Содержание к диссертации
Введение
1. Современное состояние проблемы создания трансмиссий высокомоментных главных приводов прокатных клетей 10
1.1. Анализ схемных решений трансмиссий высокомомент-ных главных приводов 10
1.2. Динамические нагрузки в трансмиссиях главных приводов 23
1.3. Мероприятия, направленные на повышение работоспособности элементов трансмиссий главных приводов 27
1.4. Выводы 41
2. Теоретическое исследование движения универсального шпинделя перед захватом заготовки валками 44
2.1. Описание расчетных схем 44
2.2. Взаимодействие между элементами в лопастном шарнире 56
2.3. Исследование процесса раскрытия зазоров в головках универсального шпинделя 96
2.4. Выводы 129
3. Исследование геометрии и кинематики зацепления зубчатого шпинделя . 131
3.1. Расчет характеристик контакта в зацеплении зубчатого шпинделя 131
3.2. Расчет скоростей скольжения в зацеплении зубчатого шпинделя .163
3.3. Исследование характеристик контакта в зацеплении 171
3.4. Выводы 184
4. Экспериментальные исследования шпиндельных устройств и разработка рекомендаций по усовершенствованию их конструкций 186
4.1. Методика измерения зазоров в головках универсальных шпинделей 186
4.2. Результаты исследования процесса изменения зазоров в соединении универсального шпинделя 194
4.3. Разработка рекомендаций по совершенствованию конструкций устройств уравновешивания универсальных шпинделей ...202
4.4. Разработка рекомендаций по совершенствованию конструкции зубчатых шпинделей 222
4.5. Выводы 234
5. Выбор рациональных параметров трансмиссий главных приводов прокатных клетей 240
5.1. Постановка задачи ...240
5.2. Модель формирования динамических нагрузок в трансмиссии 242
5.3. Схематизация нагружения элементов трансмиссии 255
5.4. Решение задачи выбора рациональных параметров 260
5.5. Выводы 265
6. Экспериметальные исследования трансмиссий главных приводов и разработка рекомендаций по совершенствованию их конструкций 266
1. Экспериментальные исследования динамических нагрузок в трансмиссиях главных приводов 266
2. Сравнение результатов экспериментальных исследований динамических нагрузок с расчетными данными 282
3. Практическая реализация методики выбора рациональных параметров трансмиссий главных приводов 287
4. Разработка новой конструктивной схемы высокомоментной трансмиссии главного привода 295
Выводы 303
Общие выводы и основные результаты 306
Библиографический список 311
Приложение 326
- Динамические нагрузки в трансмиссиях главных приводов
- Взаимодействие между элементами в лопастном шарнире
- Расчет скоростей скольжения в зацеплении зубчатого шпинделя
- Результаты исследования процесса изменения зазоров в соединении универсального шпинделя
Введение к работе
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 тол столи стовьгх 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».
Динамические нагрузки в трансмиссиях главных приводов
Известно что, в дополнение к значительным технологическим моментам, которые должны передавать трансмиссии главных приводов, при захвате заготовки в элементах трансмиссий формируются динамические нагрузки [3, 24, 35, 43, 49, 62, 65, 77, 82, 90]. Эти динамические нагрузки могут значительно превышать технологические и оказывают негативное влияние на работоспособность элементов трансмиссий. Как показывают исследования, уровень динамических нагрузок, возникающих в главных линиях приводов прокатных станов при захвате металла валками, существенно зависит от зазоров, формирующихся в соединениях универсальных шпинделей с рабочими и шестеренными валками на стадии холостого хода [18, 26, 38, 50, 73, 95]. Вследствие особенностей конструкции и эксплуатации приводов большинства прокатных станов на долю шпиндельного участка приходится до 90% суммарного углового зазора в линии привода [60, 92]. Угловой зазор в головках универсальных шпинделей обычно составляет 10...20 мрад. Линейные зазоры между бронзовыми вкладышами и лопастью валковой муфты могут достигать 3...5 мм. Динамические нагрузки, обусловленные наличием этих зазоров, часто превышают установившиеся значения в несколько раз и являются одной из основных причин разрушения элементов главных линий.
Известно [19, 20, 22, 20, 59, 84], что раскрытие зазоров в соединениях приводов при работе на холостом ходу происходит под действием сил веса, усилий в зацеплении зубчатых передач, а также под действием центробежных сил или от динамической неуравновешенности собственно вращающихся деталей при значительных скоростях вращения.
Тяжелые шпиндели в приводах рассматриваемых клетей снабжены устройствами, обеспечивающими их статическое уравновешивание. Схема простейшего пружинного уравновешивающего устройства приведена на рис. 1.7. Применение уравновешивающих устройств позволяет снизить нагрузки, действующие в головках универсальных шпинделей, а также уменьшить зазоры, раскрывающиеся в головках универсальных шпинделей при работе привода на холостом ходу.
В клетях толстолистовых станов и черновых клетях широкополосных станов горячей прокатки скорость прокатки, как правило, не превышают величины 4 м/с, а соответствующая этой скорости частота вращения валков не превышает 70 обIмин. В таких относительно тихоходных клетях основное влияние на раскрытие зазоров в шпиндельных устройствах при работе клети на холостом ходу оказывают весовые нагрузки шпинделей. Неправильная настройка устройства уравновешивания шпинделя приводит к возникновению эффекта переваливания шпинделя, в поле зазоров [84], имеющихся в соединении головок универсального шпинделя. Это переваливание сопровождается периодическими соударениями в соединениях головок и периодическим раскрытием зазоров.
Для таких клетей степень раскрытия зазоров существенно зависит от трения в подшипниковых опорах рабочих и опорных валков клети и настройки устройств уравновешивания универсальных шпинделей. Значительный момент трения холостого хода получается в подшипниковых опорах скольжения открытого типа. В опорах рабочих и опорных валков современных клетей толстолистовых станов и черновых клетей широкополосных станов горячей прокатки широкое применение получили подшипники качения и гидродинамические подшипники жидкостного трения. Такие подшипники обеспечивают лишь незначительные моменты трения, которые практически не способствуют замыканию зазоров в трансмиссии при работе клети на холостом ходу. В связи с этим, решающее значение для обеспечения замыкания зазоров в головках универсального шпинделя имеет конструкция и настройка уравновешивающего устройства. Этот факт подтверждается результатами исследований, выполненными на шпиндельных устройствах черновых клетей широкополосного стана 2000 горячей прокатки Ново-Липецкого металлургического комбината. Было установлено, что как переуравновешивание, так и недоуравновешивание шпинделя приводит к раскрытию зазоров в головках универсального шпинделя при работе клетей на холостом ходу.
Основными мероприятиями, направленными на повышение работоспособности элементов трансмиссий главных приводов, являются выбор рациональной схемы трансмиссии и снижение динамических нагрузок.
Снижение динамических нагрузок в элементах трансмиссий, как было отмечено выше, может быть получено за счет уменьшения зазоров, раскрывающихся в шпиндельных соединениях при работе рабочей клети на холостом ходу.
Другим направлением снижения динамических нагрузок является направление, связанное с выбором рациональных упруго-массовых параметров (жесткостей и моментов инерции) собственно элементов трансмиссии, определяющих динамические переходные процессы в главном приводе [1, 30, 35]. Частично проблемы, связанные с подбором упруго-массовых параметров трансмиссии, при которых может быть обеспечено снижение динамических нагрузок, рассмотрены в работе [33]. В этой работе, на примере привода вертикальной клети непрерывно-заготовочного стана 900/700/500, было показано, что изменение жесткости промежуточного вала в приводе вертикальной клети позволит на 40....60% снизить динамические нагрузки, действующие в зубчатых передачах редуктора. Однако общая методика выбора оптимальных упруго-массовых параметров трансмиссии, которая позволила бы проанализировать влияние всех возможных конструктивных изменений элементов трансмиссии, в настоящее время отсутствует.
Взаимодействие между элементами в лопастном шарнире
Рассмотрим подробно взаимодействие в лопастном шарнире, соединяющем универсальный шпиндель и шестеренный валок (рис.2.5). Головка шпинделя 1 соединяется с лопастью 2 рабочего или шестеренного валка. Это соединение содержит бронзовые вкладыши 3 и сухарь 4. Передача усилий- от валка к шпинделю происходит через бронзовые вкладыши. Соединения, входящие в этот универсальный шарнир, являются подвижными, поэтому они имеют исходные зазоры. Эти зазоры в процессе эксплуатации увеличиваются. В соответствии с рисунком линейные зазоры в шарнире, соединяющем шпиндель с шестеренным валком, равны Д1, = d\ - d\ и А\ = h\ - h\ (верхний индекс 1 означает, что рассматривается соединение шпинделя и шестеренного валка). В этих значениях зазоров также учтены зазоры, имеющиеся между вкладышами и головкой шпинделя, а также зазоры между сухарем и вкладышем.
Прежде, чем рассматривать взаимодействие между элементами шарнира сформулируем следующие допущения: 1. Перемещение центра масс шпинделя (точка О2) в направлении оси 0Z равно нулю (zQl =0). 2. Силами трения между элементами шарнира пренебрегаем ввиду их незначительности при работе привода на холостом ходу. 3. Массой вкладышей и сухарей пренебрегаем. 4. Вследствие допущений 2 и 3 усилия взаимодействия, возникающие при контакте вкладышей и сухарей шарниров с лопастями, становятся отличными от нуля только после того, как рабочие поверхности А1-А1 (А2-А2) вкладышей и Г,-Г, (Г2-Г2) сухарей займут положение параллельное осям валков. Поэтом будем считать, что при работе шпинделя постоянно сохраняется параллельность плоскостей АХ-АХ{А2-А2) и Г, -Гі (Г2 -Г2) оси валка, с которым сопрягается данный шарнир. Для анализа процесса взаимодействия между элементами лопастного шарнира в месте сопряжения шпинделя с шестеренным валком введем вспомогательные системы координат (рис.2.6): 1. Система K2X0(O2XX2X0Y2X0Z2X0). Начало О21 этой системы расположено в геометрическом центре универсального шарнира, а ее координатные оси параллельны координатным осям неподвижной системы координат К. 2. Система x2l0Z(o2lX2wzY2i0ZZ2l0Z)t жестко связанная с сухарем. В соответствие с допущением 4 ось O2lZ2l0Z параллельна оси OxZx системы координат К1, а плоскость x2X0ZO2XY2i0Z параллельна плоскости XxOxYx. Взаимное расположение систем К2Х0 и K2X0Z характеризуется углом поворота сухаря p2l0Z. 3. Система K2X0zr(o2xX2X0ZrY2X0ZrZ2X0Zr), жестко связанная с вкладышами. Ось o2l0Y2X0Zr совпадает с осью o2l0ZY2X0ZX. Взаимное расположение систем K2X0ZY и K2X0Z характеризуется углом поворота сухаря cp2l0ZY относительно вкладышей. 4. Система координат K2x(o2xX2xY2XZ21), жестко связанная со шпинделем. Оси этой системы параллельны соответствующим осям системы координат К2. Угловое положение K2X0ZY относительно системы координат К2Х характеризуется углом p2l0zrx. 5. Система координат KX2(0X2Xx2YnZn). Ось Ox2Zn этой системы совпадает с осью OxZx системы координат Кх, жестко связанной с шестеренным валком, а оси Ох2Хп и Ox2Yn параллельны осям оси ОхХх и О Г1. Таким образом угол поворота системы К12 совпадает с углом р10 поворота шестеренного валка. В дополнение к этому плоскость Xx20X2Yu совместим с плоскостью x2X0ZO2xY2X0Z. При рассмотрении взаимодействия в дальнейшем будем использовать как плоскость Xx2Ox2Yn, так и плоскость x210ZO2XY2l0Z. С учетом того, что принцип перехода от системы координат К20 к системе координат К2 был выбран таким же как и принцип перехода от системы К2Х0 к системе координат К2Х через системы координате2102 и K2xozr, связанные с сухарем и вкладышами, углы поворота систем координат будут совпадать, т.е. p20Z = plxoz, p20Zr = p210zr и p2ZYX = p2l0Ztx. Матрица перехода от системы К210 к системе К" будет равна А20.
В процессе вращения привода происходит периодическое соударение головок шпинделя с хвостовиком шестеренного валка. Эти соударения происходят через вкладыши и сухари, составляющие универсальные шарниры. С учетом принятых допущений можно считать, что плоские поверхности вкладышей, взаимодействующие с лопастями хвостовика шестеренного валка, всегда остаются параллельными оси вращения шестеренного валков. Аналогично боковые поверхности сухарей остаются параллельными прорезям в хвостовике шестеренного валка. В силу этого достаточно рассматривать взаимные перемещения элементов шарнира в любой плоскости, перпендикулярной осям вращения рабочего и шестеренного валков.
Рассмотрим процесс взаимодействия элементов универсального шарнира, соединяющего шпиндель и шестеренный валок. Наиболее удобно расположение поверхностей взаимодействующих элементов (лопастей, сухарей и вкладышей) описывать в сечении плоскостью x2i0ZO2 Y2 0Z системы координат K2l0Z, жестко связанной с сухарем.
Расчет скоростей скольжения в зацеплении зубчатого шпинделя
Кроме нагрузок, действующих в зацеплении, на износ поверхности зубьев оказывает влияние также скорость относительного скольжения зубьев в точке контакта. Оценим скорость относительного скольжения поверхности зубьев втулки и обоймы. Для этого будем использовать системы координат Q3BX3By3BZ3B и Q30jr30y3oZ3o жестко связанные, соответственно, с зубчатой втулкой и зубчатой обоймой. В данном случае эти системы координат являются подвижными.
В каждый рассматриваемый момент времени модули со33 и со30 векторов угловых скоростей зубчатой втулки и зубчатой обоймы не являются независимыми величинами. Связь между этими величинами можно найти, если совместно рассмотреть скорости Vp и Vp . Для того, чтобы определить зависимость скорости относительного скольжения от углового (угол /?) положения зуба относительно оси перекоса будем считать, что в рассматриваемый момент времени ось 0ю Xю системы координат 030X30Y30Z30, связанной с обоймой совпадает с осью О0Х неподвижной системы координат 0XYZ. В этом случае для определения точек контакта можно воспользоваться полученными выше результатами, с помощью которых определялся вид контакта и координаты точек контакта зубьев в зависимости от угла /3. При рассмотрении скоростей будем считать, что в точке касания отсутствует взаимное внедрение контактирующих поверхностей. Условие отсутствия взаимного внедрения будет зависеть от вида взаимного контакта поверхностей. Рассмотрим отмеченные выше шесть вариантов взаимного контакта поверхностей зубьев втулки и обоймы.
Аналогично можно рассмотреть второй, третий и четвертый варианты, при которых происходит контакт боковой поверхности зуба обоймы с верхней кромкой зуба втулки, боковой кромкой зуба втулки или угловой точкой, являющейся точкой пересечения верхней и боковой кромок зуба втулки.
Во всех этих вариантах должны равняться между собой составляющие скоростей, контактирующих точек зубьев втулки и обоймы, направленные по нормали (3.50) к поверхности зуба обоймы. В связи с этим все выкладки, приведенные выше, останутся без изменений. Соотношение угловых скоростей втулки а зв и обоймы со30 также будет определяться соотношением (3.56), а скорость относительного скольжения зависимостью (3.57).
В пятом варианте контакт происходит между боковой поверхностью зуба втулки и нижней кромкой зуба обоймы. В этом варианте должны равняться между собой составляющие скоростей, контактирующих точек зубьев втулки и обоймы, направленные по нормали к поверхности зуба втулки. Единичный вектор ё" этой нормали может быть определен на основании соотношений (3.36) по аналогии (3.50).
В шестом варианте контакт происходит между нижней кромкой зуба обоймы и боковой кромкой зуба втулки. Определим направление, в котором составляющие скоростей точек зуба и обоймы, совпадающих с точкой контакта, равны между собой. Пусть Uk - точка контакта. Эта точка является точкой пересечения прямой, представляющей нижнюю кромку зуба обоймы, и кривой, представляющей боковую кромку зуба втулки. Касательная, проведенная к боковой кромке зуба втулки в точке Ut и прямая, представляющая нижнюю кромку образуют вместе плоскость.
Результаты исследования процесса изменения зазоров в соединении универсального шпинделя
Результаты экспериментального исследования процесса изменения зазоров при вращении шпинделя без нагрузки подтвердили основные выводы, полученные на основании теоретических расчетов.
Осциллограммы показывают, что даже при незначительной неуравновешенности шпинделя зазоры в универсальном шарнире начинают раскрываться. Разность углов поворота, т.е. угловой зазор в универсальном шарнире, и вертикальное перемещение центра масс шпинделя имеет периодический вид с периодом, равным времени одного оборота шпинделя. При точной настройке уравновешивающего устройства (рис.4.6а) наблюдается постоянный выбор углового зазора. На основании анализа экспериментальных данных было установлено влияние трения в подшипнике уравновешивающего устройства на процесс раскрытия зазоров в головке универсального шпинделя, расположенной у шестеренной клети. Обозначим через кн {кн 1) степень недоуравновешивания шпинделя, а через кп (кп 1) обозначим степень переуравновешивания шпинделя. При одинаковой степени неуравновешивания шпинделя (1-кн =кп-ї) степень раскрытия зазоров в переуравновешенном шпинделе ниже, чем степень раскрытия зазоров в недоуравновешенном шпинделе. Таким образом, трение в подшипнике уравновешивающего устройства способствует закрытию зазоров в головке шпинделя, расположенной у шестеренной клети. Этот результат также получен при теоретическом исследовании в разделе 2 процесса раскрытия зазоров в головке универсального шпинделя.
Измерения, проведенные при углах перекоса в диапазоне от 0 до 2, показали, что при существующих угловых скоростях вращения валков угол перекоса шпинделя не влияет на характер движения шпинделя.
Электропривод лабораторного стана 160 позволял регулировать угловую скорость йз10 шестеренного валка в пределах от 2,1 рад/с до 5,2 раді с. Влияние изменения угловой скорости в указанных пределах на движение шпинделя обнаружить не удалось.
В соответствии с теоретическими расчетами для геометрических и упруго-массовых параметров исследуемого шпиндельного устройства такие угловые скорости являются малыми. Поэтому в условиях эксперимента не могли значимо проявиться динамические эффекты, связанные с наличием динамической неуравновешенности шпинделя, неравномерностью вращения тела шпинделя, из-за наличия углов перекоса в универсальных шарнирах, а также центробежные силы и гироскопический эффект. Таким образом, основной причиной раскрытия зазоров в универсальных шарнирах для клетей с небольшими угловыми скоростями вращения валков является нерациональная настройка уравновешивающего устройства. В процессе проведения эксперимента исследовалось влияние настройки уравновешивающего устройства на процесс изменения зазоров в универсальном шарнире.
Настройку устройства уравновешивания шпинделя желательно производить на основе информации о фактических зазорах, раскрывающихся в головках универсального шпинделя на холостом ходу. Однако, непосредственное измерение зазоров в соединениях универсального шпинделя в условиях действующего прокатного стана является достаточно сложной технической проблемой.
Применение измерителя зазоров, использованного в процессе лабораторных исследований, невозможно в связи с присутствием рядом с головкой шпинделя горячего металла и большего количества охлаждающей воды. Кроме того, нельзя использовать датчик, выходящий за габариты шпинделя.
Поэтому была поставлена задача оценки процесса образования зазоров при работе привода на холостом ходу по каким-либо косвенным параметрам, измерение которых не представляло бы больших технических сложностей. В качестве такого параметра оказалось возможным использовать амплитуду вертикальных колебаний центра масс шпинделя. Измерение амплитуды вертикальных колебаний шпинделя можно производить непосредственно, используя конструкция механизма уравновешивания шпинделя, а также реализовать такое измерение существенно проще, чем реализовать измерение непосредственно зазоров в головке шпинделя.
Связь между амплитудой вертикальных колебаний шпинделя и зазорами в головке шпинделя для относительно тихоходных клетей была установлена в процессе проведения экспериментальных исследований на лабораторном стане 160. На рис.4.7 представлена запись процесса настройки уравновешивающего устройства.
В начале настройки шпиндель был недоуравновешен. При этом зазоры в шпиндельном соединении (кривая 1 на рис.4.7) периодически раскрывались, а амплитуда вертикальных колебаний центра масс шпинделя (кривая 2 на рис.4.7) достигала значений равных 1,64мм. При перемещении основания подпружиненной опоры (поз.4 на рис.4.1) вверх степень недоуравновешенности шпинделя уменьшалась. При этом амплитуда вертикальных колебаний шпинделя уменьшалась и, соответственно, уменьшалась степень раскрытия зазоров в головке шпинделя. При достижении условий точного уравновешивания (коэффициент уравновешивания «1) амплитуда вертикальных колебаний шпинделя и степень раскрытия зазоров в головке шпинделя достигли минимальных значений. При дальнейшем перемещении вверх подпружиненной опоры получается переуравновешенный шпиндель (коэффициент уравновешивания шпинделя к 1). При такой настройке уравновешивающего устройства снова начинает расти амплитуда вертикальных колебаний шпинделя, а также начинают периодически раскрываться зазоры в соединениях головки шпинделя. Таким образом, уменьшая путем настройки уравновешивающего устройства амплитуду вертикальных колебаний шпинделя, мы уменьшаем раскрытие зазоров в соединениях универсального шпинделя.
Такая же связь между амплитудой вертикальных колебаний и раскрытием зазоров в универсальных шарнирах шпинделя была установлена на основе исследования математической модели, приведенной в главе 2.
На основании выявленных закономерностей оказалось возможным предложить новый способ настройки устройства, обеспечивающего уравновешивание шпинделя [122]. В соответствии с этим способом, измеряя величину вертикальных колебаний центра масс шпинделя во время работы привода на холостом ходу, перемещают основание подпружиненной опоры и находят такое положение, при котором размах становится минимальным, и фиксируют основание в этом положении.
