Научно-исследовательская работа (стр. 11 )

Условие прочности соблюдено.

Максимальный расчетный момент, передаваемый зацеплением.

(34)

где К – расчетный коэффициент;

(35)

где - коэффициент ширины 1,65

- коэффициент концентрации 1,1

- коэффициент качества 1,2

Момент зацепления

(36)

Максимальное напряжение сдвига.

(37)

где А – межосевое расстояние клети 1000мм

б – рабочая ширина зубьев, с учетом проточки 1900 мм

i – передаточное число

Напряжение кручения в шейке валка.

(40)

Напряжение изгиба у галтели шейки.

(41)

где

d – диаметр шейки валка

Результирующие напряжение.

(42)

где =2,8; =2,2 – коэффициенты концентрации напряжений.

2.6.3 Расчет подшипника в опорах рабочего валка

Расчет подшипника в опорах рабочего валка выполнен по методике приведенной в [1, 8]. В качестве подшипника для рабочих валков примем роликоподшипник радиальный конический четырехрядный 77180.

Условие для оценки ресурса подшипника можно записать в виде критерия несущей способности – критерия динамической грузоподъемности [1, с. 98]:

    (2.31)

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

    (2.32)

где  Cp  - расчетное значение динамической грузоподъемности, определяемое заданными выше условиями нагружения (прокатки).

Условие для оценки состояния подшипника (2.31) чаще записывают [1] в виде критерия долговечности:

  ,  (2.31’)

а коэффициент запаса его надежности на исследуемый момент времени определяют отношением

    (2.32’)

Здесь Lhp - расчетная долговечность подшипника, определяемая условиями нагружения (прокатки), в часах;

- рекомендуемая минимальная долговечность установленного подшипника, определенная по справочным данным [1] для оборудования с короткими периодами работы.

Переход от условий (2.31) и (2.32) к условиям (2.31ґ) и (2.32Ѕ) возможен, так как между параметрами C и Lh  установлена однозначная эмпирическая зависимость

Для определения вида технического состояния подшипников рабочих валков по условию (2.31ґ) и значения коэффициента запаса их надежности по выражению (2.32Ѕ), рассчитаем значение расчетной долговечности, соответствующее условиям прокатки, представленным выше (п. 2.1).

С этой целью используем указанную выше [1] зависимость:

где  - базовая (номинальная) [12] динамическая грузоподъемность установленного подшипника 77124;

- расчетная эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на подшипник опорного валка при заданных условиях прокатки.

Здесь– коэффициент радиальной силы [1];

- коэффициент вращения внутреннего кольца [14];

- расчетная радиальная нагрузка на подшипник при прокатке; (- усилие прокатки);

– коэффициент безопасности для нагрузки с умеренными толчками [1];

температурный коэффициент для Т = (100...125)°С [1];

3,33 - показатель степени для роликовых подшипников;

- частота вращения валков.

Здесь угловая скорость валков, см. п. 2.1.

Согласно [1], проверим соответствие значения контролируемого параметра его предельному справочному значению по условию долговечности (2.31ґ), и установим вид состояния подшипника на исследуемый момент времени:

Поскольку условие работоспособности (2.31ґ) выполняется, вид технического состояния подшипника по критерию несущей способности (параметру) признается как «работоспособное».

Коэффициент запаса надежности подшипника на рассматриваемый момент времени по условию (2.32Ѕ) будет равен:

Для обеспечения работоспособности подшипников по критериям динамической грузоподъемности (параметру) или долговечности (по параметру ), установлен [1] диапазон допустимых значений коэффициента безопасности: . Поэтому после определения расчетного значения по выражению (2.32’), его следует сравнить со значением и сделать вывод о рациональности состояния подшипника [1].

Так как

,

следует считать, что в заданных условиях нагружения (прокатки) работоспособность (ресурс) подшипников по критерию долговечности обеспечена с превышением рационального запаса надежности. Другими словами, установленный подшипник будет работоспособным и в более тяжелых условиях нагружения, при прокатке полос из материалов с повышенными механическими характеристиками.

2.6.4 Определение вида состояния и оценка надежности муфты главного привода

В приводе механизма качания установлена муфта, соединяющая валы двигателя и шестеренной клети диаметром d = 57,5мм. В соответствии с ГОСТ 20761-80, номинальное значение крутящего момента, передаваемого муфтой в установившемся режиме, составляет [12].

Условие для оценки (контроля) технического состояния муфты можно записать в виде критерия несущей способности [2, п.2.4.3]:

  ,  (2.33)

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

 

где - максимальное расчетное значение передаваемого муфтой момента в заданных условиях прокатки.

Для определения вида технического состояния муфты по условию (2.33) и значения коэффициента запаса ее надежности по выражению (2.34), рассчитаем значение передаваемого момента, соответствующее условиям прокатки, представленным в контрольном примере (см. п. 2.2.2).