Машины и агрегаты трубного производства

Раздел: Быт. Хозяйство. Строительство. Техника

Для трубных станов винтовой прокатки, как правило, выполняют расчет элементов главной линии стана: рабочего валка, шпинделя, редуктора или шестеренной клети и нажимных механизмов рабочих валков.

Расчет рабочего валка стала винтовой прокатки Рабочие валки таких станов, различные по форме и профилю, конструктивно выполняются, в большинстве случаев, составными с горячими посадками бочек валков на оси.

Независимо от конструкции расчет валков осуществляется по общей схеме. При расчете валок рассматривают как балку на двух шарнирных опорах, одну из которых принимают как шарнирно-неподвижную, а вторую - за шар- нирно-подвижную. Поскольку в качестве опор для валков применяют многорядные подшипники качения, то, учитывая большую нагруженностъ внутренних рядов тел качения, следует условные шарнирные опоры совмещать не с серединами подшипников, а смещать их от середины подшипников к внутренним кромкам на расстояния, равные примерно одной шестой ширины подшипников. Такое же смещение следует применять и для подшипников скольжения.

Схема сил, действующих на вал, показана  4. 23, где F - давление прокатываемой заготовки на валок; Fa - осевая сила; у/ - угол между вектором силы F и осевой плоскостью, т.е. плоскостью, проходящей через оси валка и заготовки (в случае двухвалковых станов эта плоскость является горизонтальной); D - диаметр валка в месте приложения силы F; d - диаметр заготовки.

Силы, действующие на валок, обычно считают при расчете сосредоточенными и приложенными на середине длины валка. При составных валках, преимущественно используемых в трубных станах, следует учитывать взаимодействие между осью и напрессованной на нее бочкой валка.

В этом случае силы, передающиеся с бочки на ось, можно также считать сосредоточенными, но приложенными не в сечении, совпадающем с серединой бочки, а в сечениях, смещенных от середины бочки к ее кромкам. Величину смещения можно принять равной » 0,3 /, где / - длина посадочной части бочки. При этом в каждом из указанных сечений сосредоточенная сила равна половине от полной силы, действующей на бочку валка.

Реакция в опорах для удобства вычислений определяется сначала также в плоскостях действия радиальной FT и окружной Ft (тангенциальной) сил. Указанные плоскости в дальнейшем обозначаются соответственно как радиальная и тангенциальная плоскости.

Расчетные схемы нагружения валков и эторы изгибающих моментов показаны для составного и цельного валка. Причем в случае составного валка приведены эпюры изгибающих моментов, действующих на ось валка.

Полученные в результате расчетов значения коэффициентов безопасности сравнивают с допускаемыми значениями. Однако такого рода расчеты по коэффициентам безопасности или по допускаемым напряжениям не могут дать правильную оценку надежности валков. Более объективную оценку могут дать расчеты, выполненные на вероятностной основе.

Расчет валков на вероятностной основе позволяет составить более объективное представление о их прочности по сравнению с расчетами по запасам прочности или по допускаемым напряжениям. Актуальность таких расчетов очевидна, поскольку работоспособность валков в большей степени зависит от ряда меняющихся в широком диапазоне величин, являющихся в значительной мере случайными. К таким случайным величинам относятся, прежде всего, нагрузки, действующие на валки в процессе прокатки, значительное рассеяние которых обусловливается как разнообразием типоразмеров прокатываемых труб, материалов заготовок, так и изменениями технологических параметров процесса прокатки (температура, углы наклона валков, скорость прокатки и т.п.), а также усталостные характеристики валков (пределы выносливости), рассеяние которых связано с нестабильностью механических свойств материалов валков одной марки, отклонениями в режимах их термообработки, неоднородностью структуры металла, отклонениями размеров валков в пределах установленных допусков, особенно таких, которые существенно влияют на выносливость, например, радиусов галтелей в местах концентрации напряжений.

Есть вероятность того, что указанные случайные величины (нагрузки или амплитуды возникающих напряжений, пределы выносливости валков) примут те или иные значения в возможном интервале их изменения и могут быть распределены по различным законам. Однако в практических расчетах распределение вероятностей случайной величины принимают подчиняющимся нормальному закону, что всегда справедливо, если изменения случайной величины зависит от многих примерно равнозначных факторов.

При выполнении практических расчетов на вероятностной основе вычисления интегралов может быть заменено использованием таблиц для нормггльного распределения, когда а = О й 5 = 1 с применением при вычислении квантили нормального распределения

совмещены кривые плотности вероятностей предела выносливости валка а-1 и амплитуды нормальных напряжений (из-гиб), действующих в его опасном сечении - crv, а также плотности вероятностей предела текучести материала валка ат и наибольших кратковременно действующих (пиковых) напряжений.

Площади, очерченные каждой кривой, равны единице, а накладывающиеся друг на друга участки площадей (заштрихованные площади) характеризуют вероятность разрушения валка, усталостного разрушения (участок "я") и статического разрушения от действия кратковременных перегрузок (участок "в").

Вероятность усталостного разрушения валка значительно выше вероятности разрушения от перегрузок.

По приведенным выше формулам определяют квантиль и по полученному значению квантили находят вероятность неразрушения валка.

Более удобным для расчетов является выражение квантили через коэффициенты безопасности (запасы прочности) 5, вычисленные по средним значениям предела выносливости и амплитуды и коэффициентам вариации предела выносливости и амплитуды и Кс v, характеризующие возможное рассеяние значений a_i и av.

Принимаемые при расчетах табличные значения механических характеристик материалов валков - ав, ат, a_i, полученные по общепринятым методикам (их определяют не в вероятностном аспекте, например, при определении пределов зыносливосги по известной методике испытаний), можно с достаточной для практических расчетов точностью считать за средние значения

Основными местами концентрации напряжений в валках являются места посадок с натягом бочек валков на оси, переходные участки от одного диаметра к другому (галтели) и различного рода проточки на осях валков.

Снижение предела выносливости оси валка в месте посадки на нее бочки связано с концентрацией напряжений у краев бочки и с явлением фретинг- коррозии (коррозия трения), проявляющимися в результате упругих относительных смещений оси и бочки валка при совместном их деформировании. Уровень концентрации напряжений здесь находится в прямой зависимости от давлений на контактирующих поверхностях, а следовательно, и от величины натяга с которым осуществлена посадка бочки на ось. Последний же может изменяться в значительном диапазоне, вследствие рассеяния действительных размеров диаметра отверстия бочки и диаметра оси в месте посадки в пределах допусков на эти размеры. Вместе с тем установлено, что концентрация напряжений в местах посадок возрастает с увеличением посадочных давлений только до значений 30...40 МПа, а при дальнейшем их увеличении остается практически постоянным. В табл. 4.3 приведены основные параметры посадок бочек валков на оси для различных станов. При этом посадочное давление определялось в зависимости от величины натяга д по формуле Ляме

Таким образом, при проверке прочности валка в местах посадки бочки на ось в вероятностном аспекте можно не вводить коэффициент вариации уровня концентрации напряжений, т.е. принять коэффициент вариации предела вы- , носливости валка равным коэффициенту вариации предела выносливости материала.

Колебания уровня концентрации напряжений (теоретического коэффициента напряжений ас) в переходных участках оси валка связаны, главным обра- , зом, с рассеянием радиусов галтелей.

Значения коэффициента вариации амплитуд напряжений crv, возникающих в проверяемых сечениях валка, находятся в зависимости от рассеяния возникающих в процессе прокатки и передающихся на валки сил. Оценка этого рассеяния может быть сделана в результате статистической обработки экспери- Ментальных данных по замерам действующих сил на различных станах при прокатке различных видов труб.

Расчет подшипников качения шарнира и крестовины В шарнире шпинделя используются комбинированные подшипниковые узлы в которых радиальная нагрузка воспринимается двухрядными сферическими радиальными подшипниками 7, а осевая - упорными подшипниками.

радиальные подшипники работают в условиях колебательного движения с амплитудой качания 9-5, где 5 - угол пересечения осей соединяемых валов.

При достаточно большой амплитуде качания, когда угол поворота 9 одного кольца подшипника относительно другого из среднего положения в крайнее больше, чем угол <р между соседними телами качения, долговечность можно рассчитывать как при полном вращении подшипника. При работе с малой амплитудой качания, т.е. при 0 < ср имеют место специфические условия смазки нагруженного контакта тел и дорожек качения, поэтому расчет долговечности подшипников определяют с учетом заданных условий (6, смазка) после проведения испытаний в соответствующем режиме.

Основной несущей деталью шарнира универсального шпинделя является вилка-полумуфта. Точное аналитическое определение номинальных напряжений в элементах полу муфты весьма затруднительно ввиду многообразия факторов, влияющих на распределение напряжений.