Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Характеристика технического состояния главного привода исходной конструкции

Рассмотрим технологический процесс прокатки на широкополосовом стане 2500 и изучим характеристику оборудования стана.

привод реконструкция работоспособность

Рисунок 1.1. Схема расположения основного оборудования стана 2500 горячей прокатки ОАО «ММК»

Слябы, отлитые на машинах непрерывного литья, поступают из сталеплавильного цеха на склад слябов, где их осматривают, зачищают, а затем мостовыми кранами подают к загрузочным устройствам (тележкам) (2, рисунок 1.1). Тележки грузоподъемностью 130 т транспортируют стопы слябов со скоростью 1 м/с к подъемным столам, откуда слябы сталкивателем усилием 160 кН но одному сталкивают на загрузочный рольганг (3, рисунок 1.1) взвешивают и транспортируют со скоростью до 2 м/с к нагревательным печам (4, рисунок 1.1). Слябы подают к загрузочному рольгангу с двух сторон. Нагрев слябов до температуры 1200-1280°С осуществляется в четырех печах с шагающими балками. После нагрева до заданной температуры слябы поочередно извлекают из печей приемниками и без удара укладывают штангами со скоростью 0,5 м/с на приемный рольганг стана (5 рисунок 1.1), по которому слябы со скоростью 1-2 м/с поступают к черновой группе клетей.

Черновая группа состоит из вертикальной двухвалковой клети (8, рисунок 1.1) с диаметром валков 1200 мм длиной бочки 650 мм с приводом от главного электродвигателя (мощностью 630 кВт, 365 об/мин) через редуктор (скорость прокатки 1 м/с), предназначенный для бокового обжатия слябов и разрушения слоя окалины; горизонтальной двухвалковой клети №1 с валками 1400x2000 мм и четырех универсальных четырехвалковых (9, рисунок 1.1) клетей №2-5 с горизонтальными валками 1180/1600x2000 мм и вертикальными валками 1000x470 мм, из которых три последние объединены в непрерывную подгруппу клетей. Обжатия в черновых клетях составляют от 20 до 60 мм за проход; скорость прокатки в последней черновой клети 2-5 м/с.

Объединение трех клетей в непрерывную подгруппу позволяет сократить черновую группу и повысить температуру подката толщиной 25-50 мм, поступающего в чистовые.

Кроме рабочих клетей, в состав черновой группы входят устройства для гидравлического сбива окалины с поверхности полосы водой высокого давления (11 -13 МПа), рабочие рольганги, направляющие линейки и промежуточный рольганг со сбрасывателем подката с линии стана (в случае пониженной температуры металла).

Чистовая группа состоит из роликового двухвалкового окалиноломателя (13, рисунок 1.1) с роликами диаметром 500 мм и семи четырехвалковых (14, рисунок 1.1) клетей 800/1600x2000 (предусмотрено место для установки восьмой клети). Относительные обжатия в чистовых клетях составляют 10-50% за проход; скорость прокатки в последней чистовой клети 20 м/с.

Перед чистовым окалиноломателем установлены летучие ножницы для обрезки переднего и заднего концов подката толщиной 25-50 мм и шириной до 1850 мм при температуре 950-1150°С; скорость резания 0,4-2 м/с, усилие резания 3000 кН. Между чистовыми клетями расположены петледержатели, обеспечивающие натяжение полосы в процессе прокатки; устройства для гидросбива окалины, которые используют и для понижения температуры при прокатке толстых полос, а также направляющие линейки и проводки. Для выравнивания температуры по длине полосы прокатку в чистовой группе ведут с ускорением. После прокатки в чистовой группе клетей полоса поступает на отводящий рольганг (15, рисунок 1.1), где в процессе транспортирования ее подвергают охлаждению водой сверху и снизу из душирующих устройств, а затем сматывают в рулон одной из моталок (16, рисунок 1.1), и по конвейеру рулоны поступают в отделение отделки горячекатаной продукции.

Уборочная группа оборудования включает две группы моталок (16, рисунок 1.1): первая в составе трех моталок предназначена для смотки полос толщиной 1,2-8 мм и шириной 900-1850 мм; вторая в составе двух моталок - для смотки полос толщиной 4-16 мм и шириной также 900-1850 мм. Максимальный наружный диаметр рулона достигает 2300 мм, масса 36 т. Полоса захватывается моталкой со скоростью не более 10 м/с, а затем сматывается с максимальной скоростью прокатки (в зависимости от толщины полосы) при температуре 550-650°С.

Требуемая температура полосы при смотке обеспечивается ускоренным охлаждением металла водой. Для этой цели система охлаждения состоит из двух частей: верхней - ламинарного типа, расположенной над отводящим рольгангом между последней чистовой рабочей клетью и первой моталкой и между двумя группами моталок; нижней - струевого типа, коллекторы которой размещены между роликами отводящего рольганга. Количество воды регулируется в зависимости от сечения, температуры, скорости движения и марки стали прокатанной полосы. Система рассчитана на максимальный расход воды 12 000 м³/ч.

Охлажденную полосу, смотанную в рулон, кантователем рулона кантуют в вертикальное положение и передают от моталки на конвейер рулонов, на котором рулоны взвешивают, маркируют и транспортируют со скоростью 0,1-0,4 м/с для дальнейшего передела в цех холодной прокатки или в отделение отделки горячекатаных рулонов (20, рисунок 1.1).

Все технологические операции на стане механизированы и автоматизированы, применен ряд новых технических решений:

1) впервые в мировой практике установлена непрерывная черновая подгруппа из трех рабочих клетей, которая позволила улучшить температурный режим прокатки за счет сокращения длины черновой группы, а также снизить капитальные затраты на строительство цеха;

2) установлены две группы моталок, обеспечивающие дифференцированную смотку полос по толщине;

3) стан оснащен средствами и системами автоматизации технологического процесса прокатки и работы машин и механизмов с использованием ЭВМ, в том числе системами автоматического регулирования толщины полосы, натяжения полосы, температурного режима и скорости прокатки, обеспечивающими высокую точность и требуемые механические свойства горячекатаной полосы.

Проектная производительность непрерывного широкополосового стана 2500 горячей прокатки составляет около 6 млн. т в год, масса механического оборудования около 40000 т и мощность всех электродвигателей стана около 200 000 кВт.

1.1 Назначение, характеристика и устройство главного привода

В качестве исходной заготовки для стана 2500 используются слябы ККЦ (литая заготовка) и горячекатаные слябы ОЦ. Размеры слябов: h = 250 мм; b = 1030-2350 мм; l = 2700-5550 мм. Выпуклость (вогнутость) не должна превышать 10 мм на сторону. Ромбичность (разность диагоналей) сечения слябов не должна превышать 10 мм.

Раскатом являются:

- сталь углеродистая обыкновенного качества;

- сталь, свариваемая для судостроения;

- сталь углеродистая качественная конструкционная;

- сталь легированная марки 65Г;

- сталь 15ЮТ, 20ЮТ;

- сталь для планирования 14 кп, 11ЮА и 18ЮА;

- сталь 15ХГЮА, 20Х, 30ХГСА, 50ХГФА, 7ХНМ, 08ГСЮТ (подкат для ленты);

- сталь для листов с ромбическим и чечевичным рифлением;

- сталь тонколистовая повышенной прочности;

- сталь углеродистая, неуглеродистая и низколегированная экспортного исполнения по ТП, СТП и СТО на основе экспортного стандарта.

Предельные размеры полос: толщина 1,8-10,0 мм; ширина 1000-2350 мм; вес рулона до 25 тонн.

Допускаемые отклонения по толщине, ширине, требованиям к поверхности прокатываемых полос в рулонах должны соответствовать ГОСТ 19903-74, ГОСТ 5521-93, ГОСТ 19281-89, ГОСТ 14637-89, техническим условиям и СТП 14-101-81-77 и СТП 14-101-65-82 на горячекатаные полосы в рулонах для ЛПЦ-5 и ЛПЦ-8.

Рулоны должны быть плотно смотаны и не должны иметь распущенных концов, наружный конец полосы должен хорошо прилегать к остальным виткам рулона.

2. Анализ работоспособности привода новой конструкции по различным критериям

2.1 Назначение, характеристика и устройство привода рабочего рольганга

Таблица 2.1. Техническая характеристика рабочего рольганга

Наименование параметра	Обозначение	Числовое значение	Единица измерения
Вес сляба	Qм	250	кН
Вес ролика	Qр	16	кН
Шаг роликов	t	800	мм
Вес металла на один ролик	Q	70	кН
Число роликов, на которые опирается металл	n	4	шт
Диаметр бочки ролика	D	400	мм
Диаметр цапфы	dц	320	мм
Скорость передвижения металла	V	2	м/с

В приводе ролика рольганга установлен двигатель постоянного тока МПС-630-32, который имеет мощность N_н = 63 кВт, , частоту вращения n = 32/50 об/мин. .

Муфты привода рольганга предназначены для соединения валов главных электродвигателей с редукторами и роликами рольганга.

Благодаря простоте конструкции и возможности передачи больших, крутящих моментов (до 3МНм) при некотором перекосе валов самое широкое применение в прокатных станах получили зубчатые муфты.

Муфта типа МЗП состоит из двух одинаковых муфт и валов редукторов, когда расположение приводных валов не позволяет применять их непосредственное соединение.

Достоинством зубчатых муфт является то, что они могут передавать большие крутящие моменты при наличии перекоса валов до 0° 30' и при радиальном смещении осей валов от 1 до 10 мм.

Опыт эксплуатации зубчатых муфт показывает, что наряду с достоинствами (простота конструкции, компенсирующие свойства при перекосах валов) они имеют также недостатки: необходимость частой заправки смазкой, динамические нагрузки при выборе боковых зазоров в зубьях при реверсивной работе, ненадежность узлов уплотнения, сложность технологии изготовления.

2.2 Определение вида состояния и оценка надежности муфт роликов рольганга

Расчет показателя надежности муфт ролика рольганга по критерию несущей способности

В приводе установлены пять зубчатых муфт М3П-10 (рисунок 2.1). Допускаемый момент, передаваемый муфтой, составляет .

Рисунок 2.1. Муфта зубчатая типа МЗП

D = 490 мм - внешний диаметр муфты;

d = 180 мм - внутренний диаметр муфты;

Т_пр = 3000 Н - предельное (номинальное) значение крутящего момента, передаваемого муфтой в установившемся режиме прокатки;

М_пр = 2000Н - момент прокатки, определенный для заданных условий прокатки;

i =1 - передаточное число передачи;

Величину Т_р определим по выражению:

Т_р = k • Т_мах = 2500 Нм (2.1)

где k = 1,25 - коэффициент внешней динамической нагрузки, значение которого найдено для равномерного режима нагружения;

Нм; (2.2)

Тmax - максимальное значение крутящего момента, соответствующего заданным условиям прокатки.

Уравнение состояний нагруженного объекта представляет собой зависимость, определяющую изменение выбранного параметра во времени - Т_р = f(t).

Поскольку параметр состояния Т_р по условию не зависит времени t, то уравнение состояний муфты выражается следующим условием:

Т_р = 2500 Нм = const, (2.3)

т.е. муфта по выбранному параметру Т_р находится в одном квазистационарном состоянии, которое не изменяется со временем.

Учитывая кинетическое уравнение повреждаемости объекта вырождается в условие:

?_р = dТ_р/dt = 0. (2.4)



Условие работоспособности муфты запишем в виде:

Т_р = 2500 Нм < Т_пр = 3000 Нм. (2.5)

Поскольку условие работоспособности выполняется, муфта находится в работоспособном состоянии по параметру Т_р.

Сформулируем уравнение для оценки безотказности муфты.

С этой целью рассчитаем коэффициент запаса её надежности по выбранному параметру Т_р.

(2.6)

Теперь необходимо сформулировать уравнение перехода муфты в предельное состояние.

Однако, согласно условию параметр состояния муфты не изменяется во времени - Т_р = 2500 Нм = const.

Поэтому уравнение перехода муфты в предельное состояние сформулировать невозможно, т.е. для заданных условий нагружения в любой момент времени t передаваемый момент не может быть равен предельному значению:

Т_р = 2500 ? Т_пр = 3000 Нм (2.7)

Сформулируем уравнение для оценки долговечности муфты.

Поскольку параметр состояния объекта имеет постоянное значение - Т_р = 2500 Нм = const, т.е. условие её работоспособности сохраняется, и ее ресурс, согласно уравнению, равен бесконечности: tпр= ?.

Вывод. С позиций статического подхода «Сопротивления материалов» к оценке надежности нагруженных объектов, моторная муфта по выбранному параметру Т_р находится в работоспособном состоянии с коэффициентом запаса надежности, равным п_Т = 1,2, и ее ресурс равен бесконечности: tпр= ?.

Оценка состояния и надежности муфты по критерию динамической грузоподъемности

В приводе установлены пять зубчатых муфт М3П-10. Внутренний диаметр муфты состовляет d = 180 мм; внешний диаметр муфты равен

D = 490 мм; динамическая нагрузка (грузоподъемность), в данном случае

С_пр = 2900 кН.

Условие для оценки технического состояния муфты можно записать в виде критерия несущей способности:

Ср < С, (2.2.1)

а его надежность на исследуемый момент времени оценить коэффициентом запаса надежности:

(2.2.2)

где Ср - расчетное значение динамической грузоподъемности.

Условие для оценки состояния муфты чаще записывают в виде критерия долговечности:

Lhp > Lh, (2.2.3)

а коэффициент запаса надежности на исследуемый момент времени определяют отношением:

(2.2.4)

здесь - расчетная долговечность муфты, определяемая условиями нагружения, ч;

Переход от условий (2.2.1) и (2.2.2) к условиям (2.2.3) и (2.2.4) возможен, так как между параметрами С и Lh установлена однозначная эмпирическая зависимость:

(2.8)

Данная зависимость выведена из физического смысла динамической грузоподъемности С_пр. Эта физическая величина по определению представляет собой такую динамическую нагрузку (грузоподъемность), в данном случае С_пр = 2900 кН.

Поэтому расчетная долговечность (ресурс) исследуемой муфты М3-3-Н40 по приведенной зависимости для заданных условий нагружения и вращения - Р_r = 43 кН и n_в = 75 мин^-1, составит:

Минимально возможное значение долговечности (ресурса) для муфты составляет L_пр = 1,8•10⁵ ч. Следовательно, условие работоспособности по данному параметру L_hp, выполняется:

L_hp = 4,5•10⁵ > 1,8•10⁵ ч. (2.9)

Коэффициент запаса надежности подшипника на рассматриваемый момент времени будет равен:



Вывод: Для обеспечения работоспособности муфты по критерию динамической грузоподъемности или долговечности установлен диапозон допустимых значений коэффициента безопасности []=2,5…3; т.е. []=2,5 = 2,5. Отсюда следует, что муфта по критерию динамической грузоподъемности будет работоспособна.

Оценка состояния и надежности зубьев муфты по критерию усталостной прочности на изгиб

Условие для контроля технического состояния зуба по критерию изгибной прочности, как защемленной (консольной) балки, нагруженной сосредоточенной силой (рисунок 2.2), можно записать в виде неравенства:

(2.10)

а уровень его надежности оценить коэффициентом безопасности (запаса надежности):

, (2.11)

где у_и^тах - максимальное расчетное значение напряжения изгиба в теле зуба; у_пр = 1,75 НВ = 1,75•230 = 402,5 МПа.

В качестве исходных данных примем следующие значения необходимые для расчета параметров в соответствии со схемой нагружения зубьев, рисунок 2.2:

а = 100 мм - межосевое расстояние;

b = 200 мм - ширина зубчатого венца колес;

d_a = 104 мм - диаметр выступов зубчатых колес;

z = 45 - число зубьев шестерен;

m = 8 - модуль зубьев;

d = d_a -2m = 104 - 2•4 = 96 мм - диаметр делительных окружностей;

б = 20⁰ - угол зацепления;

в = 29⁰ - угол наклона зубьев (cos в = 0,8746 );

i = 1 - передаточное число передачи;

v = 7,32 м/с - максимальная окружная скорость;

у_Т = 350 МПа - предел текучести материала зубьев (сталь 40Х);

Е₁ = Е₂ = 2,1 • 10⁵ МПа - модуль упругости материала зубьев;

НВ = 230 - твердость поверхности зубьев по Бринеллю.

Рисунок 2.2. Расчетная схема нагружения зуба

В соответствии со статическим подходом для заданных условий прокатки максимальное напряжение изгиба у основания зуба можно определить по известной методике по выражению:

у_и^тах = Y_FS• Y_в• Y_е• X_FП/т = 3,76•0,76•0,6•292,36/4 = 125,3 МПа,



где Y_FS = 3,76 - коэффициент формы зуба, значение которого определено для эквивалентного числа зубьев Z_E = z/cos³в = 24/0,8746³ = 36.;

Y_в = 1 - в/120 = 1 - 29/120 = 0.76 - коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

Y_е = 1/е_б =1/1.67 = 0,6 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

X_FП - погонная (удельная) расчетная окружная сила в зацеплении:

X_FП = Х_р • k_F1• k_F2 • k_F3 • k₄/b = 39,35•10³•1,16•1,05•1,22•1,0/200 = 292,36 Н/мм,

где Х_р - максимальная окружная сила в зацеплении: Х_р = 39,35 кН - максимальное расчетное значение окружной силы в зацеплении; k_F1 = 1,16

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, значение которого определено для b/d = 200/100 = 2 и НВ = 230 < 350; k_F1 = 1,05 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, значение которого определено для 2-ой степени точности, v = 7,32 м/с и НВ = 230 < 350; k_F3 = 1,22 - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев, значение которого определено для 2-ой степени точности; k₄ = 1,0 - коэффициент внешней динамической нагрузки, значение которого определен для электромеханического привода с равномерным режимом нагружения.

Условие работоспособности зубчатого зацепления запишем в виде:

у = 125,3 МПа < у_пр = 350 МПа, (2.12)

где у_пр = 350 МПа - предельное напряжение при изгибе зуба.

Поскольку условие работоспособности (2.12) выполняется, вид технического состояния зубьев по критерию статической прочности на изгиб (параметру у_и^тах) признается как «работоспособное состояние».

Коэффициент запаса надежности зубьев на рассматриваемый момент времени по условию (2.11) будет равен:

п_у= 350/125,3 = 2,8.

Для обеспечения работоспособности зубьев по критерию усталостной прочности на изгиб в зависимости от режима нагружения, длительности работы и коэффициента использования передачи, диапазон допустимых значений коэффициента безопасности установлен в пределах [n_у] =1,7 - 2,2.

Так как п_у= 2,8 > [n_у] =1,7 - 2,2, очевидно, что зубчатое зацепление по параметру у_и^тах находится в работоспособном состоянии для заданных условий нагружения.

Вывод. С позиций статического подхода к оценке надежности нагруженнных объектов зубчатого зацепления по выбранному параметру у_и^тах находится постоянно в одном и том же работоспособном сотоянии с коэффициентом запаса надежности, п_у= 2,8.



2.3 Определение вида состояния и оценка надежности роликов рольганга

Оценка состояния и надежности ролика рольганга по критерию статической прочности на изгиб

В качестве исходных данных примем следующие значения необходимые для расчета параметров, согласно расчетной схеме его нагружения:

D_on = 400 мм - диаметр бочки;

L = 2500 мм - длина бочки;

d_on = 75 мм - диаметр шейки;

l_on = 370 мм - длина шейки;

P = 116,85 кН - средний вес сляба;

q = P/L = 116,85•10³/2•2500 = 2,337 Н/мм - погонная нагрузка на бочку одного ролика (исходим из условия, что сляб должен располагаться минимум на двух роликах);

R_A = R_B = P/2•2 = 116,85/2•2 = 29,2125 кН - реакция в опорах ролика, определенные из условия симметричности схемы нагружения;

у_Т = 700 МПа - предел текучести (предельное напряжение) материала валка (сталь 45).

В качестве параметра состояния у ролика принимаем максимальное внутреннее напряжение, возникающее в наиболее нагруженных точках опасного сечения его бочки у_и^тах или шейки у_и(ш)^тах .

(2.13)

(2.14)

где М_и^тах и М_и¹ - максимальные изгибающие моменты, возникающие в опасном сечении бочки и шейки ролика соответственно;

W_u = 0,1D₂³ и W_u(ш) = 0,1d_оп³ (2.15)

- осевые моменты сопротивления этих сечений повороту при изгибе ролика.

Для первого участка:

(2.16)

При Z₁ = 0, М_и(1) = 0;

при Z₁ = l_on/2 = 0,37/2 = 0,185 м , т.е. в опасном сечении шейки, где она соединяется с бочкой.

М_и(1) = М_и¹= 29,2125 · 0,185 = 5,4 кНм.

На втором участке уравнения для изгибающего момента имеет вид:

(2.17)

При Z₂ = l_on/2 = 0,37/2 = 0,185 м,

При Z₂ = l_on/2 + L/2 = 0,185 + 0,125 = 0,31 м , т.е. в поперечном сечении на середине бочки ролика,

Поскольку схема нагружения ролика симметрична, симметричной будет эпюра изгибающих моментов (рис. 2.3).

Рисунок 2.3. К расчету надежности роликов рольганга

Таким образом, одно опасное сечение расположено на середине бочки валка, где действует максимальный изгибающий момент М_и^тах = 9,05 кНм, второе опасное сечение, где действует изгибающий момент М_и¹ = 5,4 кНм, расположено в месте соединения шейки с бочкой.

Максимальные напряжения изгиба в наиболее нагруженных точках этих соединений определим по условиям:

в бочке ролика:

у_и^тах= 9,05/(0,1·0,3³) = 1,0 кПа (2.18)

в шейке ролика:

у_и(ш)^тах=5,4/(0,1·0,075³)= 128 кПа (2.19)

Очевидно, что наиболее опасным, является большее напряжение, действующее в шейке ролика - у_и(ш)^тах. Поэтому при оценке показателей надежности ролика по критерию статической прочности на изгиб, именно это напряжение следует принять в качестве параметра состояния у ролика, т.е.: у = у_и(ш)^тах= 128 кПа.

В соответствии с правилами проведения операции контроля технического состояния проверим соответствие значения контролируемого параметра у_и(ш)^тах=0,128 МПа его предельному справочному значению у_Т = 700 МПа и установим вид состояния ролика по данному критерию:

у_и(ш)^тах= 0,128 МПа < у_Т = 700 МПа.

Поскольку условие работоспособности выполняется, вид технического состояния бочки ролика по критерию статической прочности бочки (параметр у_и(ш)^тах) признается как «работоспособное состояние».

Коэффициент запаса надежности бочки ролика на рассматриваемый момент времени равен:

(2.20)

При оценке состояния и надежности динамически нагруженных деталей по критериям статической прочности значение допустимого коэффициента безопасности принимают максимально возможным: [n_у] = 5.

Так как n_у = 5468 >> [n_у] = 5, следует считать, что бочка ролика по данному параметру недогружена, а параметр у_и^тах не является определяющим при оценке его надежности в заданных условиях прокатки.

Вывод. С позиций статического подхода к оценке надежности нагруженных объектов, ролик по выбранному параметру у = у_и(ш)^тах находится постоянно (сколь угодно долго) в одном и том же работоспособном состоянии с коэффициентом запаса надежности, равным n_у = 5468 , а, следовательно, его ресурс равен бесконечности - t_пр = ?.

Оценка надежности ролика рольганга по критерию кинетической прочности на изгиб

В качестве исходных данных примем следующие значения необходимые для расчета параметров:

1 группа. Внешние и внутренние параметры нагруженного ролика:

D_on = 400 мм - диаметр бочки;

L = 2500 мм - длина бочки;

d_on = 75 мм - диаметр шейки;

l_on = 370 мм - длина шейки;

P = 116,85 кН - средний вес сляба;

q = P/L = 116,85•10³/2•2500 = 2,337 Н/мм - погонная нагрузка на бочку одного ролика (исходим из условия, что сляб должен располагаться минимум на двух роликах);

R_A = R_B = P/2•2 = 116,85/2•2 = 29,2125 кН - реакция в опорах ролика, определенные из условия симметричности схемы нагружения;

у_Т = 700 МПа - предел текучести (предельное напряжение) материала ролика (сталь 45).

у = у_и(ш)^тах= 0,128 МПа - максимальные расчетные напряжения в наиболее нагруженных точках (микрообъемах) шейки ролика;

у_min = 0 и у_max = 0,128 МПа - минимальные и максимальные значения напряжений при отнулевом (пульсирующем) цикле нагружения;

t₁ =0,5 года ? 1,425 •10⁷ с - назначенный ресурс;

2 группа. Физико-механические характеристики материала ролика (сталь 45):

Е = 2,1 • 10⁵ МПа - модуль упругости;

G = 8,1 • 10⁴ МПа - модуль сдвига;

м = 0,29 - коэффициент Пуассона;

HV = 2700 МПа - твердость по Виккерсу;

у_Т = 700 МПа - предел текучести материала;

с = 7,8 ? 10^-6 кг/мм³ - плотность материала.

3 группа. Теплофизические характеристики материала:

Т = 60⁰С = 333 К - рабочая температура материала ролика;

ДН_s = 10,5 Дж/мм³ - энтальпия плавления материала в жидком состоянии;

С = 466 Дж/(кг•⁰С) - удельная теплоемкость материала (при температуре Т= 20 - 100⁰С);

б₀ = 1,28 • 10^-5 мм/(мм•⁰С) - коэффициент линейного теплового расширения;

U₀ = 19,192 Дж/мм³ - энергия активации процесса разрушения межатомных связей при T = 0 и у = 0;

V = 0,165 - коэффициент неравномерности распределения внутренней энергии по объему нагруженной детали (справочное значение);

4 группа. Основные физические константы:

N₀ = 0.86 • 10²⁰ мм^-3- число Авогадро;

h = 6,626 •10^-34 Дж•с - постоянная Планка;

R = 1,187 •10^-3 Дж/(мм³•К) - универсальная газовая постоянная;

k = 1,38 •10^-23 Дж/К - постоянная Больцмана.

В качестве параметра состояния ролика рольганга принимаем плотность потенциальной энергии u_bt дефектов структуры наиболее нагруженных микрообъемов материала, которая со скоростью u_в возрастает со временем в поле приложенных внутренних напряжений у = у_и(ш)^тах=63,45 МПа.

Тогда уравнение состояний ролика рольганга можно представить в виде:

; (2.21)

где u_e0 - начальное значение плотности скрытой энергии:

(2.22)

МПа = 1,775 Дж/мм³

Скорость u_в накопления в роликах энергии дефектов:

(2.23)

,

где k_у - коэффициент перенапряжения межатомных связей:

(2.24)



,

A₀ - коэффициент влияния напряжений и температуры на скорость повреждаемости:

(2.25)

,

U (у, T) - энергия активации процесса разрушения межатомных связей для у = 0,128 МПа и Т= 60⁰С :

(2.26)

Дж/мм³.

- доля энергии активации, определяемая для Т = 60⁰С:

(2.27)

ДU(T) = 3/2•1,28•10^-5•1,535•60= 0,1769 Дж/мм³;

К(Т) - коэффициент всестороннего сжатия материала ролика при температуре Т = 60 ⁰С:



(2.28)

Е(Т) - модуль упругости материала валка при температуре Т= 60 ⁰С:

м(Т) - коэффициент Пуассона материала ролика рольганга при температуре Т = 60⁰С :

M_R - коэффициент эквивалентности напряженного состояния:

(2.29)

r - коэффициент асимметрии цикла для пульсирующего цикла нагружения:

(2.30)

так как у_min =0, у_max = у = 633.15 МПа;

G(T) - модуль сдвига материала валка при температуре T = 60 ⁰C :

(2.31)



Условие работоспособности ролика запишем в виде:

(2.32)

где и_{в кр} - критическая плотность энергии дефектов структуры локальных объемов материала валка при Т = 60⁰С:

(2.33)

и_Т - тепловая составляющая плотности внутренней энергии нагруженных микрообъемов материала валка на момент разрушения при Т = 60⁰С:

(2.34)

Для назначенного ресурса t = t₁ = 0,5 года = 1,425 •10⁷ с плотность энергии дефектов структуры локальных объемов ролика рольганга достигает:

поскольку условие работоспособности для назначенного ресурса t = t₁ = 0,5 года = 1,425 •10⁷ с выполняется:

то ролик рольганга на данный момент времени t = t₁ находится в работоспособном состоянии по выбранному параметру и_вt.

Коэффициент запаса надежности ролика рольганга на момент времени t = t₁ по выбранному параметру и_вt:

(2.35)

Оценим долговечность ролика рольганга.

С этой целью решаем уравнение относительно t = t_np:

2.4 Оценка надежности подшипников ролика рольганга по критерию динамической грузоподъемности

На ролике рольганга установлены радиально-упорные конические подшипники 2097144 по ГОСТ 6364.

Внутренний диаметр d = 220 мм, наружным D = 340 мм. Справочное значение номинальной динамической грузоподъемности подшипника составляет С = 1100 кН, для двух подшипников С = 2200 кН.

На первом этапе в качестве параметра состояния подшипника качения принимаем эквивалентную динамическую нагрузку - условно стационарную силу Р_э, которая обеспечивает такую же долговечность, которую подшипник имеет при заданных условиях нагружения и вращения:

(2.36)



где R = R_A = R_B = 48 - радиальная нагрузка, Н;

V=1 - коэффициент вращения внутреннего кольца;

k_б = 2 - коэффициент безопасности;

k_т = 1,1 - температурный коэффициент.

Pэ = 48·1·2·1,1 = 105,6 кН,

Уравнение состояний нагруженного объекта представляет собой зависимость, определяющую изменение параметра во времени - P_э = f(t).

Поскольку параметр состояния Р_э не зависит от t, то уравнение подшипника качения выражается следующее условие:

Р_э = 105,6 • 10⁴ Н = const (2.37)

т.е. подшипник по выбранному параметру Р_э находится в одном квазистационарном состоянии, которое не изменяется со временем.

Кинетическое уравнение повреждаемости подшипника качения в виде зависимости для оценки скорости изменения параметра состояния во времени - Р_э= dP_э/dt. Учитывая кинетическое уравнение повреждаемости объекта выражается в условие: Р_э= dP_э/dt = 0.

Условие работоспособности подшипника качения запишем в виде:

Р_э = 105,6 • 10⁴ Н < C_пр = 2200 кН - выполняется,

С_пр = 2200 кН - предельная динамическая грузоподъемность подшипника, которую он может воспринимать в течении 1 млн оборотов без усталостного разрушения. Условие работоспособности выполняется, следовательно подшипник находится в работоспособном состоянии по параметру Р_э.

Коэффициент запаса надежности по выбранному параметру Р_э:

(2.38)

Вывод: С позиции статического подхода к оценке надежности нагруженных объектов, подшипник по выбранному параметру Р_э находится постоянно в одном и том же работоспособном состоянии с коэффициентом запаса п_р = 2,08 .

Однако расчетный ресурс t_np = L_hp исследуемых подшипников можно определить, используя эмпирическую зависимость:

(2.39)

Данная зависимость выведена из физического смысла динамической грузоподъемности Спр. Эта физическая величина по определению представляет собой такую динамическую нагрузку, в данном случае С_пр = 4•10⁵ Н.

Поэтому расчетная долговечность для подшипника 2097144 по ГОСТ 6364 рассчитывается по формуле:

(2.40)

Минимальное возможное значение долговечности (ресурса) составляет L_h = 628 ч. Следовательно L_hp < L_h - выполняется, непрерывная работа в течении 626 часов возможна.



2.5 Оценка надежности двигателя по критериям несущей способности

На стане установлен двигатель постоянного тока ДП-52, который имеет мощность N_н = 63 кВт, частоту вращения n = 630 об/мин , обеспечивает плавное изменение скорости в пределах v = 1..2 м/c.

Для подобных станов оценку надежности двигателя по критериям несущей способности проводят для двух случаев:

1) при работе стана на заправочной скорости, когда двигатель со стороны привода действует максимальный момент;

2) при длительной работе стана на максимальной скорости в установившемся процессе, когда двигатель должен обеспечивать мощность, необходимую для пластической деформации полосы в заданных условиях.

Оценка надежности двигателя при кратковременной прокатке на заправочной скорости

В качестве исходных данных примем следующие значения необходимые для расчета:

N_н = 63 кВт - номинальная мощность;

v_э = 1 м/с - скорость прокатки переднего конца полосы при заправке в моталку;

Р = 183,6 кН - усилие прокатки;

М_пр = 2000 Нм - момент прокатки;

м_п = 0,04 - 0,05 - коэффициент трения в подшипниках опорных валков;

d_on = 75 ммм - диаметр шейки опорного валка;

R = 120 мм - радиус ролика рольганга;

i = 1 - передаточное отношение привода.

В качестве параметра состояния двигателя принимаем максимальный статический момент М_р^мах, соответствующий условиям передвижения сляба по роликам. Здесь динамический момент можно принять равным нулю М_дин = 0.

Максимальный статический момент на валу двигателя со стороны привода:

, (2.41)

,

где М_пр = 2000Нм - максимальный момент прокатки;

з = 0,9 - к.п.д. привода;

k_м =1,5 - коэффициент допустимой перегрузки для двигателей постоянного тока.

М_тр1 - момент трения в подшипниках качения ролика рольганга определим:

(2.42)

Уравнение состояний нагруженного объекта представляет собой зависимость, определяющую изменение выбранного параметра во времени - = f(t).

Поскольку параметр состояния Т_р по условию не зависит времени t, то уравнение состояний двигателя вырождается в следующее условие:

М_р^мах = 7293 Нм = const,

т.е. двигатель по выбранному параметру М_р^мах находится в одном работоспособном состоянии, которое не изменяется со временем.

Кинетическое уравнение повреждаемости двигателя в виде зависимости для оценки скорости изменения параметра состояния во времени - М_р^мах = d М_р^мах /dt.

Учитывая повреждаемость объекта кинетическое уравнение вырождается в условие:

М_р^мах = d М_р^мах /dt = 0.

Условие работоспособности двигателя:

М_р^мах = 7293Нм < М_н= 7563 Нм,

где М_н - номинальный (предельный) момент двигателя;

(2.43)

где щ_з -угловая скорость двигателя:

(2.44)

Поскольку условие работоспособности выполняется, двигатель находится в работоспособном состоянии по параметру М_р^мах .

Рассчитаем коэффициент запаса надежности двигателя по выбранному параметру М_р^мах .



(2.45)

Таким образом, в условиях передвижения сляба на заправочной скорости, работоспособность двигателя по критерию несущей способности (параметру М_р^мах ) обеспечена и находится в работоспособном состоянии.

Сформулируем уравнение перехода двигателя в предельное состояние.

Однако, согласно условию параметр его состояния не изменяется во времени - М_р^мах = 7293Нм =const.

Поэтому уравнение перехода двигателя в предельное состояние сформулировать невозможно, т.е. для заданных условий нагружения в любой момент времени t передаваемый момент не может быть равен предельному значению:

М_р^мах = 7293Нм ? М_р = 7563 Нм.

Сформулируем уравнение для оценки долговечности двигателя.

Поскольку параметр состояния объекта имеет постоянное значение - М_р^мах = 7293Нм = const, т.е. условие его работоспособности сохраняется сколь угодно долго, и ее ресурс, согласно уравнению, равен бесконечности:

tпр = ?.

Вывод. С позиций статического подхода к оценке надежности нагруженных объектов, двигатель по выбранному параметру М_р^мах находится в работоспособном состоянии с коэффициентом запаса надежности, равным n_T = 1,04, а следовательно, его ресурс равен бесконечности tпр = ?.

Оценка надежности двигателя при длительном передвижении сляба с максимальной скоростью

В качестве исходных данных примем следующие значения необходимых для расчета параметров:

N_н = 63 кВт - номинальная мощность;

V = 2 м/с - максимальная скорость передвижения металла;

Р_н = 146,1 кН - усилие прокатки в установившемся режиме;

М_пр^Н = 1910 Нм - момент прокатки в установившемся режиме;

м_п = 0,04 - 0,05 - коэффициент трения в подшипниках опорных валков;

d_on = 75 мм - диаметр шейки опорного валка;

R = 120 мм - радиус ролика рольганга;

i = 1 - передаточное отношение привода.

В качестве параметра состояния двигателя принимаем максимальную статическую нагрузку на двигатель - мощность N_рст^мах, со стороны привода при длительному передвижению металла с максимальной скоростью.

Максимальная статическая нагрузка на валу двигателя при длительной эксплуатации

(2.46)

где N_ст- статическая нагрузка при прокатке на бочке роликов:

N_ст = (М_пр^Н + М_тр1) ?щ_в =(1910 + 52,6)•16,66 = 32697 Вт = 32,7 кВт (2.47)

где щв - максимальная угловая скорость вращения роликов при максимальной скорости передвижения.

(2.48)



Момент трения Мтр1 подшипниках качения ролика определим:

М_тр1 = Р^н ? м_п • d_on • R = 146,1 • 10³ • 0,04• 0,075 • 0,12 = 52,6 Нм (2.49)

где з_П =0,88 - к.п.д. привода;

k_N =1,5 - коэффициент допустимой перегрузки для двигателей постоянного тока.

Уравнение состояний нагруженного двигателя при длительной прокатке представляет собой зависимость, определяющую изменение выбранного параметра мощность - N_рст^мах , во времени , N_рст^мах =f(t).

Поскольку параметр состояния N_рст^мах , по условию не зависит времени t, то уравнение состояний двигателя вырождается в следующее условие:

N_рст^мах = 24,77 кВт = const,

т.е. двигатель по выбранному параметру N_рст^мах , находится в одном квазистационарном состоянии, которое не изменяется со временем.

Кинетическое уравнение повреждаемости двигателя в виде зависимости для оценки скорости изменения параметра состояния во времени:

N_рст^мах = d N_рст^мах /dt.

Учитывая повреждаемость объекта кинетическое уравнение вырождается в условие:

N_рст^мах = d N_рст^мах /dt = 0. (2.50)



Условие работоспособности двигателя:

N_рст^мах = 24,77 кВт < N_н = 63 кВт,

где N_н = 63 кВт - номинальная (предельная) мощность двигателя;

Поскольку условие работоспособности выполняется, двигатель при длительной эксплуатации находится в работоспособном состоянии по параметру N_рст^мах .

Коэффициент запаса надежности двигателя по выбранному параметру N_рст^мах .

(2.51)

Сформулируем уравнение перехода двигателя в предельное состояние.

Однако, согласно условию параметр его состояния не изменяется во времени - N_рст^мах = 24,77 кВт = const..

Поэтому уравнение перехода двигателя в предельное состояние сформулировать невозможно, т.е. для заданных условий нагружения в любой момент времени t максимальный передаваемый момент не может быть равен предельному значению: N_рст^мах = 24,77 кВт ? N_н = 63 кВт.

Поскольку параметр состояния объекта имеет постоянное значение N_рст^мах = 24,77 кВт = const , т.е. условие его работоспособности сохраняется сколь угодно долго, то его ресурс, равен бесконечности:

Вывод. С позиций статического подхода к оценке надежности нагруженных объектов, двигатель по выбранному параметру N_рст^мах находится постоянно (сколь угодно долго) в одном и том же работоспособном состоянии с коэффициентом запаса надежности, равным п_Т = 2,54, а, следовательно, его ресурс равен бесконечности - t_np = ?. Двигатель находится в работоспособном состоянии с более чем двукратным запасом надежности.

Во втором разделе работы дана качественная и количественная оценка надежности привода ролика рольганга по различным критериям. С этой целью для заданных условий работы рольганга по выбранным критериям:

- проведен контроль и определен вид технического состояния наиболее нагруженных деталей и узлов привода ролика рольганга;

- дана количественная оценка их надежности (работоспособности) с помощью коэффициента запаса надежности.

Таблица 2.2. Результаты оценки состояния надежности элементов привода рольганга

Наименование элемента (номер подраздела)	Критерий работоспособности (параметр состояния)	Вид состояния	Запас надежности
Муфта главного привода (п. 2.2.1)	Критерий несущей способности (Тр)	Работоспособное
Муфта главного привода (п. 2.2.2)	Критерий динамической грузоподъемности (долговечности Lhp)	Неработоспособное	=1,5
Зубчатое зацепление муфты (п. 2.2.3)	Критерий усталостной прочности зубьев при изгибе (уmax)	Работоспособное	пу = 2,8
Бочка и шейка ролика (п. 2.3.1)	Критерий статической прочности на изгиб (уmax)	Работоспособное	пу = 5468
Бочка и шейка ролика (п. 2.3.2)	Критерий кинетической прочности на изгиб (uвт)	Работоспособное	пut = 5,8
Подшипники качения (п. 2.4)	Критерий динамической грузоподъемности (долговечности Lhp)	Неработоспособное	пр = 0,8
Двигатель главного привода (п. 2.5.1)	Критерий несущей способности при кратковременных перегрузках (Mmax р)	Работоспособное	пМ = 1,04
Двигатель привода (п. 2.5.2)	Критерий несущей способности при длительной работе(Nmax)	Работоспособное	пN = 2,54



Заключение

В соответствии с заданием в данном курсовом проекте выполнены следующие работы:

Изучен технологический процесс прокатки и принципиальное устройство привода роликов рабочего рольганга стана 2500 горячей прокатки.

Проведено рабочее техническое диагностирование агрегатов и приводов прокатного стана, особенно рабочего рольганга, в процессе которого установлено местоположение и причины повреждений ряда технических объектов и проанализированы их возможные последствия. К основным повреждениям оборудования, снижающим надежность и сдерживающим производительность стана, следует отнести разрушение муфт и подшипников качения, которое приводит к отказу привода.

3. Доказано, что выявленные недостатки приводят к значительному

снижению технических и экономических показателей работы стана.

4. Проведен контроль и определен вид технического состояния наиболее нагруженных деталей и узлов привода роликов рабочего рольганга.

Дана количественная оценка их надежности (работоспособности) с помощью детерминистического коэффициента безопасности (запаса надежности).

Установлено, что все детали и узлы привода находятся в работоспособном состоянии для заданных условий нагружения (прокатки) за исключением муфт и подшипников качения, которые подвержены разрушению.

Доказано, что привод в целом неработоспособен по критерию динамической грузоподъемности зубчатой муфты и критерию динамической грузоподъемности подшипников качения.

Результаты проведенной работы показывают, что для устранения обнаруженных недостатков и повышения надежности оборудования прокатного стана должны быть найдены решения.



Список использованных источников

Анцупов В.П., Корчунов А.Г., Анцупов А.В. (мл.), Савельева Р.Н. Методические указания по выполнению первого курсового проекта студентами направления 150400 - Технологические машины и оборудование. Магнитогорск: ГОУ ВПО «МГТУ», 2011. 41с

Анцупов В.П., Корчунов А.Г. Анцупов А.В. (мл.), Анцупов А.В. Основы диагностики и надежности технических объектов: Учебное пособие. - Магнитогорск: МГТУ, (проект 2012.-100с).

Технологическая инструкция ЛПЦ-4. Магнитогорск.: ОАО ММК, 1996. - 45 с.

Комплект конструкторской документации (рабочий проект) на оборудование ЛПЦ-4. Магнитогорск.: ОАО ММК, 1996.

ГОСТ 20911-89 Техническая диагностика. Термины и определения. - М.: Изд-во стандартов, 1990 -12 с.

ГОСТ 27.002 - 89 Надежность в технике. Основные понятия. Термины и определения. - М.: Изд-во стандартов, 1990 -37 с.

Королев А.А. Конструкция и расчет машин и механизмов прокатных станов. - М.:Металлургия, 1985. - 374 с.

Лукашкин Н.Д., Кохан Л.С., Якушев A.M. Конструкция и расчет машин и агрегатов металлургических заводов. - М.: ИКЦ «Академкнига», 2003.-456 с.

Гулидов И.Н. Оборудование прокатных цехов (эксплуатация, надежность): Учеб. пособие для студентов сред. спец. учеб. заведений. - М.: Интермет Инжиниринг, 2004. -320 с.:ил.

Анцупов В.П., Анцупов А.В. (мл.), Анцупов А.В. Изучение, расчет и исследование приводов прокатных станов: Учебное пособие. - Магнитогорск: МГТУ, 2009.-100 с.

Размещено на Allbest.ru

...