механизмов коэффициент условий работы передачи принят k₇=1,0 (k7=1,0 – 1,5).

Конструкция зубчатого шпинделя представлена на рисунке 15.

Рисунок 15. Конструкция зубчатого шпинделя

Сдвоенный редуктор

В качестве материала для изготовления зубчатых колёс редуктора и шестерённых валков по ГОСТ 4543 - 71 принята сталь 35ХМ с поверхностной закалкой токами высокой частоты до получения твёрдости зубьев НRС = 48.

Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений [7]:

σ⁰_Flimb = 800 МПа;

σ_Нlimb = 17НRC + 200 = 1016 МПа;

σ_FР = 0,4 σ⁰_FlimbY_N= 0,48001 = 320 МПа;

где Y_N= 1 – коэффициент долговечности для числа циклов напряжений, превышающего базовое [7];

σ_НР = 0,9σ_Нlim / S_H = 0,91016/1,2 = 762 МПа;

где S_H = 1,2 – коэффициент запаса прочности для зубчатых колёс с поверхностным упрочнением зубьев [7].

Рисунок 16. Сдвоенный редуктор

Межцентровое расстояние передачи из условия контактной выносливости:

мм.

Расчётное значение межцентрового расстояния округляют до следующего большего из параметрического ряда по ГОСТ 2185 – 66.

Принимаем 560 мм.

= 1,25 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, при высокой твёрдости зубьев и двухопорном расположении зубчатых колёс ;

= 430 – коэффициент для косозубых и шевронных передач;

= 0,63 – коэффициент ширины зуба.

Нормальный модуль зацепления из условия выносливости при изгибе:

Расчётный результат округляют до следующего большего из параметрического ряда по ГОСТ 9563 – 60.

Принимаем m = 8 мм.

= 3,6 – 4,2 – коэффициент формы зуба;

примем = 3,9.

Задавшись углом наклона зуба β = 10⁰, определим числа зубьев шестерни и колеса:

u = z₂ / z₁ = 71/66 = 1,075;

Проверка коэффициента осевого перекрытия:

Диаметры делительных окружностей:

D_д1 = mz₁ / cosβ = 866/cos11,88 = 539 мм;

D_д2 = mz₂ / cosβ = 871/cos11,88 = 580 мм.

Межцентровое расстояние ведомых валов: a₀ = D = 480 мм.

Ширина колёса:

b₅ = ψ_baa_w = 0,63560 = 352,8 мм =>⁴ 350 мм;

Расстояние между заплечиками ведущих и ведомых валов:

если D_д1 + 2m + 10 = 515 + 29 + 10 = 616 >a₀;

L₉ = 4b₅ = 4350 = 1400 мм.

Расстояние по концам ведущих и ведомых валов:

L₁₀ = L₉ + l₆ + l₇ + l₂₆ = 1400 + 60 + 280 + 240 = 1980 мм.

Минимальный зазор между вращающимися колёсами и стенками корпуса:

Уровень нижнего ведущего вала относительно основания и толщина нижнего пояса:

H₁₅ = (D_д + 2m)/2 + 4t₃ + a₀/12 =398,22=> 400мм;

h₆ = a₀ / 10 = 480/10 = 48мм => 50мм.

Ширина и высота редуктора:

B₁₄ = 2(D_д1+m)+D_д2+2t₃+a₀/30 =1711,6 =>³ 1720мм;

H₁₆ = D_д + 2m + 1,1a₀ + 5t₃ = 1199,4 =>³ 1200 мм.

Напряжения кручения в концах ведомых и ведущих валов:

τ₃ = τ₂ = 29,1 МПа < [τ], т.к. d₁₈ = d₅;

τ₄ = M₁₃ /(0,2d₁₉³) = 0,0856/(0,20,28³) = 45,8 МПа.

Масса (с приводным концом) и момент инерции ведущего вала в сборе:

Масса (с приводным концом) и момент инерции ведомого вала в сборе:

Масса редуктора:

G₁₆=ρ₃[H₁₆B₁₄L₉ – (H₁₆ – 0,03)(B₁₄ – 0,02)(L₉ – 0,02)]+2(G_15.1+G_15.2) = 5,32т.

Зубчатые муфты

Для сочленения двигателя нижнего валка с редуктором используем муфты типа МЗ, а двигателя верхнего валка – муфты типа МЗП с промежуточным валом. Для сочленения якорей двухъякорных двигателей применяют специальные муфты, но мы воспользуемся муфтами типа МЗ. Примем муфту МЗ 12, параметры приведены в таблице 21.

Таблица 21. Параметры зубчатой муфты[7]

№	[M]4, кНм	, мм	, мм	, мм	, мм	, мм	, мм	, мм	, т	, т·м^2
12	100	250	590	490	340	485	60	240	0,55	0,022

На рисунке 17 сверху от осевой линии изображена муфта МЗ, а снизу комбинация полумуфт МЗ и МЗП

В моменте инерции муфты, как и в случае шпинделей, учтем вклад концов сочленяемых валов.

Рисунок 17. Муфта зубчатая

Главные двигатели

Номинальные мощность и частота вращения каждого якоря двигателей:

N = 1250 кВт; n = 250 мин^-1.

Масса (с концами валов) и момент инерции:

G₁₈ = 2,4(N/n)^0,9 = 2,4(1250/250)^0,9 = 4,14 т;

J₆ = 0,05(N/n)^1,5 + πρ₁/32(3l₂₈ + l₂₉ + l₃₀)(d₁₉ + 0,02)⁴ = 0,5125 тм².

Основные размеры каждого якоря:

D₁₄ = 820(N/n)^0,3 = 820(1250/250)^0,3 = 1300 мм;

D₁₅ = 0,8D₁₄ = 0,81300 = 1040 мм;

D₁₆ = 0,5D₁₄ = 0,51300 = 650 мм;

l₂₈ = 0,2D₁₄ = 0,21300 = 240 мм;

l₂₉ = 0,6D₁₄ = 0,61300 = 780 мм;

l₃₀ = 0,4D₁₄ = 0,41300 = 5200 мм;

H₁₇ = D₁₄ / 2 = 1300/2 = 650 мм;

h₇ = 0,08D₁₄ = 0,081300 = 104 мм =>¹100 мм;

В₁₆ = 1,2D₁₄ = 1,21300 = 1560 мм;

Масса (с концами валов), момент инерции якоря

Масса одного якоря двигателя в сборе

.

Рисунок 18. Якорь двигателя

Общая компоновка

Здесь определены положение разбивочных осей и габаритные размеры комплекса, уровни отдельных его составных частей относительно пола цеха, а также совокупные физические характеристики (рисунок 18).

Рисунок 19. Компоновка клети холодной прокатки.

Расстояние по осям клети и ближайшего шарнира универсального шпинделя:

L₁₂ = L₂ / 2 – l₆ – l_7­ +l₂₃ + l₂₄ = 1490 мм.

Расстояние по осям редуктора и ближнего от него шарнира зубчатого шпинделя:

L₁₃ = L₉ / 2 + l₂₃ + l₂₄ = 920 мм.

Расстояние по осям редуктора и ближнего от него якоря двигателя привода нижнего валка:

L₁₄ = L₉ / 2 + 2l₂₆ + 20_­ +2l₂₈ + l₃₀ = 2240 мм.

Расстояние по осям якорей двигателя в каждой линии (коллекторы якорей развернуты друг относительно друга):

L₁₅ = 2(l₂₆ + l₂₈ + l₂₉) + 20 = 2580 мм;

где добавка 20 мм учитывает зазоры между валами, сочленяемыми муфтами.

Длина промежуточного вала привода верхнего валка:

l₂₇ = 2(l₂₆ + 3l₂₈ + l₂₉ + l₃₀) + 20 = 5140 мм.

Масса и момент инерции муфты МЗП и промежуточного вала:

G_17.2 = 2G_17.1 + πρ₁ /4 l₂₇(d₁₉ + 0,02)² = 2,62 т;

J_5.2 = 2J_5.2 + πρ₁ /32 l₂₇(d₁₉ + 0,02)⁴ = 0,0561 тм².

Габаритная длина линии клети от крышки ПЖТ со стороны обслуживания до свободного конца вала якоря двигателя:

L₁₇ = l₁₈ + L₄ / 2 + L₁₂ + L₈ + L₁₃ + L₁₆ + L₁₅ + l₃₀ + 2l₂₈ + l₂₆ =18165 мм.

В действительности габаритная длинна линии несколько больше расчётной т.к. со свободным концом вала двигателя сочленяют тахогенератор.

Уровень элементов главной линии относительно пола:

- линия прокатки:

U₀ = +800 мм;

- низа плитови:

U₁ = U₀ – H₁₀ + H₁₁ – H₁₃ = -1475 мм;

- низа редуктора:

U₂ = U₀ – D/2 – H₁₅ = 160 мм;

- низа двигателей привода нижнего валка:

U₃ = U₀ – D/2 – H₁₇ = -90 мм;

- низа двигателей привода верхнего валка:

U₄ = U₃ +a₀ = 390 мм.

Масса комплекса прокатной клети с приводом:

G₂₀ = G₁₃ + 2G₁₄ + G₁₆ + 3G_17.1 + G_17.2 + 4G₁₈ = 275,8 т.

Приведённые к валу двигателей моменты инерции линий для расчёта динамического момента, возникающего при разгоне и торможении линии нижнего и верхнего валков клети холодной прокати и их сумма.

, ,

_.