автореферат диссертации по обработке конструкционных материалов в машиностроении, 05.03.05, диссертация на тему:Разработка теоретических основ проектирования и совершенствование трансмиссий высокомоментных главных приводов прокатных клетей

На правах рукописи УДК 621.771

ФИЛАТОВ АЛЕКСАНДР АНДРЕЕВИЧ

РАЗРАБОТКА ТЕОРЕТИЧЕСКИХ ОСНОВ ПРОЕКТИРОВАНИЯ И СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ТРАНСМИССИЙ ВЫСОКОМОМЕНТНЫХ ГЛАВНЫХ ПРИВОДОВ ПРОКАТНЫХ КЛЕТЕЙ

Специальность 05.03.05 - Технологии и машины обработки

давлением

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Москва-2004 г.

Работа выполнена в Акционерной холдинговой компании «Всероссийский научно-исследовательский и проектно-конструкторский институт металлургического машиностроения имени академика АЛ. Целикова»

Официальные оппоненты Доктор технических наук, Доктор технических наук, Доктор технических наук,

профессор Колесников А.Г. профессор Синев А.В. профессор Чиченев Н. А.

Ведущее предприятие

ОАО «Новолипецкий металлургический комбинат», г. Липецк

Защита состоятся «05» октября 2004 г. в 14 час. 30 мин.

на заседании диссертационного Совета Д.520.016.01 при Акционерной холдинговой компании «Всероссийский научно-исследовательский и проектно-конструкторский институт металлургического машиностроения имени академика А.И. Целикова»

Адрес: 109428, Москва, Рязанский проспект, 8а, тел 730-45-39 С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке АХК ВНИИМЕТМАШ. Автореферат разослан

Ученый секретарь диссертационного Совета кандидат технических наук

Дрозд ВГ.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. На современном этапе развития экономики непрерывно возрастают потребности промышленности в толстолистовом и тонколистовом прокате. В настоящее время в металлургической промышленности развитых стран доля листа в производстве прокатной продукции превышает 70%. В общем объеме производства листового проката существенную долю занимает горячекатаный лист. Толстый горячекатаный лист используется в судостроительной промышленности, при производстве труб большого диаметра, в машиностроении и т.д. Горячекатаный лист служит также подкатом для листовых станов холодной прокатки. Поэтому серьезное внимание, как в России, так и за рубежом, в настоящее время уделяется решению проблем увеличения - производства и повышения качества горячекатаного листа.

Основная доля горячекатаного листа производится на непрерывных широкополосных станах горячей прокатки. Из всех действующих в настоящее время прокатных агрегатов наибольшие технологические моменты и усилия прокатки формируются при деформации заготовки в клетях листовых станов горячей прокатки.

Наряду со значительными технологическими моментами, которые необходимо передавать через трансмиссию от электродвигателя к рабочим валкам, в элементах трансмиссии главного привода при захвате заготовки формируются динамические нагрузки.

С учетом высокого уровня действующих технологических и динамических нагрузок и с учетом конструктивных особенностей главных линий листовых станов горячей прокатки возникают серьезные проблемы в обеспечении приемлемого уровня механических напряжений в деталях трансмиссии при использовании существующих схем и конструкций главных приводов рабочих клетей таких станов.

Для дальнейшего увеличения производства горячекатаного листа требуется как строительство новых, так и глубокая модернизация действующих листопрокатных агрегатов. В связи с этим проблема совершенствования трансмиссий высокомоментных главных приводов прокатных клетей является актуальной.

Цель работы. Целью работы является создание научно обоснованных методов проектирования высокомоментных главных приводов прокатных клетей, направленных на расширение технологических возможностей рабочих клетей за счет увеличения допустимых моментов прокатки и на повышение уровня долговечности элементов трансмиссий.

РОС. НАЦИОНАЛЬНАЯ IИМ ПОТЕКА

Для достижения указанной цели требуется решить следующие задачи:

разработать методику выбора рациональных параметров трансмиссий высокомоментных главных приводов прокатных клетей, обеспечивающую минимизацию влияния динамических нагрузок на долговечность элементов трансмиссии.

разработать математическую модель движения системы «шестеренный валок - универсальный шпиндель - рабочий валок» при работе главного привода рабочей клети перед захватом заготовки в условиях взаимодействия шпинделя с уравновешивающим механизмом и выполнить исследование процесса раскрытия и замыкания зазоров в головках универсального шпинделя;

на основе анализа математической модели движения системы «шестеренный валок — шпиндель — рабочий валок» при работе главного привода перед захватом заготовки разработать рекомендации по совершенствованию конструкции и настройке устройств уравновешивания универсальных шпинделей, обеспечивающие уменьшение зазоров в шпиндельных соединениях и соответствующее уменьшение действующих динамических нагрузок;

разработать методику определения характеристик контакта в зацеплении зубчатого шпинделя и разработать рекомендации по совершенствованию конструкции зубчатых шпинделей;

разработать рекомендации по выбору схем и конструкции трансмиссии высокомоментного главного привода рабочей клети;

выполнить экспериментальные исследования нагрузок в трансмиссиях высокомоментных главных приводов для проверки разработанных математических моделей и рекомендаций.

Научная новизна. Разработаны теоретические основы проектирования новых и совершенствования существующих трансмиссий высокомоментных главных приводов на основе анализа математических моделей формирования динамических нагрузок. Предложены критерии выбора рациональных параметров элементов трансмиссии. Разработаны технические решения, обеспечивающие увеличение допустимых моментов прокатки и повышение долговечности элементов трансмиссий главных приводов.

Основные положения, выносимые на защиту.

1. Критерии и методика выбора рациональных упруго-массовых параметров элементов трансмиссий главных приводов прокатных клетей.

2. Методика расчета динамических нагрузок в элементах трансмиссии главного привода, в которой учтены зазоры, раскрывающиеся перед захватом заготовки, скорость прокатки, уровни

технологических моментов, обжатие заготовки, динамическая структура трансмиссии.

3. Математическая модель процесса раскрытия и замыкания зазоров в соединениях универсального шпинделя при работе привода перед захватом заготовки. Эта модель основана на описании движения шпинделя с использованием динамических уравнений Эйлера и учитывает взаимодействие шпинделя с уравновешивающим устройством.

4. Методика расчета характеристик контакта в зацеплении зубчатого шпинделя.

5. Новая схема и конструкция высокомоментного главного привода и новые конструкции: устройства уравновешивания шпинделя; головки зубчатого шпинделя; узла вал-шестерни редуктора главного привода.

Практическая ценность и реализация результатов работы.

1. Для главного привода клети №5 широкополосного стана горячей прокатки 2000 Новолипецкого металлургического комбината разработан и внедрен проект модернизации узла вал-шестерни редуктора главного привода с установкой внутреннего вала-торсиона. В главном приводе этой же клети проведено испытание новой конструкции регулируемого устройства уравновешивания верхнего шпинделя. Внедрение новых конструкций обеспечило снижение более чем в 1,5 раза динамических нагрузок, формирующихся при захвате заготовки валками, в зубчатой передаче редуктора и шпиндельных соединениях.

2. Для главных приводов стана 1700 Челябинского металлургического комбината разработана и внедрена новая конструкция головки зубчатого шпинделя. Внедрение новой конструкции позволило увеличить не менее, чем в два раза долговечность зацепления зубчатых шпинделей.

3. Для широкополосного стана горячей прокатки 2500 Магнитогорского металлургического комбината предложена и реализована новая схема и конструкция высокомоментного главного привода. Эта конструкция внедрена при реконструкции главного привода реверсивной черновой клети. Технологический момент прокатки, который может обеспечить данный привод, составляет 5500кНм. Это более чем вдвое превышает технологический момент, обеспечивавшийся ранее установленным главным приводом.

Достоверность научных положений, выводов и рекомендаций, сформулированных в диссертации, подтверждена результатами экспериментальных исследований и результатами эксплуатации.

Публикации. Основное содержание диссертации изложено в одной монографии, 29 статьях и 24 авторских свидетельствах и патентах.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, шести глав и общих выводов. Диссертация содержит 326 страниц, включая 97 рисунков, 11 таблиц, список литературы из 145 наименований и приложение.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ СОЗДАНИЯ ТРАНСМИССИЙ ВЫСОКОМОМЕНТНЫХ ГЛАВНЫХ ПРИВОДОВ ПРОКАТНЫХ СТАНОВ

Уровни технологических моментов в клетях листовых станов горячей прокатки могут превышать 6000кНм. Кроме того, при захвате заготовки валками в трансмиссии главного привода формируются значительные динамические нагрузки.

Одной из проблем, возникающих при проектировании приводов таких клетей, является проблема обеспечения надежной работы деталей трансмиссии, в том числе и шпиндельных устройств, передающих вращение рабочим валкам. В габаритных размерах, определяемых диаметром рабочих валков, передачу необходимых крутящих моментов в большинстве клетей рассматриваемых станов может обеспечить универсальный шпиндель с бронзовыми вкладышами. В менее нагруженных быстроходных чистовых клетях передачу необходимого крутящего момента может обеспечить зубчатый шпиндель.

Однако, высокие контактные давления в сочетании с плохими условиями смазки приводят к быстрому износу бронзовых вкладышей, увеличению зазоров и, как следствие, к существенному росту динамических нагрузок.

В этих условиях обеспечить снижение износа вкладышей можно за счет уменьшения углов перекоса шпинделя. Таким образом, одним из направлений оптимизации трансмиссий высокомоментных приводов является создание такой схемы и конструкции, при которой угол перекоса в головке универсального шпинделя при работе под нагрузкой не превышал бы величин . Для зубчатых шпинделей

желательно обеспечить еще меньшие углы перекоса.

Рассмотрены существующие схемы трансмиссий

высокомоментных главных приводов прокатных клетей:

- редукторный однодвигательный с групповым приводом рабочих валков через шестеренную клеть;

- редукторный многодвигательныи с групповым приводом рабочих валков через шестеренную клеть;

- безредукторный однодвигательный с групповым приводом валков через шестеренную клеть;

- редукторный многодвигательный с индивидуальным приводом валков;

- безредукторный двухдвигательный с индивидуальным приводом валков.

Проанализированы преимущества и недостатки отмеченных схем трансмиссий главного привода. Резервы повышения нагрузочной способности за счет увеличения геометрических размеров элементов трансмиссии в рамках рассмотренных существующих схем и конструкций практически исчерпаны.

В связи с этим актуальной является проблема разработки новой схемы трансмиссии высокомоментного главного привода для рабочей клети.

В дополнение к значительным технологическим моментам, которые должны передавать трансмиссии главных приводов, при захвате заготовки в элементах трансмиссий формируются динамические нагрузки. Эти динамические нагрузки могут значительно превышать технологические и оказывают негативное влияние на работоспособность элементов трансмиссий.

Серьезным резервом повышения работоспособности трансмиссии главного привода является максимально возможное снижение динамических нагрузок, формирующихся при захвате заготовки. Характер переходного процесса и уровень динамических нагрузок главным образом зависят от зазоров, раскрытых в шпиндельных соединениях перед захватом заготовки валками и от структуры упруго -массовой системы трансмиссии.

Одним из направлений снижения динамических нагрузок в трансмиссии является уменьшение зазоров, раскрытых в головках шпинделей к моменту захвата заготовки валками. Минимальные зазоры в соединениях с валками имеют зубчатые шпиндели. Поэтому для решения задачи уменьшения зазоров необходимо расширить количество рабочих клетей, в которых зубчатые шпиндели могут быть установлены. В тех случаях, когда по условиям нагрузочной способности могут быть установлены только шпиндели с универсальными шарнирами на бронзовых вкладышах, необходимо принимать меры, обеспечивающие закрытие зазоров, при работе привода перед захватом заготовки.

Процесс раскрытия и замыкания зазоров в головках универсальных шпинделей при работе главного привода рабочей клети перед захватом заготовки существенно зависит от конструкции

устройства уравновешивания шпинделей и от настройки этого устройства. Вместе с тем существующие конструкции устройств уравновешивания шпинделей и рекомендации по их настройке не позволяют обеспечить гарантированное уменьшение зазоров, раскрытых в шпиндельном соединении перед захватом заготовки валками рабочей клети.

Другим направлением, обеспечивающим повышение работоспособности трансмиссии за счет снижения динамических нагрузок, является подбор рациональных параметров жесткостей и моментов инерции вращающихся деталей трансмиссии главного привода. В полном объеме, с формулировкой критериев и алгоритма поиска рациональных параметров, такая задача не решалась.

На основе изложенного сформулированы цели и задачи исследования.

ИССЛЕДОВАНИЕ ПРОЦЕССА РАСКРЫТИЯ ЗАЗОРОВ В СЕДИНЕНИЯХ УНИВЕРСАЛЬНОГО ШПИНДЕЛЯ ПЕРЕД ЗАХВАТОМ ЗАГОТОВКИ И СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ КОНСТРУКЦИИ УРАВНОВЕШИВАЮЩИХ СТРОЙСТВ

Для разработки рекомендаций по конструированию шпинделей прокатных клетей и уравновешивающих устройств необходимо исследовать процесс раскрытия и замыкания зазоров в соединении шпинделя с рабочим и шестеренным валками перед захватом заготовки. Такое теоретическое исследование может быть сформулировано как решение задачи о движении системы, содержащей шестеренный валок, шпиндель и рабочий валок. Эти все элементы в процессе движения взаимодействуют друг с другом, кроме того, шпиндель взаимодействует с уравновешивающим устройством. Расчетная схема системы «шестеренный валок — шпиндель — рабочий валок» приведена на рис. 1. В соответствии с этой схемой шпиндель рассматривается как свободное твердое тело с шестью степенями свободы. Положение шпинделя в пространстве может быть описано с помощью трех линейных координат центра масс и трех угловых координат, представленных

углами Брайнта {<р2огп-> Ф^гу <Ртг)- Шестеренный валок в этой расчетной схеме представляет собой твердое тело, обладающее одной степенью свободы. Его положение определяется углом <р1й поворота вокруг геометрической оси вращения. Рабочий валок также представляет собой твердое тело с одной степенью свободы. Его положение определяется углом поворота вокруг геометрической оси

Рис.1. Шпиндельный участок трансмиссии прокатного стана.

1 - шестеренный валок; 2 - шпиндель; 3 - рабочий валок; 4 - уравновешивающее устройство.

вращения. Дифференциальные уравнения движения системы «шестеренный валок — шпиндель — рабочий валок» имеют следующий вид:

I¡ó¡ = M}+(l¡-I2x)ú>2zü>2x;

Фтггх = Сй\ + 0)1<ртгг ;

Фхгг =й)г -М&оггх'-

ViM=°>Í<Pi<¡zni+a>b О)

""2*0* =

т2У°0' = Rr>

„ --О _ о».

m2Zo> 2 »

<Pu>=°>z>

где

- приведенный момент инерции узла рабочего валка;

Ij' - главные центральные моменты инерции шпинделя;

(о\, а>\, а>1 - проекции вектора угловой скорости шпинделя на оси 02Х2, 02Y2, 02Z2, проходящие через центр Ог масс шпинделя и жестко связанные со шпинделем;

MМ\, М\ - проекции на оси ОгХ2, О2/2, 02Z2 суммарного вектора момента сил, действующих на шпиндель, относительно центра масс О2;

R\, R\ - проекции на оси 0°Х°, СУг", O'Z" неподвижной системы координат суммарного вектора сил, действующих на шпиндель;

Ml - проекция на ось 03Z3 системы координат, жестко связанной с рабочим валком, суммарного вектора сил, действующих в соединении шпинделя с рабочим валком;

М\ - приведенный к оси вращения рабочего валка момент сил сопротивления вращению рабочего валка.

Первые три уравнения представляют собой динамические уравнения Эйлера относительно проекций еих, <а2, <о\ угловой скорости шпинделя. Уравнения с четвертого по шестое описывают связь этих проекций угловых скоростей с углами Брайнта и производными по времени этих углов. Уравнения с седьмого по девятое являются динамическими уравнениями, описывающими движение центра масс шпинделя. Десятое уравнение представляет собой динамическое уравнение вращения рабочего валка и одиннадцатое уравнения

описывает вращение шестеренного валка. В такой постановке решение системы уравнений позволит описать движение шпинделя при любых скоростях вращения, в том числе и при скоростях, при которых движение шпинделя существенно зависит от центробежных сил, гироскопических эффектов и других динамических явлений.

Решение также будет зависеть от начальных условий, которые необходимо сформулировать. Однако в реальности движение шпинделя перед захватом заготовки представляет собой периодический процесс, период которого связан со временем одного оборота шпинделя. Поэтому речь должна идти об отыскании независящего от начальных условий периодического решения системы уравнений (1). Необходимо отметить, что здесь речь не идет об отыскании периодического решения в строгой математической постановке задачи. О характере решения можно будет судить по результатам численного решения начальной задачи с учетом ограниченной точности этого решения.

В результате решения этой системы уравнений переменные а>1, о>1, <рхгух, <р№ш > <Рюг хо>' у"о' » 2°0' > и <Рм могут быть получены как

функции времени г.

В эту систему уравнений (1) входят величины реакций и моментов реакций, М\, М\, М), М\, которые необходимо определить на основе анализа силового взаимодействия в универсальном шарнире. При описании этого взаимодействия необходимо учесть, что при вращении шпинделя могут происходить соударения головок шпинделя с лопастями рабочего и шестеренного валка. В работе была рассмотрена упруго-вязкая модель ударного взаимодействия, которая обеспечивает как ограниченность взаимных перемещений, так и рассеяние энергии при соударении. На рис.2 приведена схема расположения упруго-вязких элементов на лопасти универсального шарнира в соединении шпинделя с шестеренным валком и схема определения деформации в первом элементе. Проекции вектора усилия, действующего в

рассматриваемом упруго-вязком элементе, на оси системы координат, жестко связанные с рабочим валком, равны

где

у\ - деформация упруго-вязкого элемента;

у! - скорость деформации упруго-вязкого элемента; - жесткость упруго-вязкого элемента;

б)

Рис.2. Схема расположения упруго-вязких элементов на лопасти универсального шарнира (а) и схема определения деформации упруго вязкого элемента №1 (б).

Д коэффициент вязкого сопротивления упруго-вязкого элемента;

Я =-Уо» +х"'9>2и+(хо» -0,5Ь1)Ф:<2 -0,5(41 + Л\)<РмФ2и 5

<ргхг - разность углов поворота шпинделя и шестеренного валка, зависящая от зазоров в универсальном шарнире;.

Д' - линейный, зазор между лопастью - шестеренного валка и вкладышем универсального шарнира;

хо» > Уо» - координаты смещения (зависящие от зазоров) головки универсального шпинделя в системе координат, связанной с шестеренным валком.

Координаты радиус-вектора г,] точки приложения силы Р* в системе координат, жестко связанной со шпинделем, равны:

где - расстояние от универсального шарнира, соединяющего шпиндель и шестеренную клеть до центра масс шпинделя.

Вектор момента силы Р^ относительно центра масс шпинделя определяется через векторное произведение

По аналогии с (3) можно определить векторы моментов от сил взаимодействия, формирующихся в других упруго-вязких элементах универсальных шарниров, соединяющих шпиндель с шестеренным и рабочим валком. В результате можно определить проекции векторов моментов, входящих в систему уравнений (1):

М2Х=±(М^1Х + М1Х); М2У ^«, + л/,2,,); мг2=Х(М,2,г+М^2). (4)

Вектор- задан в системе координат, связанной с шестеренным валком. Для определения движения центра масс шпинделя этот вектор необходимо записать в неподвижной системе координат:

где Ую - угол поворота шестеренного валка.

Рассмотрев результат взаимодействия всех упруго-вязких элементов, расположенных в универсальных шарнирах, соединяющих шпиндель с шестеренным и рабочим валком, можно определить проекции всех векторов, входящих систему уравнений (1):

Если к выражениям (4) и (5) добавить вес шпинделя и момент трения в подшипнике уравновешивающего устройства, в системе уравнений (1) будут определены все входящие в них переменные.

В работе приведены результаты численного решения системы уравнений (1). Решение осуществлялось при различных значениях начальных условий. Время решения определялось временем выхода на установившийся периодический режим, который не зависел от начальных условий. Для численного решения использовался метод Рунге-Кутта. Решение задачи осуществлялось для параметров, соответствующих шпиндельным устройствам трансмиссий главных приводов стана 2000 Новолипецкого металлургического комбината.

В процессе теоретического исследования изучалось влияние на процесс раскрытия зазоров перед захватом заготовки следующих факторов:

- коэффициента уравновешивания к;

- угловой скорости вращения шестеренного валка со\;

- величин линейных зазоров Д, и Дг между вкладышами, сухарями и лопастями универсального шарнира;

- момента трения в подшипнике уравновешивающего устройства М\т.

Период решения системы (1) и характер движения шпинделя зависит от величины угловой скорости шестеренного валка.

При скоростях вращения шпинделя, соответствующих первым черновым клетям, центробежные и гироскопические силы мало влияют на характер движения системы, и картина изменения расчетных параметров повторяется каждую половину оборота шпинделя. Величина и характер раскрытия зазоров при коэффициентах уравновешивания 0,8 и 1,2 практически не отличаются друг от друга. Зазор раскрыт на

половину максимальной величины практически все время движения. Существенное влияние на состояние зазоров в шпиндельном соединении, формирующееся перед захватом заготовки, для рассматриваемых относительно тихоходных клетей оказывает настройка уравновешивающего устройства. При точности настройки уравновешивающего устройства в пределах ± 4 % от веса шпинделя для тихоходных клетей обеспечивается гарантированное закрытие зазоров в шпиндельных соединениях

При больших скоростях вращения валков, соответствующих последним чистовым клетям широкополосных станов горячей прокатки, основное влияние на закономерности движения шпинделя оказывают динамические эффекты. В этом случае центробежные силы существенно превышают силы, связанные со статической неуравновешенностью шпинделя. Центр масс шпинделя движется по круговой траектории и даже при точной настройке уравновешивающего устройства зазоры постоянно раскрыты как в шпиндельном соединении с шестеренным валком, так и в шпиндельном соединении с рабочим валком.

Экспериментальные исследования закономерности движения шпинделя и процесса раскрытия зазоров при вращении привода без нагрузки были выполнены на двухвалковом лабораторном стане 160.

На этом стане производилось непосредственное измерение углового зазора в шпиндельном соединении с помощью четырех индуктивных датчиков, установленных на шпиндельной головке и измерялись вертикальные перемещения шпинделя с помощью тензобалочки. Клеть стана 160 относится к относительно тихоходным, и поэтому здесь существенное влияние на раскрытие зазоров оказывает настройка уравновешивающего устройства. При точно уравновешенном шпинделе угловые зазоры в шпиндельном соединении закрыты, и шпиндель практически не имеет вертикальных перемещений. При переуравновешенном шпинделе угловые зазоры раскрываются на половину максимальной величины, и мы имеем значительную амплитуду вертикальных колебаний центра масс шпинделя. Были также проведены измерения углового зазора и амплитуды вертикальных колебаний шпинделя при плавном изменении настройки уравновешивающего устройства от состояния переуравновешивания до состояния недоуравновшивания.. При настройке шпиндельного устройства на уровне, близком к точному уравновешиванию, угловые зазоры в головке универсального шпинделя закрывались, и амплитуда вертикальных колебаний шпинделя становилась практически равной нулю. Все эти экспериментальные результаты соответствуют расчетным результатам, полученным по разработанной модели.

Для верхнего шпинделя привода валков клети №5 стана 2000 Новолипецкого металлургического комбината было впервые разработано регулируемое уравновешивающее устройство. В этой конструкции регулирование настройки пружин уравновешивавния осуществляется с помощью винтового механизма. В этом устройстве используется также плунжерный гидроцилиндр. В плунжер этого гидроцилиндра встроен дополнительный поршень. Такая конструкция позволяет с одной стороны осуществить точную настройку пружин уравновешивающего устройства при неизменной настройке межвалкового зазора, а с другой стороны такая система позволяет предохранить уравновешивающее устройство от перегрузок, могущих возникнуть при перестройке клети.

Было проведено экспериментальное исследование главной линии, оснащенной новым уравновешивающим устройством. В процессе проведения экспериментальных исследований проводились измерения вертикальных перемещений с помощью индуктивного датчика, смонтированного на подшипниковой опоре шпинделя. С помощью тензодатчиков проводились измерения деформации, стоек станины и деформации вала шпинделя. В результате измерений было установлено, что при относительно точно уравновешенном шпинделе мы имеем минимальную амплитуду вертикальных колебаний шпинделя и, как следствие, минимальный уровень раскрытия зазоров и динамических нагрузок в шпинделе. При переуравновешенном шпинделе возросла амплитуда вертикальных колебаний, увеличились зазоры в шпиндельном соединении и уровень динамических нагрузок. Таким образом, внедрение нового уравновешивающего устройства и способа настройки шпиндельного устройства по минимуму амплитуды вертикальных колебаний центра масс шпинделя позволяет уменьшить динамические нагрузки на шпинделе в 1,2... 1,4 раза. Такое снижение динамических нагрузок позволяет повысить долговечность элементов трансмиссии и уменьшить расход запасных частей примерно на 30%.

ИССЛЕДОВАНИЕ ГЕОМЕТРИИ И КИНЕМАТИКИ КОНТАКТА В ЗАЦЕПЛЕНИИ И СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ КОНСТРУКЦИИ ЗУБЧАТОГО ШПИНДЕЛЯ

Для оценки нагрузок, действующих в зацеплении зубчатого шпинделя, определим условия контакта зубьев при различных углах перекоса шпинделя.

Условия контакта можно определить путем совместного исследования уравнений боковых поверхностей зубьев втулки и обоймы. Боковые поверхности могут иметь различную форму. В работе

рассмотрены некоторые варианты исполнения боковых поверхностей. В большинстве случаев эти поверхности получают, используя стандартный исходный контур. В этом случае уравнение боковой поверхности бочкообразного зуба втулки в параметрическом виде в системе координат озвХзвУзв2зв, жестко связанной с втулкой, запишется следующим образом:

где Лц - радиус основной окружности зубчатого зацепления;

- радиус смещения исходного контура, обеспечивающий получение бочкообразной поверхности;

а - угол профиля исходного контура; п - число зубьев соединения. m — модуль зацепления;

- коэффициент коррекции на оси симметрии зуба; V3" и и3" - независимые переменные параметры. Уравнение (6) записано для зуба, ось которого имеет нулевой угол наклона к координатной оси

Если рассматривать произвольный зуб, ось симметрии которого наклонена под углом к координатной оси то параметрическое

уравнение боковых поверхностей такого зуба в системе координат 0звхзвУзвгзв характеризуются величинами х3/, у™, гзв, которые могут быть определены следующим образом:

( хр Г Ло

у7 -л'- у1в =

№ и» ; V

сое р — бш р О вт р сое р О О О 1

Л Ло

у1в

/ 2ЗВ 1 о У

(7)

Параметрическое уравнение боковой поверхности прямолинейного зуба обоймы, имеющего нулевой угол наклона к оси записанное в системе координат , жестко связанной

с обоймой имеет следующий вид:

где ^о - угловой размер половины толщины впадины на основной окружности, имеющей радиус ^;

- независимые переменные параметры. Величина исходного бокового зазора в зацеплении при нулевом угле перекоса шпинделя определяется величинами и у™.

По аналогии с (7) в системе координат оюХю¥3°1ю параметрическое уравнение боковой поверхности произвольного зуба, ось симметрии которого находится под углом р к оси ОюХ30, имеет следующий вид:

с зо Г ю^

Р *о

У,? а УГ

ю 30

<2' 1г° >

сов Р эт р О

-вт Р сое р О

N ( ЗОЛ

,зо

Уо

ю

1г°)

(9)

Взаимный контакт зубьев втулки и обоймы рассматривается в системе координат, ОюХюУх'2ю, жестко связанной с обоймой. Для этого уравнение боковой поверхности произвольного зуба втулки необходимо записать в системе координат ОэоХюУх>гю. При этом необходимо учесть наличие угла перекоса шпинделя, а также угла поворота втулки для, выборки бокового зазора между боковыми поверхностями рассматриваемых зубьев втулки и обоймы. В этом случае величина будет определять боковой зазор между рассматриваемыми зубьями. Общую точку контакта можно получить, приравняв координаты боковых поверхностей:

Ч30 у?

о

сое <ра — вш <ра

О

ЫПфгх

СО *<Ряс

сое <рг -БШ <р2

%т<р2 сое <рг

>

-А'- л"

/ < 0 )

(10)

Кроме параметров, определяющих форму зубьев втулки и обоймы, в выражении (10) известными величинами будем считать угол перекоса шпинделя и угловое (угол положение контактирующих

зубьев втулки и обоймы, определяемое матрицей А". Неизвестным в системе уравнений (10), является угол <рг поворота втулки до выбора бокового зазора между зубом втулки и зубом обоймы. Эта величина бокового зазора будет зависеть от угла перекоса, углового положения зубьев относительно оси перекоса, радиуса смещения исходного контура и других геометрических характеристик зубчатого зацепления.

Набор остальных неизвестных, входящих в три уравнения системы (10) зависит от характера контакта зубьев. Всего может быть шесть вариантов контакта зуба втулки с зубом обоймы:

- контакт между боковыми поверхностями;

- контакт между боковой поверхностью зуба обоймы и верхней кромкой зуба втулки;

- контакт между боковой поверхностью зуба обоймы и боковой кромкой зуба втулки;

- контакт между боковой поверхностью зуба обоймы и угловой точкой пересечения верхней и боковой кромок зуба втулки;

- контакт между боковой поверхностью зуба втулки и нижней кромкой зуба обоймы;

- контакт между боковой кромкой зуба втулки и нижней кромкой зуба обоймы.

Сформулированы условия, которыми необходимо дополнить систему уравнений (10), для всех отмеченных вариантов контакта зубьев. Например, при контакте между боковыми поверхностями (вариант 1) дополнительные соотношения получаются из условия существования общей нормали к боковым поверхностям зубьев втулки и обоймы в точке контакта.

В работе рассмотрены все возможные варианты взаимного контакта зубьев втулки и обоймы зубчатого шпинделя. В каждом конкретном случае возможна реализация только одного варианта взаимного контакта. Определить, какой из вариантов реализуется, можно на основе анализа результатов расчета. В результате каждого из расчетов мы определяем величину угла поворота втулки до выборки бокового зазора. Фактически реализуется вариант, при котором величина угла <рг имеет минимальное значение. В результате можно определить все характеристики взаимного контакта, включая координаты точек касания, принадлежащих как поверхности зубьев втулки, так и поверхности зубьев обоймы, а также направление вектора нормали к поверхности или направление вектора касательной к кромке зуба в точке касания.

Кроме нагрузок, действующих в зацеплении, на износ поверхности зубьев оказывает влияние также скорость относительного скольжения зубьев в точке контакта. В работе приведена модель расчета

скоростей относительного скольжения поверхностей зубьев для всех отмеченных выше шести возможных вариантов контакта при произвольном значении угла фа перекоса шпинделя и произвольном значении углового положения (угол зубьев относительно оси перекоса.

В работе приведены результаты теоретического исследования геометрических характеристик контакта в зубчатом зацеплении шпинделей. Расчеты производились при различных значениях радиуса смещения исходного контура и различных значениях угла перекоса шпинделя. В качестве расчетных величин рассматривались: величина угла относительного разворота втулки и обоймы до выборки углового зазора; тип взаимного контакта (боковыми поверхностями, кромками, боковой поверхностью с кромкой и т.д.); скорость относительного скольжения в точках контакта.

Если угол фи перекоса шпинделя отличается от нуля, то для зубьев, имеющих разное угловое положение относительно оси перекоса, необходим разный угол поворота для выборки бокового зазора, равномерность распределения нагрузок между зубьями при перекосе шпинделя будет нарушена. Наименьшее значение величины <рт будет у зубьев, расположенных вблизи оси перекоса (угол р в этой зоне будет иметь значения близкие к 0 или 180°). Поэтому зубья, находящиеся в этой зоне будут воспринимать максимальную нагрузку. Распределение нагрузки между другими зубьями будет происходить за счет упругих деформаций зацепления.

Как следует из расчетных траекторий, описываемых точкой контакта на поверхности зуба втулки, эта точка контакта не всегда находится на боковой поверхности зуба втулки. При больших значениях радиуса смещения исходного контура эта точка контакта может выйти на боковую кромку зуба втулки. Для большого диапазона углового положения контактирующих зубьев контакт происходит либо верхней кромкой зуба втулки с боковой поверхностью зуба обоймы, либо нижней кромкой зуба обоймы с боковой поверхностью зуба втулки. С целью обеспечения необходимой долговечности при выборе параметров зацепления зубчатого шпинделя следует обеспечить отсутствие контакта по боковым кромкам зубьев втулки при работе шпинделя под нагрузкой.

В работе рассмотрено зубчатое зацепление шпинделя, при котором форма боковых поверхностей зубьев втулки образована стандартным исходным контуром, а боковые поверхности зубьев обоймы представляют собой плоскости. В этом случае вместо уравнений (8) получим следующие уравнения боковых поверхностей зубьев втулки, записанные в параметрическом виде:

0,5тп + ию сое 20°;

±0,5тиИ+0,25ят-«'° 5ш20°; (11)

где И - величина углового зазора в зацеплении шпинделя при нулевом угле перекоса шпинделя;

ию и IVю - независимые переменные параметры. Расчеты показали, что распределения угловых зазоров в зацеплении в зависимости от углового положения зубьев в обоих случаях практически совпадают.

Исследование скорости относительного скольжения поверхностей зубьев показало, что скорость относительного скольжения практически не зависит от радиуса смещения исходного контура. Увеличение угла перекоса шпинделя приводит к увеличению скорости относительного скольжения поверхностей зубьев. В точках максимальных контактных усилий (при значениях угла ¡3 близких к 00 или 1800) мы имеем также и максимальную скорость относительного скольжения контактирующих поверхностей зубьев. С увеличением угла перекоса шпинделя возрастают контактные напряжения и скорость скольжения в зоне наибольших контактных напряжений. Сочетание максимального усилия и максимальной скорости скольжения может способствовать более интенсивному износу зубьев шпинделя. Таким образом, наиболее эффективным путем снижения износа зубчатого зацепления шпинделя является уменьшение угла перекоса и выбор рационального радиуса смещения исходного контура, при котором исключается выход точки контакта на боковую кромку зуба втулки. Важным резервом уменьшения износа зубчатого зацепления шпинделя является также обеспечение его эффективной смазки.

Существуют два варианта исполнения зубчатого шпинделя -исполнение, в котором зубчатое зацепление расположено в габаритах хвостовика рабочего валка, и исполнение, в котором зубчатое зацепление вынесено за габариты хвостовика рабочего валка.

Соединение рабочего валка с зубчатой втулкой или валковой муфтой выполняется по посадке с гарантированным зазором. При таком соединении условия работы зубчатого зацепления шпинделя в рассмотренных двух схемах существенно отличаются друг от друга.

В первом случае зазор в посадке практически не увеличивает величину угла перекоса.

Во втором случае возможно значительное увеличение угла перекоса в зацеплении головки шпинделя.

Этот дополнительный угол перекоса определяется посадочным зазором. После захвата металла валками происходит фиксация валковой муфты с дополнительным углом перекоса, что способствует ускоренному износу зацепления.

Поэтому конструкция головки зубчатого шпинделя, в которой зубчатое зацепление расположено в габаритах хвостовика рабочего валка, является предпочтительной, так как обеспечивает минимальный угол перекоса в зубчатом зацеплении.

Однако применение на практике конструкции с посадкой зубчатой втулки на хвостовик валка ограничено прочностью зубчатой втулки.

Для расширения применения указанной конструкции головки зубчатого шпинделя в высокомоментных приводах рабочих валков необходимо обеспечить повышение прочности зубчатой втулки.

Для уменьшения напряжений, возникающих в зубчатой втулке под действием крутящего момента, была предложена конструкция зубчатой втулки, в которой внутреннее отверстие выполнено не сквозным, а глухим.

Сравнение результатов расчета напряженно-деформированного состояния зубчатых втулок со сквозным и глухим посадочным отверстием показывают, что интенсивность напряжений в зубчатой втулке новой конструкции на 30% меньше. Это позволило рекомендовать к практическому применению новую конструкцию зубчатой втулки.

На основании технического предложения ВНИИМЕТМАШ для рабочих клетей стана 1700 Челябинского металлургического комбината была разработана новая конструкция зубчатого шпинделя с усиленной зубчатой втулкой. Применение этой конструкции позволило исключить разрушение зубчатых втулок.

С учетом того, что на износ зубчатого зацепления шпинделя существенное влияние оказывают условия смазки, для новой конструкции зубчатого шпинделя была разработана эффективная система жидкой циркуляционной смазки зацепления. Применение такой системы смазки наряду с уменьшением угла перекоса шпинделя позволило более чем в два раза увеличить долговечность зубчатого зацепления шпинделей.

ВЫБОР РАЦИОНАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ТРАНСМИССИЙ ГЛАВНЫХ ПРИВОДОВ ПРОКАТНЫХ СТАНОВ

Наряду с уменьшением зазоров в шпиндельном соединении эффект снижения динамических нагрузок в трансмиссии можно получить за счет подбора рациональных динамических параметров

главной линии. При осуществлении подбора рациональных динамических параметров естественно возникает вопрос о критериях, которыми необходимо при этом руководствоваться.

В реальных условиях полностью формализовать такой выбор, сформулировав единственный интегральный критерий качества, как правило, оказывается невозможным. Можно сформулировать несколько локальных критериев, на основе анализа числовых значений которых можно принять решение по требуемым параметрам конструкции.

Выбор рациональной конструкции может быть выполнен на основе математической модели формирования динамических нагрузок, в которую входят рассматриваемые критерии и параметры конструкции главного привода. Используя эту модель, можно выполнить расчет ряда локальных критериев.

Сформулируем методику определения рациональных вариантов сочетания конструктивных параметров.

Пусть имеются г конструктивных параметров привода, числовые выражения которых определяется величинами Каждый из этих параметров имеет допустимый диапазон изменения

где ' - минимально и максимально допустимые значения

параметра а,.

Совокупность всех рассматриваемых параметров образует вектор а размерностью г.

Кроме того, могут существовать 5 функциональных ограничений накладываемых как на отдельные параметры, так и на их совокупность этих параметров:

где - минимально и максимально допустимые значения

функции /Да).

Локальные критерии проектируемой конструкции

также имеют ограничения

а,* < а, < а", 1 = 1,..., г,

(12)

У = 1.....

(13)

где максимально допустимое значение критерия

Здесь предполагается, что функция Ф,(5) обладает тем свойством, что чем меньше значение, тем лучше проектируемая машина.

Значение является худшим допустимым значением критерия

На множестве допустимых вариантах конструкции, определяемых неравенствами (12)-(14), можно выделить так называемые паретовские, т.е. те, которые нельзя улучшить одновременно по всем рассматриваемым критериям не ухудшив при этом хотя бы по одному из них. Наличие паретовских вариантов позволяет конструктору, ориентируясь на опыт эксплуатации аналогичных машин, выбрать наиболее рациональный.

В работе рассмотрены два основных направления выбора рациональных параметров конструкции трансмиссии. В качестве критериев рассмотрены максимальные динамические нагрузки, формирующиеся при захвате металла валками, (I направление) и эквивалентные спектру действующих нагрузок, характеризующие усталостное разрушение (II направление).

Для определения динамических нагрузок в трансмиссии главного привода прокатной клети рассмотрена многомассовая крутильная расчетная схема с угловым зазором в упругой связи . В этой схеме в качестве переменных конструктивных параметров рассмотрены моменты инерции /, элементов трансмиссии главного привода и жесткости с, упругих связей между ними (/, - момент инерции

прокатных валков, - жесткость шпинделей, - суммарный зазор в соединениях шпинделя с рабочими и шестеренными валками, момент инерции вращающегося с частотой ротора электродвигателя). Остальные моменты инерции и жесткости соответствуют зубчатым колесам, муфтам, шестеренным валкам, валам между этими элементами.

Величина динамической нагрузки может быть определена на основе расчета реакции крутильной схемы на приложение технологического момента прокатки к массе при известном значении зазора Реакция динамической системы зависит также от закона изменения внешнего технологического момента прикладываемого к валкам в процессе захвата металла клетью. Закон изменения технологического момента в процессе захвата можно считать линейной функцией времени, нарастающей от нуля до установившегося значения

где - время захвата;

и(х) - единичная функция, равная 0 при дс<0; 0,5 при * = 0; 1 при

х>0.

Вызванные захватом металла валками переходные процессы протекают как в механической трансмиссии, так и в электрической системе привода. В результате для описания этих процессов и расчета динамических нагрузок в механической трансмиссии- потребуется информация о структуре системы управления электроприводом и ее параметрах. Однако переходные процессы в электрической и механической системах главного привода можно без существенных погрешностей рассчитывать раздельно. Это в первую очередь связано с тем, что момент инерции ротора электродвигателя значительно превосходит суммарный приведенный момент инерции остальных вращающихся масс привода, причем механическая часть привода является существенно более высокочастотной. В связи с этим переходные процессы в механической трансмиссии протекают достаточно быстро. Это позволяет в качестве допущения при расчете динамических нагрузок в приводе принять скорость вращения

ротора электродвигателя (масса на расчетной схеме) постоянной, исключив из рассмотрения систему управления электроприводом и упростив, таким образом, задачу.

Максимум динамических нагрузок. Мтмх,{} = \,2,...,п) в упругих связях привода достигается, как правило, в момент времени, близкий к времени формирования максимальной ахмплитуды первого колебания в форме с низшей частотой колебаний механической системы главного привода. При этом на величины рассеяние энергии колебаний

практически не влияет. Таким образом, при расчете максимальных величин динамических нагрузок можно этим рассеянием энергии пренебречь.

Рассеяние энергии, определяющее характер протекания переходного процесса после формирования максимальной динамической нагрузки, зависит от трения в подшипниковых опорах и сочленениях между деталями, а также от потерь, возникающих при деформации упругих элементов привода. Как показывают экспериментальные данные, это затухание имеет достаточно стабильный характер с логарифмическим декрементом

С учетом сформулированных допущений рассмотрим процесс нагружения расчетной схемы. Под действием нарастающего технологического момента МТ, определяемого зависимостью (15), происходит торможение прокатных валков (масса на расчетной схеме) в пределах зазора без нагружения упругой связи и всего привода. К моменту замыкания зазора угловая скорость массы

становится меньше приведенной угловой скорости остальных масс привода на величину 5а>. При дальнейшем нагружении расчетная схема может рассматриваться как линейная, и ее реакция, а также формирование переходного процесса, определяется начальной разностью скоростей и законом изменения внешнего технологического момента.

Если отсчет времени начинать с момента замыкания углового зазора в упругой связи с,, то уравнения движения, разрешенные относительно моментов в упругих связях расчетной - схемы имеют следующий вид:

Начальные условия (при t = 0) для переменных, входящих в систему (16), равны следующим значениям:

Если значение безразмерного параметра р<\, то замыкание зазоров в шпиндельных соединениях происходит на стадии заполнения металлом очага деформации, то есть на стадии роста технологического момента. Если то замыкание зазоров в шпиндельных соединениях происходит уже после полного захвата заготовки.

Систему уравнений (16) с начальными условиями (17) можно решать численным методом. Однако, алгоритм решения задачи выбора рациональных параметров трансмиссии привода с учетом действующих

динамических нагрузок предполагает необходимость расчета переходных процессов при различных сочетаниях конструктивных (с,,/,,Д) и технологических (МУСТ,Т,) характеристик во всем допустимом диапазоне их изменения. При этом необходимое количество расчетов переходных процессов может достигать многих тысяч, что приведет к существенному увеличению времени, требуемого для решения задачи выбора рациональных параметров.

Эту проблему можно преодолеть, используя возможность получить хорошие оценки динамических нагрузок на основе аналитического решения системы уравнений (16).

Для этого определим сначала частоты и формы колебаний рассматриваемой линейной системы с учетом матрицы А линейного преобразования, построенной на основе системы (16). Эта матрица равна:

Определим собственные значения и собственные вектора линейного преобразования, соответствующего этой матрице.

Квадраты частот (Л,, ^....Л,) свободных колебаний будут представлять собой собственные значения матрицы линейного преобразования А.

Запишем выражение для матрицы Б, столбцы которой будут являться собственными векторами линейного преобразования А

В матрице Б ]-ый столбец описывает форму колебаний упругой системы с частотой

где А^ - амплитуда колебаний момента в упругой связи с, с частотой Л,.

В результате решения системы (16) можно получить зависимость от времени моментов в упругих связях многомассовой расчетной схемы:

где у) -начальная фаза колебаний в >ой форме.

Максимальное значение динамических нагрузок в упругих звеньях достигается в момент времени, близкий к полупериоду свободных колебаний на первой низкой частоте. Зависимость (20) получена без учета рассеяния энергии колебаний. Фактически колебания с частотами выше второй к моменту формирования максимальной динамической нагрузки затухают, и их можно не учитывать. С учетом этого из (20) можно получить числовое значение оценки максимальной динамической нагрузки в i - ом упругом звене.

-ЛпЫ + ^Ы. М-2.....")•

(21)

Соответствующая оценка коэффициента динамичности в этом звене будет равна:

Мугт

(22)

С целью проверки разработанной методики динамического расчета были выполнены экспериментальные исследования динамических нагрузок в главных линиях рабочих клетей стана 2000 Новолипецкого комбината и стана 2500 Магнитогорского комбината. В процессе проведения экспериментальных исследований производились измерения деформации стоек станин и деформации вала между двигателем и редуктором. По деформации стойки станины можно судить о времени захвата и о времени выборки зазора в шпиндельном соединении.

Используя экспериментальные данные об установившемся моменте прокатки фактическом времени захвата металла

валками, фактическом времени выборки углового зазора в трансмиссии, а также данные о моменте инерции взятые из расчетной многомассовой схемы, можно определить величину углового зазора открытого в трансмиссии к моменту захвата металла валками.

Расчетная величина коэффициента динамичности кщ, определялась по зависимости (22). В качестве исходных данных для расчета были взяты параметры, многомассовой расчетной схемы, величина установившегося момента прокатки фактическая

величина времени захвата и величина углового зазора полученная по зависимости (23). Проверка по ранговому критерию Вилкоксона позволила сделать вывод о наличии статистического соответствия между расчетными и экспериментальными данными.

Это позволило в дальнейшем использовать разработанную методику динамических расчетов для решения конкретной задачи, выбора рациональных динамических параметров трансмиссии главного привода клети №5 стана 2000 Новолипецкого металлургического комбината. Трансмиссия главного привода клети №5 выполнена по традиционной однодвигательной редукторной схеме с шестеренной клетью. Мощность синхронного двигателя этой клети составляет 10000кВт, а технологический момент достигает 400тм.

Необходимость решения такой задачи была вызвана достаточно частыми поломками зубьев шестерни главного редуктора, обусловленными высоким уровнем динамических нагрузок, действующих в зубчатом зацеплении.

Для редукторной системы трансмиссии была принята расчетная схема с тремя степенями свободы. В этой расчетной схеме момент инерции представляет собой, в основном, приведенный к оси вращения рабочего валка суммарный момент инерции вращающихся масс валковой системы. Момент инерции представляет собой, в основном, суммарный момент инерции вращающихся масс шестеренных валков. В моменте инерции /2 частично учтен момент инерции главной муфты, расположенной между редуктором и шестеренной клетью.

(23)

Момент инерции 11 представляет собой, в основном, приведенный к тихоходному зубчатому колесу момент инерции вращающихся масс редуктора. В моменте инерции /3 частично учтен момент инерции главной муфты и момент инерции моторной муфты, расположенной между двигателем и редуктором. Крутильная жесткость С, представляет собой, в основном, приведенную крутильную жесткость шпинделей, расположенных параллельно и передающих вращение от шестеренных валков к рабочим валкам. Крутильная жесткость С2 представляет собой, в основном, приведенную крутильную жесткость валов, расположенных последовательно на участке между шестеренной клетью и редуктором. Крутильная жесткость С} представляет собой, в основном, приведенную к оси вращения тихоходного колеса редуктора крутильную жесткость валов, расположенных последовательно на участке между редуктором и двигателем.

Как показали выполненные расчеты, увеличение числа степеней свободы по сравнению с числом степеней свободы, указанным выше, не приводит к реальному уточнению расчетных значений динамических нагрузок в элементах главного привода. Кроме того, экспериментальные исследования показывают, что частоты свободных колебаний системы выше второй не обнаруживаются на осциллограммах переходных динамических процессов в системах трансмиссий главных приводов. Это связано с быстрым рассеянием энергии свободных колебаний системы в формах, имеющих высокие частоты.

В качестве локальных критериев выбора рациональных параметров были рассмотрены: максимальные коэффициенты динамичности в шпинделях; в зубчатых передачах шестеренной клети и главного редуктора; а также долговечность зубчатых передач шестеренных валков и главного редуктора. В качестве варьируемых параметров были взяты моменты инерции и жесткости элементов трансмиссии. В результате решения задачи было выявлено, что наиболее эффективным способом уменьшения динамических нагрузок в зубчатом зацеплении редуктора и увеличения долговечности этого зацепления является примерно пятикратное уменьшение крутильной жесткости участка трансмиссии между двигателем и редуктором. Для такого уменьшения крутильной жесткости необходимо существенно увеличить длину вала, расположенного между двигателем и редуктором. Такое удлинение вала можно было бы получить за счет перемещения двигателя. Однако, учитывая значительные габариты синхронного двигателя, его массу, наличие вентиляционной шахты и т.д. перемещение двигателя требовало значительных капитальных затрат.

Для реализации этой рекомендации была разработана оригинальная конструкция узла вал-шестерни редуктора. В этой конструкции внутри вал-шестерни расположен вал-торсион, соединенный последовательно с валом двигателя. Благодаря такой конструкции удалось обеспечить необходимое снижение крутильной жесткости участка трансмиссии между двигателем и редуктором без значительных капитальных затрат.

В результате реконструкции динамические нагрузки, действующие в зубчатом зацеплении главного редуктора, уменьшились в 1,5... 1,8 раза. Это позволило исключить поломки зубьев вал-шестерни главного редуктора.

РАЗРАБОТКА НОВОЙ СХЕМЫ ТРАНСМИССИИ ВЫСОКОМОМЕШНОГО ГЛАВНОГО ПРИВОДА РАБОЧЕЙ КЛЕТИ

Полученные результаты показывают возможность практической реализации - рациональных параметров трансмиссий главных приводов. Реализация таких параметров позволяет минимизировать влияние динамических нагрузок, возникающих при захвате заготовки валками, на работоспособность элементов трансмиссий. Однако, решением проблемы минимизации влияния динамических нагрузок на работоспособность элементов трансмиссии невозможно ограничить рекомендации по выбору рациональных параметров главных приводов. Возникающие при проектировании главных приводов задачи, как правило, существенно шире.

В наиболее нагруженных трансмиссиях главных приводов применяют универсальные шпиндели с бронзовыми вкладышами. Приемлемый уровень интенсивности износа этих вкладышей может быть обеспечен только лишь за счет минимизации угла наклона шпинделей при работе клети под нагрузкой. Уменьшение интенсивности износа вкладышей позволяет и, соответственно, зазоров в соединениях универсальных шпинделей позволяет значительно снизить возникающие после захвата заготовки динамические нагрузки.

Наиболее широкое распространение в выскомоментных реверсивных приводах прокатных клетей получила двухдвигательная схема трансмиссии с индивидуальным безредукторным приводом рабочих валков.

В этой схеме используются высокомоментные тихоходные электродвигатели. В связи с тем, что диаметр статора такого двигателя существенно больше, чем диаметр валков, в этой схеме даже при значительной длине шпинделей невозможно обеспечить приемлемый

угол перекоса. Кроме того, уменьшение угла наклона шпинделей за счет увеличения» их длины требует увеличения дорогостоящих производственных площадей. Такое увеличение длины шпинделей тем более затруднительно осуществить при реконструкции приводов действующих клетей в условиях существующих размеров производственных площадей машинного зала и станового пролета.

Если в высокомоментном приводе применить схему с групповым приводом валков, то уменьшение угла наклона шпинделей можно обеспечить за счет уменьшения межосевого расстояния шестеренной клети. Это приводит к недопустимому росту напряжений в зубчатом зацеплении шестеренной клети и значительному увеличению нагрузок, действующих на подшипниковые опоры шестеренных валков. Проблема становится еще более серьезной, если клеть с групповым главным приводом предполагается использовать в реверсивном режиме.

На основе анализа, рассмотренных схем приводов была разработана новая схема высокомоментного привода прокатной клети с индивидуальным приводом валков. Этот привод может быть применен как для реверсивной, так и для нереверсивной клети. Схема такого привода приведена на рис.3. По сути дела такая схема привода близка к схеме с индивидуальным безредкуторным приводом валков. Однако она лишена недостатков, отмеченных для этой схемы.

В соответствии с предложенной схемой привод нижнего валка (поз.2) осуществляется от электродвигателя (поз.11) через муфту (поз.9), зубчатую передачу редуктора (поз.6) с передаточным числом, равным единице, и нижний шпиндель (поз.5). Оси вращения зубчатых колес этой передачи расположены в вертикальной плоскости. Аналогично расположены зубчатые колеса традиционных шестеренных клетей в приводах с групповым приводом валков. Привод верхнего валка (поз.З) осуществляется от такого же электродвигателя (поз. 13) через муфты (поз.8 и 12), два промежуточных вала (поз.7 и 10) и верхний шпиндель (поз.4). Один промежуточный вал (поз.7) расположен над вертикальной зубчатой передачей, а другой (поз. 10) расположен над электродвигателем привода нижнего валка. Зубчатая передача (поз.6) и промежуточный вал (поз.7) смонтированы в одном корпусе. В данной конструкции межосевое расстояние А, между выходными валами редуктора можно выбрать таким, при котором обеспечивается минимальный угол перекоса шпинделей и, соответственно, обеспечивается максимальная долговечность бронзовых вкладышей в головках универсальных шпинделей. Это позволяет применить относительно короткие и легкие шпиндели и сократить осевой габарит всего привода.

Рис.3. Схема индивидуального привода валков с редуктором в линии привода нижнего валка.

1 — заготовка; 2 — верхний рабочий валок; 3 - нижний рабочий валок; 4 — верхний шпиндель; 5 - нижний шпиндель; 6 - зубчатая передача редуктора; 7, 10 — промежуточные валы; 8,9,12 - муфты; 11,13 - электродвигатели.

В данной конструктивной схеме межосевое расстояние зубчатой передачи редуктора в данной конструкции привода примерно на 30% больше, чем межосевое расстояние зубчатой передачи шестеренной клети, в схеме с групповым приводом валков. Зубчатая передача с такими параметрами имеет примерно вдвое большую нагрузочную способность по сравнению с зубчатой передачей отмеченной выше шестеренной клети, применяемой в приводе с групповым приводом валков. Такая нагрузочная способность позволяет использовать ее для работы в реверсивном режиме. Кроме того, при таком межосевом расстоянии зубчатой передачи габаритные размеры корпуса редуктора позволяют в опорах зубчатых колес применить подшипники качения, обладающие высокой нагрузочной способностью.

Еще одним достоинством этого привода являются его минимальные осевые габариты. Это позволяет применить такой привод при реконструкции приводов рабочих клетей действующих станов, имеющих ограниченную ширину машинного зала.

По техническому предложению ВНИИМЕТМАШ эта новая схема привода была применена при реконструкции реверсивной черновой клети широкополосного стана горячей прокатки 2500 Магнитогорского металлургического комбината. В приводе каждого валка этой клети установлен прокатный электродвигатель мощностью 6300 кВт с номинальной частотой вращения, равной 32 об/мин. При таких параметрах номинальный момент двигателя равен 1900 кНм. С учетом того, что клеть по машинному времени не имеет полной загрузки, допустимый электромагнитный момент двигателя составляет 2750 кНм. Таким образом, суммарный технологический момент прокатки в этой реверсивной клети может достигать 5500 кНм. Это более чем вдвое превышает технологический момент, обеспечивавшийся ранее установленным главным приводом.

Таким образом, в ограниченных размерах существующих производственных площадей стана 2500 в результате реконструкции с использованием предложенной схемы, удалось установить привод, отвечающий современным технологическим требованиям.

Применение реверсивной клети с высокомоментным главным приводом позволило увеличить толщину прокатываемых слябов и существенно расширить сортамент продукции этого стана.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ

1. В результате анализа конструкций и практики эксплуатации современных трансмиссий главных приводов прокатных клетей установлено, что возможности существенного повышения передаваемых крутящих моментов при использовании существующих схем и конструкций практически отсутствуют. В дополнение к технологическим моментам, обеспечивающим процесс прокатки, в элементах трансмиссии действуют значительные динамические нагрузки, которые формируются при захвате заготовки. Наличие динамических нагрузок также уменьшает возможности рабочих клетей по обжатию заготовок.

Развитие современного производства горячекатаного листа требует расширения технологических возможностей прокатных клетей, в том числе за счет увеличения моментов прокатки. В связи с этим проблема совершенствования трансмиссий высокомоментных главных приводов является актуальной.

2. Разработана новая методика выбора рациональных динамических параметров трансмиссий главных приводов прокатных клетей, обеспечивающих минимизацию влияния динамических нагрузок на прочность и долговечность элементов трансмиссий. Составной частью этой методики является новая математическая модель формирования максимальных динамических нагрузок в трансмиссии главного привода. Эта модель учитывает динамическую структуру трансмиссии, зазоры в шпиндельных соединениях, обжатие и скорость прокатки полосы в клети, уровень установившегося технологического момента прокатки. Выполнены экспериментальные исследования динамических нагрузок в трансмиссиях главных приводов рабочих клетей широкополосных станов горячей прокатки 2000 Новолипецкого металлургического комбината и 2500 Магнитогорского металлургического комбината. Статистический анализ и сравнение с расчетными результатами показали удовлетворительное соответствие расчетных и экспериментальных данных.

Выполнен анализ динамической структуры трансмиссии главного привода черновой клети №5 стана 2000 Новолипецкого металлургического комбината. В результате установлено, что в пределах допустимых изменений конструктивных параметров трансмиссии можно обеспечить существенное снижение динамических нагрузок.

3. Разработана новая методика проектирования шпиндельных устройств, основанная на математической модели процесса движения системы «шестеренный валок - универсальный шпиндель - рабочий валок» перед захватом заготовки валками. Для описания движения

"7осГ:. и;, нон чл ь мал] (КБЛиОТЕКА

ОЭ КО 1И»Т

шпинделя использованы динамические уравнения Эйлера. Такой подход позволяет рассматривать движение шпинделя при любых скоростях вращения привода, в том числе и при таких скоростях, при которых могут проявиться центробежный и гироскопический эффект. Сформулированы принципы силового взаимодействия между элементами универсального шарнира. На основании разработанной модели выполнено теоретическое исследование процесса раскрытия и замыкания зазоров в соединениях универсального шпинделя. На лабораторном стане 160 выполнено экспериментальное исследование процесса движения системы «шестеренный валок - универсальный шпиндель - рабочий валок» Результаты экспериментального исследования подтвердили выявленные при теоретическом исследовании основные закономерности движения системы «шестеренный валок — универсальный шпиндель — рабочий валок» и закономерности процесса раскрытия и замыкания зазоров в шпиндельных соединениях.

4. Разработана новая методика, позволяющая определить геометрические характеристики контакта и скорости относительного скольжения между зубьями втулки и обоймы в зацеплении зубчатого шпинделя. Методика позволяет определять указанные характеристики контакта для различных форм боковой поверхности зубьев втулки и обоймы, а также при любых углах перекоса шпинделя. С использованием метода конечных элементов выполнены расчеты напряженно-деформированного состояния втулки зубчатого шпинделя существующей конструкции. Разработана новая усиленная конструкция зубчатой втулки. Анализ напряженно-деформированного состояния, выполненный на основе метода конечных элементов, показал, что интенсивность напряжений в опасных сечениях зубчатой втулки новой конструкции на 30% меньше, чем интенсивность напряжений в опасных сечениях зубчатой втулки существующей конструкции.

5. Для редуктора главного привода черновой клети №5 широкополосного стана 2000 Новолипецкого металлургического комбината разработан и реализован проект модернизации узла вал-шестерни. При этом было обеспечено необходимое уменьшение крутильной жесткости участка между двигателем и редуктором. Результаты экспериментальных исследований подтвердили эффективность проведенной модернизации. Уровни максимальных динамических нагрузок в зацеплении редуктора уменьшились более чем в 1,5 раза. Для верхнего шпинделя этой же клети разработана новая конструкция регулируемого устройства уравновешивания. Проведенные экспериментальные исследования показали, что оптимальная настройка уравновешивающего устройства позволяет обеспечить такое движение

системы «шестеренный валок - универсальный шпиндель - рабочий валок», при котором зазоры в шпиндельном соединении перед захватом заготовки закрыты. Отсутствие зазоров в шпиндельном соединении обеспечивает снижение в 1,5... 1,8 раза динамических нагрузок, формирующихся в деталях и узлах трансмиссии.

6. Для клетей широкополосного стана 1700 Челябинского металлургического комбината разработана и внедрена новая усиленная конструкция зубчатого шпинделя. В дополнение к этому разработана и внедрена новая система жидкой циркуляционной смазки зацепления зубчатого шпинделя. Усиление зубчатой втулки и обеспечение хороших условий смазки позволило более чем в два раза повысить долговечность зубчатого зацепления шпинделей.

7. Разработана новая схема и конструкция высокомоментного главного привода. Эта конструкция имеет следующие достоинства:

обеспечен минимальный угол перекоса универсальных шпинделей. Это позволяет существенно повысить долговечность бронзовых вкладышей, уменьшить зазоры и, соответственно, динамические нагрузки.

обеспечены высокие прочностные характеристики зубчатой передачи, установленной в линии привода одного из валков. Это позволяет использовать прокатную клеть для работы в реверсивном режиме. Параметры зубчатой передачи позволяют применить в опорах зубчатых колес подшипники качения.

- обеспечены минимальные габариты, что позволяет использовать данную конструкцию привода при реконструкции существующих клетей.

- обеспечен индивидуальный привод валков, что позволяет реализовать технологические преимущества процесса прокатки, связанные с возможностью получить разные окружные скорости валков.

На основании технического предложения ВНИИМЕТМАШ данная схема реализована при реконструкции реверсивной черновой клети широкополосного стана 2500 горячей прокатки Магнитогорского металлургического комбината. Момент прокатки, который может обеспечить данный привод, составляет 5500 кНм. Это более чем вдвое превышает технологический момент, обеспечивавшийся ранее установленным главным приводом.

8. В диссертации решена крупная проблема, имеющая важное народнохозяйственное значение, заключающаяся в разработке новых конструкций и методов проектирования трансмиссий высокомоментных главных приводов, направленных на расширение технологических возможностей рабочих клетей за счет увеличения допустимых моментов прокатки и повышение долговечности элементов трансмиссии.

Основное содержание диссертации изложено в следующих работах:

1. Перель Л.Я., Филатов А.А. Подшипники качения. Справочник. - М.: Машиностроение, 1992. 608 с.

2. Филатов А.А., Восканьянц А.А. Математическая модель процесса формирования зазоров в шпиндельном соединении прокатного стана//Известия вузов. Машиностроение. 1981. №10. С. 92-96.

3. Филатов А.А., Житомирский Б.Е., Гарцман С.Д. Динамические нагрузки в высокомоментных многодвигательных сумматороных приводах //Вестник машиностроения. 1983. №1. С. 27-30.

4. Морозов Б.А., Филатов А.А., Савельев В.П., и др. Выявление силовых и прочностных резервов повышения ресурса и надежности металлургических машин //Вестник машиностроения. 1984. №4. С. 29-34.

5. Житомирский Б.Е., Рубанович Ю.А., Филатов А.А. Использование метода многокритериальной оптимизации при проектировании трансмиссий главных приводов прокатных станов //Машиноведение. 1984. №1. С. 33-39.

6. Котов А.И., Крылов С А, Филатов А.А. и др. Нагруженность главного привода трубопрокатного стана //Известия вузов. Машиностроение. 1986. №6. С. 74-79.

7. Перель Л.Я., Филатов А.А., Синицкий В.М. Основные проблемы создания опор на подшипниках качения для высокопроизводительного металлургического оборудования //Вестник машиностроения. 1989. №5. С. 3-4.

8. Старков С.Н., Филатов А.А., Яковлев Р.А. Математическая модель формирования натяжения при захвате полосы в непрерывной группе широкополосного стана //Известия вузов. Машиностроение. 1989. №5. С. 92-97.

9. Филатов А.А., Гладышев A.M. Математическая модель взаимодействия заготовки с кристаллизатором и валками тянущей клети //Тяжелое машиностроение. 1998. №5. С. 17-20.

10. Гарцман С.Д., Жуков А.А., Каретный З.П., Филатов А.А. Снижение динамических нагрузок и повышение долговечности мостовых кранов //Сталь. 1999. №3. С. 50-52.

11. Гарцман С.Д., Жуков А.А., Филатов А.А. и др. Повышение долговечности элементов приводов и рабочих клетей станов горячей прокатки за счет снижения динамических нагрузок //Производство проката. 1998. №8. С. 27-32.

12. Филатов А.А., Гарцман С.Д., Жуков А.А. Определение динамических нагрузок в шестеренных клетях и редукторах прокатных станов //Сталь. 2003. №8. С. 41-45.

13. Целиков А.И., Филатов А.А., Житомирский Б.Е. и др. Исследование динамики приводов главных линий широкополосных станов горячей прокатки //Труды международного симпозиума по динамике машин горной и металлургической промышленности. Донецк, 1974. С. 3-12.

14. Филатов А.А., Житомирский Б.Е., Гарцман С.Д. Исследование и разработка инженерной методики динамического расчета главных линий широкополосных станов горячей прокатки //Труды ВНИИМЕТМАШ. №38, 1975. С. 65-80.

15. Филатов А.А., Житомирский Б.Е., Гарцман С.Д. и др. Определение максимального крутящего момента в зубчатой передаче привода прокатного стана //Труды ВНИИМЕТМАШ, №38 1975. С. 281-285.

16. Гарцман С.Д., Житомирский Б.Е., Филатов А.А. Приведение уравнений движения многомассовых упругих систем к безразмерным параметрам //Труды ВНИИМЕТМАШ, №38. 1975. С. 46-52.

17. Филатов А.А., Гарцман С.Д., Житомирский Б.Е. Определение крутящих моментов и давлений на валки при заполнении металлом очага деформации в листовых станах горячей прокатки //Труды ВНИИМЕТМАШ, №38,1975. С. 53-64.

18. Житомирский Б.Е., Майоров А.И., Филатов А.А. Динамические нагрузки в сумматорном приводе конвертера //Труды ВНИИМЕТМАШ, №38. 1975. С. 127-134.

19. Филатов А.А., Бондаренко A.M., Рубанович Ю.А Повышение долговечности корпусных и крепежных деталей //Труды ВНИИМЕТМАШ, №56. 1978. С. 130-136.

20. Житомирский Б.Е., Рубанович Ю.А., Филатов А.А. Учет влияния динамических нагрузок при расчетах на выносливость деталей приводов //Труды ВНИИМЕТМАШ, №38. 1975. С. 275-280.

21. Восканьянц А.А., Филатов А.А., Яковлев Р.А. Минимизация зазоров в шарнирах шпинделя за счет его уравновешивания //Реферативный сборник ЦНИИТЭИТЯЖМАШ. Оборудование для прокатного производства, 1-81-14. 1981. С. 6-9.

22. Восканьянц А.А., Филатов А.А., Яковлев Р.А. Устройство для измерения зазора шарнире универсального шпинделя //Реферативный сборник ЦНИИТЭИТЯЖМАШ. Оборудование для прокатного производства, 1-81-14.1981. С. 9-12.

23. Житомирский Б.Е., Филатов А.А., Гарцман С.Д. и др. Повышение работоспособности прокатного оборудования за счет снижения динамических нагрузок //Реферативный сборник ЦНИИТЭИТЯЖМАШ. Металлургическое оборудование, 1-82-33. 1982. С. 1-40.

24. Филатов А.А., Журавлев И.Б., Гарцман С.Д. Математическая модель формирования динамических осевых нагрузок в четырехвалковой прокатной клети //Труды МВТУ. №412. 1984. С. 78-85.

25. Филатов А.А., Житомирский Б.Е., Гарцман С.Д. Исследование и прогнозирование спектров нагрузок с учетом динамических явлений в приводах рабочих клетей станов горячей прокатки //Сборник научных трудов ВНИИМЕТМАШ. Динамика и прочность металлургических машин. 1984. С. 127-138.

26. Морозов Б.А., Филатов А. А., Савельев В.П. Основные направления развития проблем прочности и динамики металлургических машин //Сборник научных трудов ВНИИМЕТМАШ. Машины и агрегаты металлургического производства. 1984.С 133-139.

27. Восканьянц А.А., Филатов А.А., Гарцман С.Д. Исследование формирования угловых зазоров в шпиндельном соединении прокатного стана //Сборник научных трудов ВНИИМЕТМАШ. Машины и агрегаты металлургического производства. 1984. С 140148.

28. Филатов А. А., Жуков А.А., Гарцман С.Д. Разработка математической модели для выбора конструктивных параметров предохранительных устройств. //Сборник научных трудов ВНИИМЕТМАШ. Совершенствование металлургических машин. 1984. С.86-92.

29. Азимов И.К., Жуков А.А., Филатов А.А. Математическая модель для расчетов переходных процессов в электромеханических системах главных приводов ШСГП // Тезисы докладов к четвертой научно-технической конференции «Автоматизированный электропривод прокатных станов». Свердловск. 1990. С. 97.

30. Гарцман С.Д., Жуков А.А., Филатов А.А. и др. Ударное нагружение электромеханических систем с зазорами //Тезисы докладов на симпозиуме «Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем». Москва. Звенигород. 2001. С. 31-32.

31.А.С. 428804 (СССР) МКИ Устройство для автоматического бесконтактного измерения деформаций подвижных деталей /Г.Ф. Болилый, В.П. Шилов, А.А. Филатов и др. //Б.И. 1974. №19.

32.А.С. 910247 (СССР) МКИ В21В 35/14. Способ настройки шпиндельного устройства /А.А. Восканьянц, А.Д. Белянский, А.А. Филатов и др. //Б.И. 1982. №9.

33.Ах. 967603 (СССР) МКИ В21В 35/14. Шпиндельное устройство клети прокатного стана /М.М. Ванинский, А.А. Восканьянц, А.А. Филатов и др. //Б.И. 1982. №.39.

34.А.С 980888 (СССР) МКИ В21В 33/00 Предохранительное устройство линии привода прокатного стана /Н.А Артемов, М.М. Ванинский, А. А. Филатов и др. //Б.И. 1982. №46.

35. А.с. 1033244 (СССР) МКИ В21В 35/12; F16D 7/04. Устройство для защиты трансмиссий привода рабочей клети прокатного стана от перегрузок /АА Филатов, С.Д. Гарцман и др. //Б.И. 1983. №.17.

36. А.с. 1049698 (СССР) МКИ F16D 9/00. Предохранительная муфта /АА Филатов, М.М. Ванинский и др. //Б.И. 1983. №39.

37. А.с. 1059453 (СССР) МКИ G01L 3/10. Измеритель крутящего момента /Б.Е. Житомирский, А.А. Филатов и др. //Б.И. 1983. №45.

38. А.с. 1080037 (СССР) МКИ G01L 3/10; G01L 25/00. Устройство для измерения крутящего момента на валу механической передачи с приводным электродвигателем /Т.Д. Тавужнянский, А.А. Филатов и др.//Б.И. 1984. №10.

39. А.с. 1082505 (СССР) МКИ В21В 33/00. Предохранительное устройство линии привода прокатного стана /А.А. Филатов, С.Д. Гарцман, Б.Е. Житомирский и др. //Б.И. 1984. №12.

40. А.с. 1163927 (СССР) МКИ В21В 33/00. Предохранительное устройство /Л.М. Бобров, A.M. Сорокин, А.А. Филатов и др. //Б.И.' 1985. №24.

41. А.с. 1210927 (СССР) МКИ В21В 31/02. Опорный узел прокатного валка/С.Д. Гарцман, И.Б. Журавлев, А.А. Филатов и др. //Б.И. 1986. №6.

42. А.с. 1210928 (СССР) МКИ В21В 31/02. Подшипниковая опора прокатного валка /АА Коханюк, Л.Я. Перель, А.А. Филатов и др. //Б.И. 1986. №6.

43. А.с. 1315058 (СССР) МКИ В21В 35/12. Привод рабочей клети прокатного стана /В.И. Дунаевский, В.И. Рындяев, А.А. Филатов и др.//Б.И. 1987. №21.

44. А.с. 1315057 (СССР) МКИ В21В 35/12. Привод горизонтальной прокатной клети /АА Филатов, И.К. Азимов и др. //Б.И. 1987. №21.

45. А.с. 1357548 (СССР) МКИ В21В 35/00. Прокатный стан /АА Филатов, И.К. Азимов и др. //Б.И. 1987. №45.

46. А.с. 1360833 (СССР) МКИ В21В 35/00. Прокатный стан /АА Филатов, И.К. Азимов и др. //Б.И. 1987. №47.

47.А.С 1372726 (СССР) МКИ В21В 31/02. Способ настройки приводных рабочих валков в четырехвалковой прокатной клети /С.Д. Гарцман, Ю.С. Чехлов, А.А. Филатов и др. // Б.И. 1988. №.3

48. А.с. 1424893 (СССР) МКИ В21В 33/00. Предохранительное устройство рабочей клети прокатного стана и способ его настройки /АА Филатов, А.А. Жуков, М.М. Ванинский и др. //Б.И. 1988. №35.

49. А.с. 1447450 (СССР) МКИ В21В 35/14. Шпиндельное устройство привода прокатной клети /В.П. Бардин, А.А. Филатов, В.А. Яблоновский и др. //Б.И. 1988. №48.

50. А.с. 1586804 (СССР) МКИ В21В 31/00. Способ настройки приводных рабочих валков в четырехвалковой клети прокатного стана /С.Д. Гарцман, И.Б. Журавлев, А.А. Филатов и др. //Б.И. 1990. №31.

51. А.с. 1787609 (СССР) МКИ В21В 35/14, П6Б 9/00. Предохранительная муфта привода металлургического агрегата и способ ее сборки /А.А. Жуков, А.А. Филатов, Р.А. Шиловицкий и др.//Б.И. 1993. №2.

52.А.С. 1803629 (СССР) МКИ И6Б 9/00. Предохранительное устройство и способ монтажа предохранительного устройства /А.А. Филатов А.А. Жуков, ВА Булкин и др. //Б.И. 1993. №11.

53.А.С. 1811927 (СССР) МКИ В21В 35/14. Устройство для уравновешивания шпинделя привода валков прокатного стана. /А.А. Филатов, М.М. Ванинский, В.П. Ильин и др. // Б.И. 1993. №16.

54. Пат. 2015758 (РФ) В 21 В35/14 Устройство для уравновешивания шпинделя привода прокатных валков /А.А. Филатов, С.Д. Гарцман, А.А. Жуков и др. //Б.И.-1994.-№13.

- 1 523^

ВВЕДЕНИЕ. 1. СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ СОЗДАНИЯ ТРАНСМИССИЙ ВЫСОКОМОМЕНТНЫХ ГЛАВНЫХ ПРИВОДОВ ПРОКАТНЫХ КЛЕТЕЙ.

1.1. Анализ схемных решений трансмиссий высокомоментных главных приводов.

1.2. Динамические нагрузки в трансмиссиях главных приводов.

1.3. Мероприятия, направленные на повышение работоспособности элементов трансмиссий главных приводов.

1.4. Выводы.'.

2. ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ДВИЖЕНИЯ

Ф. УНИВЕРСАЛЬНОГО ШПИНДЕЛЯ ПЕРЕД ЗАХВАТОМ

ЗАГОТОВКИ ВАЛКАМИ.

2.1. Описание расчетных схем.

2.2. Взаимодействие между элементами в лопастном шарнире.

2.3. Исследование процесса раскрытия зазоров в головках универсального шпинделя.

2.4. Выводы.

3. ИССЛЕДОВАНИЕ ГЕОМЕТРИИ И КИНЕМАТИКИ ЗАЦЕПЛЕНИЯ ЗУБЧАТОГО ШПИНДЕЛЯ.

3.1. Расчет характеристик контакта в зацеплении зубчатого шпинделя.

3.2. Расчет скоростей скольжения в зацеплении зубчатого шпинделя.

3.3. Исследование характеристик контакта в зацеплении.

3.4. Выводы.

4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ШПИНДЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ И РАЗРАБОТКА РЕКОМЕНДАЦИЙ ПО УСОВЕРШЕНСТВОВАНИЮ ИХ КОНСТ

РУКЦИЙ.

4.1. Методика измерения зазоров в головках универсальных шпинделей.

4.2. Результаты исследования процесса изменения зазоров в соединении универсального шпинделя.

4.3. Разработка рекомендаций по совершенствованию конструкций устройств уравновешивания универсальных шпинделей.

4.4. Разработка рекомендаций по совершенствованию конструкции зубчатых шпинделей.

4.5. Выводы.

5. ВЫБОР РАЦИОНАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ТРАНСМИССИЙ ГЛАВНЫХ ПРИВОДОВ ПРОКАТНЫХ КЛЕТЕЙ.:.

5.1. Постановка задачи.

5.2. Модель формирования динамических нагрузок в трансмиссии.

5.3. Схематизация нагружения элементов трансмиссии.

5.4. Решение задачи выбора рациональных параметров.

5.5. Выводы.

6. ЭКСПЕРИМЕТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ТРАНСМИССИЙ ГЛАВНЫХ ПРИВОДОВ И РАЗРАБОТКА РЕКОМЕНДАЦИЙ ПО СОВЕРШЕНСТВОВАНИЮ PIX КОНСТРУКЦИЙ. <щ 6.1. Экспериментальные исследования динамических нагрузок в трансмиссиях главных приводов.

6.2. Сравнение результатов экспериментальных исследований динамических нагрузок с расчетными данными.

6.3. Практическая реализация методики выбора рациональных параметров трансмиссий главных приводов.

6.4. Разработка новой конструктивной схемы высокомоментной трансмиссии главного привода.

6.5. Выводы.

На современном этапе развития экономики непрерывно возрастают потребности промышленности в толстолистовом и тонколистовом прокате [74]. В настоящее время в металлургической промышленности развитых стран доля листа в производстве прокатной продукции превышает 70%. В общем объеме производства листового проката существенную долю занимает горячекатаный лист. Толстый горячекатаный лист используется в судостроительной промышленности, при производстве труб большого диаметра, в машиностроении и т.д. Горячекатаный лист служит также исходным подкатом для листовых станов холодной прокатки. Поэтому серьезное внимание, как в России, так и за рубежом, в настоящее время уделяется решению проблем увеличения производства и повышения качества горячекатаного листа. •

Основная доля горячекатаного листа производится на толстолистовых станах и на непрерывных широкополосных станах горячей прокатки.

Процесс прокатки связан с формированием в очаге деформации контактных давлений, создающих усилие прокатки и приложенный к рабочим валкам технологический момент. Поэтому для вращения рабочих валков со стороны привода должен быть приложен крутящей момент, превышающий соответствующий технологический момент. Из всех действующих в настоящее время прокатных агрегатов, наибольшие технологические моменты и усилия прокатки формируются при деформации заготовки в клетях листовых станов горячей прокатки. Например, в рабочих клетях толстолистовых станов и черновых клетях широкополосных станов горячей прокатки уровни технологических моментов на валках могут достигать 6000кН-м.

Наряду со значительными технологическими моментами, которые необходимо передавать через трансмиссию от электродвигателя к рабочим валкам, в элементах трансмиссии главного привода формируются динамические нагрузки. Эти динамические нагрузки сопровождают переходный колебательный процесс, который возникает в трансмиссии после быстрого нарастания технологического момента в результате захвата заготовки валками. Результаты исследований показывают, что в приводе черновых клетей широкополосного стана горячей прокатки уровень динамических нагрузок, действующих в деталях трансмиссии, может более чем в четыре раза превосходить уровень технологических.

Уровень механических напряжений, возникающих в деталях трансмиссии, определяется суммой технологических и динамических нагрузок. С учетом высокого уровня действующих технологических и динамических нагрузок и с учетом конструктивных особенностей рабочих клетей листовых станов горячей прокатки возникают серьезные проблемы в обеспечении приемлемого уровня механических напряжений в деталях трансмиссии за счет увеличения их геометрических размеров в существующих схемах и конструкциях трансмиссий главных приводов рабочих клетей таких станов.

Диаметр рабочих валков определяется технологией прокатки. В процессе эксплуатации рабочей клети возникает необходимость обеспечить нулевую величину межвалкового зазора. В связи с этим диаметр головки шпинделя, через который осуществляется привод валка, не может превосходить диаметра этого валка. Таким образом, увеличение несущей способности шпиндельных соединений привода рабочих валков за счет увеличения диаметра головки шпинделя ограничено тем фактом, что диаметр головки шпинделя должен быть меньше диаметра рабочего валка.

Серьезные проблемы возникают при изготовлении и транспортировке крупногабаритных деталей редукторов для главных приводов черновых клетей широкополосного стана горячей прокатки. Поэтому дальнейшее увеличение их габаритных размеров с целью повышения несущей способности нецелесообразно.

В связи с этим одним из путей повышения работоспособности трансмиссии высокомоментного главного привода для рабочей клети является изыскание такой схемы, в которой можно будет избежать недостатков, связанных с увеличением геометрических размеров деталей трансмиссии.

Серьезным резервом повышения работоспособности трансмиссии главного привода является максимально возможное снижение действующих нагрузок. Естественно, что речь может идти о снижении действующих динамических нагрузок. Характер переходного процесса и уровень динамических нагрузок, формирующихся в трансмиссии главного привода при захвате заготовки рабочими валками, главным образом зависят от зазоров, раскрытых в шпиндельных соединениях перед захватом заготовки валками и от структуры упруго-массовой системы трансмиссии.

Одним из направлений снижения динамических нагрузок в трансмиссии является уменьшение зазоров, раскрытых в головках шпинделей к моменту захвата заготовки валками.

Для передачи вращения рабочим валкам в листовых станах горячей прокатки, в основном, применяют зубчатые шпиндели и шпиндели с универсальными шарнирами на бронзовых вкладышах. Минимальные зазоры в соединениях с валками имеют зубчатые шпиндели. Поэтому для решения задачи уменьшения зазоров необходимо расширить количество рабочих клетей, в которых зубчатые шпиндели могут быть установлены. В тех случаях, когда по условиям нагрузочной способности могут быть установлены только шпиндели с универсальными шарнирами на бронзовых вкладышах, необходимо принимать меры, обеспечивающие закрытие зазоров, при работе привода перед захватом заготовки.

Процесс раскрытия и замыкания зазоров в головках универсальных шпинделей перед захватом заготовки существенно зависит от конструкции устройства уравновешивания шпинделей и от настройки этого устройства. Вместе с тем существующие конструкции устройств уравновешивания шпинделей и рекомендации по их настройке не позволяют обеспечить гарантированное уменьшение зазоров, раскрытых в шпиндельном соединении перед захватом заготовки рабочей клетью.

Вторым направлением, обеспечивающим повышение работоспособности трансмиссии за счет снижения динамических нагрузок, является подбор оптимальных параметров жесткостей и моментов инерции - вращающихся деталей трансмиссии главного привода. В отдельных случаях задача уменьшения динамических нагрузок за счет изменения параметров трансмиссии были рассмотрены. Однако, в полном объеме, с формулировкой критериев оптимальности и алгоритма поиска оптимальных параметров, такая задача не решалась.

Для дальнейшего увеличения производства горячекатаного листа требуется как строительство новых, так и глубокая модернизация действующих листопрокатных агрегатов. В связи с этим проблема совершенствования трансмиссий высокомоментных главных приводов прокатных клетей является актуальной.

Целью настоящей работы является создание научно обоснованных методов проектирования трансмиссий высокомоментных главных приводов прокатных клетей, направленных на расширение технологических возможностей рабочей клетей за счет увеличения допустимых моментов прокатки и на повышение уровня долговечности элементов трансмиссии.

На защиту выносятся следующие основные результаты диссертационной работы:

1. Критерии и методика выбора рациональных упруго-массовых параметров элементов трансмиссий главных приводов прокатных клетей.

2. Методика расчета динамических нагрузок в элементах трансмиссии главного привода, в которой учтены зазоры, раскрывающиеся перед захватом заготовки, скорость прокатки, уровни технологических моментов, обжатие заготовки, динамическая структура трансмиссии.

3. Математическая модель процесса раскрытия и замыкания зазоров в соединениях универсального шпинделя при работе привода перед захватом заготовки. Эта модель основана на описании движения шпинделя с использованием динамических уравнений Эйлера и учитывает взаимодействие шпинделя с уравновешивающим устройством.

4. Методика расчета характеристик контакта в зацеплении зубчатого шпинделя.

5. Новая схема и конструкция высокомоментного главного привода и новые конструкции: устройства уравновешивания шпинделя; головки зубчатого шпинделя; узла вал-шестерни редуктора главного привода.

Работа выполнена в Акционерной холдинговой - компании «Всероссийский научно-исследовательский и проектно-конструкторский институт металлургического машиностроения им. академика А.И.Целикова».