Исследование напряженного состояния деталей уравновешивающего устройства клети

ВВЕДЕНИЕ

Развитие металлургической промышленности, ее эффективности, производительности, качества продукции - основные направления, которым уделяется особое внимание в нашей стране.

В первую очередь данные задачи необходимо решать на крупных металлургических предприятиях Донецкого региона, т.к. они являются не только поставщиками сырья для машиностроительного комплекса, но и одним из крупнейших экспортеров Украины.

Для решения задач, которые встают перед металлургическими предприятиями, специалистам необходимо досконально знать технологию производства, конструктивные особенности оборудования, способы его диагностирования и т.д.

Долговечность оборудования является одной из основных проблем, решаемых металлургическим предприятием. На современном уровне развития предприятий Черной Металлургии Украины наиболее распространены два подхода к решению этой проблемы. А именно: первый подход это совершенствование либо разработка новых, более совершенных, конструкций оборудования; второй подход это разработка новых, либо совершенствование известных ремонтных технологий. В большинстве случаев решение этих двух проблем дает желательный эффект - повышение долговечности оборудования и снижение стоимости его обслуживания.

Прокатное производство является высокоразвитым комплексом механизмов и машин, основную долю из которых составляют рольганги.

Конструкция уравновешивающего устройства, используемая в главной линии клети 950 обжимного стана ЗАО ММЗ "Истил (Украина)", характеризуется рядом недостатков, которые вызывают периодические поломки и соответственно потери продукции и простои стана. В связи с этим возникает заменить существующую конструкцию устройства на усовершенствованную.

Для реализации поставленной задачи, прежде всего, необходимо рассмотреть условия нагружения отдельных элементов устройства, провести исследования по изучению напряженно-деформирвоанного состояния, выполнить прочностные расчеты. Все это позволит обоснованно предложить новую конструкцию уравновешивающего устройства и разработать рекомендации по ее внедрению в цехе.

1. Описание существующей и усовершенствованной конструкций уравновешивающих устройств шпиндельных соединений обжимных клетей прокатных станов

1.1 Описание и анализ существующей конструкции уравновешивающего устройства

В обжимном цехе ММЗ "Истил (Украина)" для уравновешивания шпинделей клети 950 используется гидравлическое устройство, схема которого показана на рисунке 2. Данное устройство содержит верхние балки 1 и нижние балки 4.Каждый шпиндель установлен на двух подшипниках 2 с баббитовой заливкой, опирающихся на пружины, расположенные на продольных балках 1 и 4 уравновешивающего устройства. Со стороны электродвигателей концы балок шарнирно соединены с кронштейнами на поперечной балке, лежащей на фундаменте. Со стороны валков балки нижнего шпинделя опираются на литую стойку 3, установленную на фундаменте, а балки верхнего шпинделя при помощи дву тяг 10 подвешенны к траверсе 11, соединенной с плунжером гидравлического цилиндра 9, установленного на кронштейне вверху станины рабочей клети.

Рисунок 2 - Гидравлическое уравновешивающее устройство шпинделей клети 950

Недостатками устройства являются следующие особенности. Конструкция содержит жесткие опорные элементы в виде вкладышей, установленных в корпусах, которые прикреплены к балкам. Соединение тяг уравновешивающего механизма с траверсой, связанной с верхними балками, выполнено жестко, что значительно снижает срок службы уравновешивающего устройства из-за невозможности обеспечить равномерное нагружение его элементов. В процессе эксплуатации происходит изнашивание вкладышей шпинделя и вкладышей опорных элементов, что приводит к смещению в пространстве геометрической оси вала шпинделя относительно его оси вращения. В результате этого возникает центробежная сила, вызывающая поперечные колебания вала шпинделя и дополнительные ударные нагрузки, воздействующие на опорные элементы уравновешивающего устройства. Эти дополнительные нагрузки вызывают усталостное разрушение вкладышей опорных элементов и уменьшают срок службы уравновешивающего устройства. Кроме того, в существующей конструкции происходят частые отказы резьбовых соединений, используемых для крепления тяг уравновешивающего механизма к траверсе, соединенной с верхними балками устройства, из-за действия дополнительных срезающих и изгибающих сил, возникающих вследствие непараллельности продольных осей гидроцилиндра и тяг уравновешивающего механизма, что вызывается неточностями изготовления отверстия для расположения гидроцилиндра. Так как крепления тяг выполнены жестко в виде резьбовых соединений, то у них нет возможности занять в пространстве положение, в котором срезающие и изгибающие силы отсутствуют, что приводит к разрушению резьбовых соединений и, следовательно, к аварии уравновешивающего устройства.

Поэтому целью данной дипломной работы является исследовать напряженное состояние деталей усовершенствованной конструкции и сравнить с теми же показателями на существующей для дальнейшей ее замены, что будет способствовать повышению безотказности и надежности работы всей главной линии клети 950.

1.2 Описание усовершенствованной конструкции уравновешивающего устройства

Предлагаемое устройство для уравновешивания шпинделей (рисунок 4) состоит из кинематически взаимосвязанных двуплечими рычагами 3 верхних 1 и нижних 2 балок.

На балках размещены опорные элементы (рис.11). Каждый опорный элемент содержит корпус 4, закрепляемый на балке подпружиненными резьбовыми соединениями, состоящими из болта 5, гайки 6, контргайки 7 и пружины 8. В корпусе 4 размещены две роликовые опоры 9, расположенные друг к другу под углом 60 градусов. Каждая опора состоит из двух роликов 10, расположенных в коромысле 11, которое установлено на оси 12 с возможностью поворота.

Рисунок 3 -

Рисунок 4 -

К верхним балкам уравновешивающего устройства присоединена траверса 13, к которой с помощью карданных шарниров 14 прикреплены тяги 15, связанные с гидроцилиндром 16. Каждый карданный шарнир 14 состоит из верхнего 17 и нижнего 18 кронштейнов, взаимосвязанных крестовиной 19. Верхний кронштейн 17 присоединен к тяге 15, нижний кронштейн 18 - к траверсе 13 (рисунки 5, 6).

Рисунок 5 - Крепления верхнего и нижнего кронштейнов

Рисунок 6 - Расположение крестовины в кронштейнах

Устройство работает следующим образом.

Вал верхнего шпинделя размещается на роликах опорных элементов, закрепленных на верхних балках. Вал нижнего шпинделя устанавливается на роликах опорных элементов нижних балок. Благодаря тому, что в корпусе опорного элемента установлено две пары роликов под углом 60 градусов и каждая пара роликов размещена между двумя коромыслами, которые установлены на оси с возможностью поворота. В процессе эксплуатации происходит смещение в пространстве геометрической оси относительно оси вращения вала шпинделя из - за износа его вкладышей. При этом за счет обеспечения контакта вала шпинделя с роликами, происходит поворот каждой пары роликов вокруг оси коромысла на угол, при котором обеспечивается равенство сил, действующих на ролики.

При непараллельности осей гидроцилиндра и тяг уравновешивающего механизма под действием горизонтальной силы кронштейн карданного шарнира может провернуться вокруг крестовины, в результате чего тяга займет новое положение, в котором срезающие и изгибающие силы будут отсутствовать.

Благодаря наличию карданных шарниров и роликовых опорных элементов обеспечивается равномерное распределение нагрузок на элементы устройства для уравновешивания шпинделей, что способствует повышению их долговечности.

В разработанной конструкции недостатки существующего устройства исключаются за счет того, что опорные элементы, поддерживающие вал шпинделя, представляют собой две пары роликов, каждая из которых установлена в коромысле, размещенных так, что оси, проходящие через центры роликов пары, расположены друг к другу под углом 60 градусов относительно вертикальной оси, проходящей через ось вращения вала шпинделя. В процессе эксплуатации происходит смещение в пространстве геометрической оси относительно оси вращения вала шпинделя из-за износа его вкладышей. При этом за счет обеспечения контакта вала шпинделя с роликами, происходит поворот каждой пары роликов вокруг оси коромысла на угол, при котором обеспечивается равенство сил, действующих на ролики. Крепление тяг уравновешивающего механизма к траверсе выполнены с помощью карданных шарниров и при непараллельности осей гидроцилиндра и тяг уравновешивающего механизма, под действием горизонтальной силы, кронштейн карданного шарнира может провернуться вокруг крестовины, в результате чего тяга займет новое положение, в котором срезающие и изгибающие силы будут отсутствовать. Благодаря наличию карданных шарниров и роликовых опорных элементов обеспечивается равномерное распределение нагрузок на элементы устройства для уравновешивания шпинделей, что способствует повышению их долговечности.

В соответствии с представленным описанием был получен патен Украины на полезную модель уравновешивающего устройства (приложение А) и подана заявка на изобретение, по которой получено положительное решение.

1.3 Цель и задачи исследования

Целью работы является исследовать напряженное состояние деталей усовершенствованной конструкции уравновешивающего устройства шпиндельного соединения для повышения безотказности и ремонтопригодности наиболее изнашиваемых элементов.

Для достижения этой цели в работе необходимо решить следующие задачи:

1) выполнить теоретические исследования нагружений на элементы, входящие в узлы уравновешивающего устройства;

2) определить напряженное состояние конструкции балансирного устройства опоры шпиндельного вала;

3) исследовать нагружения соединения плунжера гидроцилиндра с траверсой линеек шпиндельного соединения;

4) определить напряженное состояние деталей уравновешивающего устройства методом конечных элементов.

2. Прочностной расчет основных элементов гидравлического уравновешивающего устройства вала шпинделя усовершенствованной конструкции

2.1 Определение расчетной нагрузки, действующей на ролик

На рис.7 представлена расчетная схема роликовой опоры вала шпинделя с расстановкой основных сил, действующих на ролики и реакции роликов.

1 - шпиндельный вал; 2 - опорные ролики; 3 - ось.

Рисунок 7 - Расчетная схема роликовой опоры

где Q - нагрузка действующая на балансирную опору, Q=111,53кН; б=30° - угол между вертикалью и осью ролика;

в =arctg l_p / D = arctg 190/600 = 17,5°;

l_p - межцентровое расстояние роликов; D - диаметр вала.

Из рисунка 7 можно определить численные значения реакций P₁ и P₂ следующим образом:

;

.

Дальнейшие расчеты будем вести по наибольшей силе т.е. по P = 65975,6 H.

2.2 Определение изгибающего момента, действующего в опорном ролике

Определим значение распределенной нагрузки действующей со стороны вала на опорный ролик, которая равна:

.

Определим значение реакций опор N₁ и N₂ для построения эпюры изгибающих моментов:

.

Откуда выражаем искомую силу N₂ и получаем:

.

Рисунок 8 - Эпюра изгибающих моментов

В сечение 1 при x₁ = 84 мм, значение изгибающего момента будет равно:

,

а в сечение 11 при x₂ = 329 мм,

.

Так как в сечении 11-11 значение изгибающего момента наибольшее, дальнейший расчет будем вести по этому значению.

2.3 Определение напряжений, действующих на ролик

Диаметр ролика d=100мм. Выполним проверку ролика на смятие. Значение местных напряжений смятия при линейном контакте [16]:

,

где [у_см]- допускаемое напряжение на смятие, [у_см]=465МПа; b - толщина ролика, b=0,1м, P_в - расчетная нагрузка на вал,

,

где k - коэффициент, учитывающий режим работы механизма, k=1,6; г - коэффициент, учитывающий переменность нагрузки, г=0,8; P_р - нагрузка на один ролик:

,

где (G + Q) - сила давления вала шпинделя; 8 - количество роликов;

E_пр - приведенный модуль упругости для стального ролика и стального вала, E_пр=2,1*10¹¹ Па;

r - радиус ролика, r=0,05м.

Тогда

.

.

2.4 Определение напряжений, действующих на оси опорных роликов

Определим изгибающий момент, действующий на ось балансира.

Ось не передает вращающего момента, а воспринимает только поперечные нагрузки. Вращающуюся ось рассчитываем на изгиб как балку на шарнирных опорах. За центр шарнирных опор принимаем середины подшипников скольжения.

Расчетная схема определения нагрузок, действующих на сплошную цилиндрическую ось представлена на рисунке 16.

Рисунок 9- Эпюра изгибающих моментов

Определим реакции опор R_A и R_в:

откуда

где N₃, N₄ - силы действующие на ось, определяется так:

N₃ = N₄ = P_p / 2 = 82542,6 / 2 = 41271,3 Н;

P_p - реакция со стороны опоры на вал, которая равна:

Подставив ранее найденное значение сил N₃ и N₄ в формулу для определения реакции R_B, получим:

Рисунок 10 - Силы, действующие на роликовую опору

Определим изгибающий момент, действующий на данную ось по формуле:

M_и = N₃•a.

При x = a = 161,5 мм:

M_и = 41271,3•0,161 = 6644,7 Н·м.

2.5 Расчет крестовины

Так как крестовина имеет не одинаковые пальцы (это было сделано исходя из конструктивных соображений), то последующий расчет будем вести по наибольшему пальцу (рисунок 11).

Определим силы, действующие на крестовину.

Определим значение реакций N:

N = G / 2,

где G - часть силы тяжести от шпиндельного вала, приходящаяся на одну тягу уравновешивающего устройства, G = 90700,8 H.

а) общий вид;

б) рабочее положение;

Рисунок 11 - Крестовина

N = 90700,8 / 2 = 45350,4 H.

Момент изгибающий будет равен:

M_и = N*a = 45350,4*0,156 = 7074,66 Н·м.

Напряжение на изгибе определим из формулы:

у_и = M_и / W ? [у_в],

где у_в - временное сопротивление растяжению, у_в = 1370 МПа для стали 40ХН (закалка 820° в масле, с последующим отпуском 400° на воздухе); M_и - изгибающий момент; W - полярный момент.

Рисунок 12 - Эпюра изгибающих моментов

у_и -напряжение на изгибе, которое в свою очередь равно:

у_и = у_в / S,

где S - общий коэффициент запаса прочности, который определяется по формуле:

S = S₁ • S₂ • S₃ ,

где S₁ - коэффициент, учитывающий достоверность определения расчетных нагрузок и напряжений, S₁ = 1 … 1,5; S₂ - коэффициент. учитывающий однородность механических свойств материалов (для стальных деталей из поковок и проката), S₂ = 1,2 … 1,5; S₃ - коэффициент, учитывающий специфические требования безопасности, S₃ = 1 … 1,5.

Тогда

S = 1,5*1,5*1,5 = 3,375 ,

у_и = 1370 / 3,375 = 406 МПа. ? [у_в],

2.6 Расчет проушины кронштейна карданного узла

Кронштейн растягивается усилием Q/2. При переменной ширине B одним из опасных будет сечение А-А. Кроме этого проверяется прочность проушин кронштейна в сечении Б-Б.

Рисунок 13 - Кронштейн карданного узла

Исходя из формулы [23, стр.21], ширина кронштейна составляет:

В=(1,8...2)d_осн=(1,8..2)95=171..190.

Принимаем В=190 мм.

Определим напряжения в сечении А-А:

,

где [у_Р] - допускаемое напряжение на растяжение для кронштейна из стали марки 20; согласно [23, стр. 6] [у_Р]=100 МПа.

Определим напряжения в сечении Б-Б.

Проушина представляет собой толстенный цилиндр, нагруженный изнутри давлением [23, стр. 21]:

,

а снаружи - давлением Р_Н =0. Согласно формуле Ляме - Гадолина, в этом случае наибольшие напряжения будут на внутренней поверхности:

.

Применительно к сечению Б-Б D_б=В и D_в=d_осн, тогда:

2.7 Расчеты гидроцилиндра

Данный силовой гидроцилиндр служит для подъема и опускания одной стороны шпиндельного вала. Получить представление о это гидроцилиндре можно из рисунка 8 а).

Определение толщины стенки гидроцилиндра

Толщина стенки гидроцилиндра определяется по следующей формуле [6, стр.169]:

,

где D - внутренний диаметр гидроцилиндра, D=230 мм;

- допускаемое напряжение, которое определяется по формуле [6, стр. 167]:

,

где у_в - предел прочности материала, у_в=500 МПа для стали 30;

n - запас прочности, n=3 [6, табл. 115];

з - коэффициент прочности сварного шва, з=0,7[6, табл. 116].

;

р - давление жидкости, р=7 МПа;

с - прибавка к минимальной толщине стенки с учетом допусков на обработку, с=1,0 мм [6, табл. 113].

.

Сравним расчетное значение толщины стенки гидроцилиндра с реальным размером существующего гидроцилиндра: 35 мм >1,06 мм.

Расчет толщины днища гидроцилиндра

Толщина донышка определяется по следующей формуле:

,

где d - (см. п. 3.3.1);

k - коэффициент, зависящий от формы донышка, k=0,25 [6, стр. 171];

p - (см. п. 3.3.1);

у_ДОП - (см. п. 3.3.1);

с - (см. п. 3.3.1).

.

Сравним расчетное значение толщины донышка гидроцилиндра с реальным размером существующего гидроцилиндра: 70 мм >3,8 мм.

Расчет резьбовых соединений в гидроцилиндре

В гидроцилиндре могут быть следующие соединения: соединения головок с гильзой, болты фланцевого крепления крышек, стяжные болты, соединяющие головки, резьба штока. Все эти резьбовые соединения рассчитываются по методике, принятой в общей машиностроении.

Растягивающее напряжение в резьбе стержня [7, стр. 112]:

,

где Q - расчетная нагрузка в Н;

d - диаметр проточки под резьбу в мм;

z - количество резьбовых соединений, участвующих в работе.

Усилие затяжки резьбы [7, стр. 112]:

Т=k ·P Н,

где Р - усилие, действующее на резьбовое соединение, в Н;

k - коэффициент затяжки; для постоянной нагрузки k=1,25..1,5; для переменной нагрузки k=2,5..4 [7, стр. 113].

Расчетная нагрузка [7, стр. 113]:

Q=T=k ·P=3·181,4=544,2 H.

Растягивающее напряжение:

.

Наибольшее касательное напряжение в резьбе определяется по формуле:

,

где k₁ - коэффициент, зависящий от коэффициента трения фрикционной пары: k₁=0,07..0,2; обычно принимают k₁=0,12 [7, стр. 113];

d₀ - наружный диаметр болта.

Приведенное напряжение в резьбе [7, стр. 112]:

.

Коэффициент запаса по пластическим деформациям [7, стр. 112]:

.

Исходя из требований уменьшения габарита и повышения коэффициента по пластическим деформациям следует увеличивать прочность болта (шпильки). Однако чем больше прочность материала, тем больше диаметр возможного среза болта приближается к его наружному диаметру, а у гайки - соответственно к ее внутреннему диаметру.

Из условия равенства срезывающего усилия для витков болта и гайки имеем:

k_б·ф_б=k_г·ф_г , (3.1.)

где ф_б и ф_г - предел прочности на срез материала болта и гайки;

k_б и k_г - коэффициенты пропорциональности:

k_б+k_г=1. (3.2)

Очевидно, что

S= k_бS+ k_г S,

где S - шаг резьбы.

Так как диаметр возможного среза болта приближается к его наружному диаметру, то предельное значение

.

Это вытекает из того, что ширина витка по наружному диаметру у метрической резьбы равна т.е. .

Из уравнения (3.2) при

.

Следовательно, k_б и k_г могут лежать в пределах:

k_б >, k_г>.

Из уравнения (3.1)

,

или

.

Это говорит о том, что материал гайки в резьбовых соединениях гидроцилиндров при высокопрочных болтах можно брать с пониженными механическими характеристиками по сравнению с материалом болтов.

Учитывая практический опыт расчета и эксплуатации резьбовых соединений гидроцилиндров, рекомендуется принимать:

, а ,

тогда

ф_б=3·ф_г.

3. Исследование напряженного состояния деталей уравновешивающего состояния с помощью пакета ANSYS

3.1 Определение исходных параметров

В качестве нагрузки, действующей на тяги, приняты давление гидроцилиндра, распределенное по поверхности крепления гидроцилиндра и сила давления, распределенная по линии, изменяющаяся в зависимости от угла наклона гидроцилиндра. Значения определялись по формуле:

Р=р·F_x / 4·l·r ,

где F_x - проекция давления гидроцилиндра на ось x;

l - длина тяги;

r - радиус отверстия крепления гидроцилиндра.

При работе гидроцилиндра тяги с траверсой поднимаются вверх и в тягах возникают напряжения растяжения и изгибные напряжения. Спроецируем силу давления гидроцилиндра на оси x и y:

F_x=F·sin б;

F_y=F·cos б,

где F - сила давления гидроцилиндра; б - угол отклонения гидроцилиндра.

Рассчитаем силу давления гидроцилиндра: при б=1°:

F_x=300·sin 1°=5,2 кН,

F_y=300·cos 1°=299,95 кН,

Р=3,14·5,2·10³ / 4·200·80=0,26 МПа;

при б=3°:

F_x=300·sin 3°=15,7 кН,

F_y=300·cos 3°=299,6 кН,

Р=3,14·15,7·10³ / 4·200·80=0,77 МПа;

при б=5°:

F_x=300·sin 5°=26,15 кН,

F_y=300·cos 5°=298,86 кН,

Р=3,14·26,15·10³ / 4·200·80=1,28 МПа.

Из полученных расчетов видно, что сила давления гидроцилиндра будет увеличиваться с увеличением угла наклона гидроцилиндра, следовательно, напряжения растяжения в тягах тоже будут увеличиваться.

3.2 Численное решение задачи

В качестве типа анализа выбран метод конечных элементов. Данный метод позволяет получить распределение напряжений в теле деталей и ее деформацию.

Были приняты свойства металла тяг, а именно модуль упругости Е=2х10¹¹ Па и коэффициент Пуассона м=0,3.

В качестве конечного элемента для построения сетки был выбран элемент типа "SOLID 95", представляющий собой блок с 8-ю узлами связи.

Для выполнения решения задачи в начале необходимо задать граничные условия и наброски на деталь. В качестве начальных условий выступали закрепление траверсы в отверстиях - отсутствуют перемещения в трех плоскостях (нет степеней свободы).

4. Обработка и анализ полученных результатов

Рассчитаем коэффициент запаса прочности для данной конструкции по формуле:

.

При этом предел прочности для стали 3 у_ПР=470 МПа.

Результаты расчета можно представить в виде таблицы:

Таблица 4.1 Результаты расчета

Как видно наибольшее напряжение составляет 1570 МПа и возникает в местах крепления тяг с траверсой и проушиной при отклонении оси гидроцилиндра от вертикали на угол 3?.

Следовательно, в местах крепления тяг с траверсой и проушиной произойдет разрушение материала.

Допускаем перекос оси гидроцилиндра до 1?, однако в прцессе работы будут возникать микротрещины и со временем это также может привести к разрушению материала и, следовательно, к обрыву тяг.

На рисунке 14 представлены графики зависимости эквивалентного напряжения в тяге от длины тяги при разных углах отклонения оси гидроцилиндра от вертикали.

Рисунок 14. Графики зависимости эквивалентного напряжения в тяге от длины тяги

Выводы по решению задачи: так как часто гидроцилиндр закрепляется с отклонением в несколько градусов, то в процессе работы происходят частые отказы резьбовых соединений, что приводит к образованию усталостных трещин в тяге и, следовательно, к обрыву тяги, а, значит, и к остановке процесса прокатки. Таким образом, целесообразно будет выполнить крепление тяг к траверсе при помощи карданных шарниров.

5. Исследование напряженно - деформированного состояния с использованием пакета ANSYS

5.1 Описание задач и целей исследования

На основании опыта эксплуатации существующей конструкции устройства было проведено моделирование его напряженного состояния. При этом рассматривались два случая нагружения:

1) , т.е. не одинаковые расстояния между осью крепления траверсы и горизонтальной плоскостью симметрии коромысла. Это возникает в случае, если левая и правая проушины закручены на резьбовые хвостовики соответствующих тяг на разную длину. При моделировании было принято, что левая проушина недокручена на 5 мм, а правая закручена полностью.

2) . Это соответствует предыдущему случаю, но с учетом действия силы на штоке гидроцилиндра, линия действия которой отклонена на угол б. Такая ситуация возникает при непараллельности оси гидроцилиндра с осями тяг из-за погрешности изготовления цилиндрического отверстия в станине клети под установку гидроцилиндра. При моделировании принято б = 1?, а сила на штоке гидроцилиндра F = 300 кН.

Аналогичные варианты рассматривались и для усовершенствованной конструкции уравновешивающего устройства.

В ходе каждого исследования изучалось распределение напряжения в элементах уравновешивающего устройства, а именно, в местах присоединения тяг к траверсе.

5.2 Этапы моделирования

Исследования выполнялись с использованием прикладного пакета ANSYS и для каждого рассмотренного случая состояли из следующих этапов:

1) создание геометрической модели устройства;

2) задание свойств материалов элементов конструкции;

3) выбор типа конечного элемента и генерация конечно-элементной модели;

4) создание "контактных пар" между деталями устройства;

5) задание граничных условий и условий нагружения;

6) решение системы уравнений;

7) вывод и анализ результатов расчета.

Результаты выполнения каждого этапа сохранялись в файле базы данных (*.db), а результаты прочностного анализа - дополнительно в файле результатов (*.rst). Наличие этих файлов позволяет повторять моделирование для любых других значений нагружений.

5.3 Моделирование напряженного состояния для 1-го случая нагружения

В соответствии с этапами моделирования вначале были созданы модели уравновешивающего устройства существующей и усовершенствованной конструкции.

Геометрическая модель уравновешивающего устройства существующей конструкции состоит из 6-ти отдельных элементов (объемов):

1) левая тяга;

2) правая тяга;

3) левая порушина;

4) правая порушина;

5) коромысло;

6) траверса.

Ввиду симметрии конструкции вначале создавалась ее половина, которая затем копировалась симметрично плоскости YZ с последующим объединением половинок траверсы и коромысла для получения цельных деталей.

Тяги являются симметричными деталями, состоящие из 5 участков разного диаметра и длины, каждый из которых был создан в виде отдельного цилиндра (таблица 5.1) с последующим их объединением в единый объем.

Таблица 5.1 - Геометрические параметры цилиндров

Проушина состоит из 2-х объемов: полый цилиндр, у которого внешний диаметр D =150 мм и внутренний диаметр d =80 мм, и восьмигранная призма, основание которой выполнялось в виде плоскости и строилось по точкам (таблица 5.2) с последующим выдавливанием на высоту h = 150 мм. Затем оба объема объединены в одну деталь. Отверстие в восьмиграннике выполнено вычитанием созданного в его центре цилиндра диаметром D =160 мм и высотой h =150 мм.

Таблица 5.2 - Координаты точек построения восьмигранника

Коромысло состоит из нескольких элементов, объединенных в цельную деталь. Вначале создавался цилиндр (O160 мм и длиной 190 мм), затем усеченный конус (R = 140 мм, r = 80 мм, высота h =180 мм) и цилиндр (O280 мм и высотой 290 мм) с последующим вычитанием двух блоков, построенных справа и слева в теле цилиндра.

Траверса уравновешивающего устройства создавалась при помощи точек (таблица 5.3) с последующим выдавливанием на ширину H =280 мм.

Таблица 5.3 - Координаты точек построения траверсы

Затем в теле траверсы были созданы и вычтены два цилиндра: верхний цилиндр - отверстие под тягу; нижний - отверстие под закрепление линеек.

На рисунке 15 показана созданная геометрическая модель.

Рисунок 15 - Геометрическая модель уравновешивающего устройства существующей конструкции: 1) левая тяга; 2) правая тяга; 3) левая проушина; 4) правая проушина; 5) коромысло; 6) отверстие для крепления цилиндра; 7) траверса

При создании геометрической модели усовершенствованной конструкции использовалась предыдущая модель, в которой были изменены тяги, траверса и добавлены крестовины и кронштейны. В целом модель состояла из 10 элементов:

1) левая тяга;

2) правая тяга;

3) левая проушина;

4) правая проушина;

5) коромысло;

6) левый верхний кронштейн;

7) правый верхний кронштейн;

8) левая крестовина;

9) правая крестовина;

10) траверса с левым и правым кронштейнами.

Крестовины были получены объединением двух пересекающихся цилиндров (O90мм, длиной 350 мм и 185 мм). Нижний кронштейн ввиду жесткого крепления в реальной конструкции был объединен с траверсой. Верхний кронштейн был создан, как отдельная деталь, путем объединения нескольких объемов.

Результат построения геометрической модели показан на рисунок 16.

Рисунок 16 - Геометрическая модель уравновешивающего устройства усовершенствованной конструкции: а) вид спереди; б) вид сзади; 1) левая тяга; 2) правая тяга; 3) левая проушина; 4) правая проушина; 5) коромысло; 6) отверстие для крепления цилиндра; 7) траверса; 8) левый верхний кронштейн; 9) правый верхний кронштейн; 10) левая крестовина; 11) правая крестовина.

На основе каждой геометрической модели были созданы конечно-элементные модели. В качестве конечного элемента для построения сетки был выбран элемент типа "SOLID 92", который представляет собой тетраэдр с десятью узлами (рисунок 17).

Рисунок 17 - Тетраэдр

Полученные конечно-элементные модели показаны на рисунок 18

Рисунок 18 - Модель, разбитая на элементы: а) существующая конструкция; б) усовершенствованная конструкция

Для моделирования сопряжений деталей в реальных конструкциях устройства были созданы контактные пары, которые имитировались специальными конечными элементами: Targe 170, Conta 174. Модель исходной конструкции содержала 8 контактных пар, а усовершенствованная конструкция - 20. Контактные пары располагались в местах соединения тяг с проушинами, проушин с цапфами коромысла и шипов крестовин с кронштейнами. В общей сложности число контактных элементов модели уравновешивающего устройства существующей конструкции составило 20953, а для усовершенствованной конструкции - 36128. В качестве граничных условий были приняты закрепления моделей по поверхностям отверстий для присоединения линеек в траверсе. Эти поверхности имели нулевое перемещение по осям X,Y,Z.

Кроме того, прикладывались условия симметричности относительно плоскости XY, т.к. модель является осесимметричной и для ускорения расчетов рассматривалась ее половина.

Моделирования условия h₁?h₂ (проушины закручены на разную глубину) выполнялось следующим образом.

Выделялись все узлы, принадлежащие левой проушине, и им задавалось перемещение в направлении оси Y на 5 мм. После выполнения расчетов в пакете ANSYS были получены распределения напряжений в деталях уравновешивающего устройства обеих конструкций и картины их деформаций. Рассмотрим результаты распределения напряжений, полученные для существующей конструкции уравновешивающего устройства. На рисунке 19 приведена картина распределения эквивалентных напряжений в элементах конструкции.

Рисунок 19 - Картина распределения эквивалентных напряжений в элементах уравновешивающего устройства существующей конструкции: а) общий вид; б) вид I

Как можно увидеть, напряжение всей конструкции находится в пределах 300 МПа, но в месте присоединения проушины к левой тяге (там, где имитировалось недокручивание) возникает концентрация напряжений - до 1200 … 1800 МПа. Такие высокие значения, скорее всего, связаны с точностью разбивки геометрической модели устройства на конечные элементы, но в ходе исследований не удалось достигнуть более точной разбивки на конечные элементы, т.к. это требует больших ресурсов компьютера (около 1 Гб свободного пространства на диске).

Анализ картины деформации (рисунок 20) показал, что левая тяга при недокручивании проушины, связанной с ней, претерпевает растяжение, а правая тяга - сжатие, что объясняется поворотом коромысла вокруг центрального отверстия. Максимальное суммарное смещение составляет 3,8 мм.

Рисунок 20 - Картина смещений элементов уравновешивающего устройства существующей конструкции: а) общий вид; б) вид I

На рисунке 21 показаны графики эквивалентных напряжений, построенные по длине тяг. Анализ графиков позволяет увидеть, что тяги нагружены неодинаково и неравномерно по длине. Напряжения в левой тяге (со стороны недокрученной проушины) составляют порядка 40 МПа, в месте вкручивания тяги в траверсу наблюдается некоторое повышение напряжений - до 50 МПа, а в месте присоединения к проушине отмечены довольно высокие напряжения (около 700 МПа), особенно в крайнем сечении.

Это можно объяснить тем, что при недокручивании проушины, происходит поворот коромысла относительно центрального отверстия, что вызывает растяжение центральной части тяги, а в верхнем сечении наблюдается поворот относительно горизонтальной плоскости. В результате чего крайняя кромка тяги вминается в проушину. Для правой тяги картина распределения эквивалентных напряжений подобна, но уровень нагружения выше и достигает в теле центральной части тяги 70 МПа. Напряжения, возникающие в месте присоединения правой тяги к траверсе, составляют около 80..85 МПа. В месте соединения с проушиной правая тяга нагружена меньше по сравнению с левой - около 360 МПа.

а

Рисунок 21 - Графики эквивалентных напряжений в тягах уравновешивающего устройства существующей конструкции: а) левая; б) правая

б

Рисунок 21 (продолжение)

В результате можно сделать вывод, что напряжения, возникающие в элементах существующей конструкции уравновешивающего устройства, находятся в допустимых пределах, но при дополнительных нагрузках наличие недокручивания проушины будет способствовать дополнительным напряжениям и может вызвать разрушение тяг.

После моделирования этого же случая напряжений в уравновешивающем устройстве усовершенствованной конструкции получены следующие результаты. В результате расчета получена картина распределения эквивалентных напряжений в элементах усовершенствованной конструкции уравновешивающего устройства (рисунок 22).

Рисунок 22 - Картина распределения эквивалентных напряжений в элементах усовершенствованной конструкции уравновешивающего устройства для случая недокручивания левой проушины

Из представленной картины можно увидеть, что в целом вся конструкция нагружена равномерно, диапазон напряжений не превышает 280 МПа. Однако в местах контакта левой проушины с цапфой коромысла наблюдается повышенный уровень напряжений (рисунок 23), что соответствует контактным давлениям на сопрягающихся поверхностях проушины и коромысла. Эти напряжения обусловлены заданным в исследовании воздействием недокручивания проушины.

Рисунок 23 -- Распределение напряжений в месте контакта левой проушины и цапфы коромысла

На рисунке 24 приведены графики эквивалентных напряжений, возникающих в тягах уравновешивающего устройства.

А

б

Рисунок 24 -- Графики распределения эквивалентных напряжений по длине тяг: а) левая; б) правая

Как видно из графиков обе тяги нагружены практически одинаково, уровень эквивалентных напряжений составляет 25 - 30 МПа. В местах, где тяги вкручены в проушины, наблюдается резкое повышение напряжений - до 550 МПа. Это можно объяснить наличием контактных резьбовых соединений, что является дополнительным концентратором напряжений. В месте, где тяги соединяются с кронштейнами, эквивалентные напряжения снижаются, доходя до нулевого значения на свободных участках тяги.

Сопоставляя полученные результаты расчета напряжений с допускаемыми напряжениями для материала тяг (сталь 3), можно сделать вывод, что в рассмотренной конструкции условия прочности соблюдаются. Этот же вывод распространяется и на другие элементы конструкции - траверсу, кронштейны, крестовины. Для проушин и коромысла следует рекомендовать выполнить поверхностное упрочнение в местах их сопряжения, т.е. на поверхностях цапф и в отверстиях проушин, что повысит их запас по контактной выносливости.

Таким образом, в результате проведенного моделирования установлено, что в существующей конструкции уравновешивающего устройства напряжения, возникающие из-за недокручивания одной из проушин, имеют более высокие значения (почти 2 … 2, 5 раза), чем для усовершенствованной конструкции. Концентраторы напряжения возникают в обеих конструкциях в местах соединения тяг и проушин, однако в существующей конструкции отмечается повышение напряжений и в месте соединения тяг с траверсой, что является потенциальным местом возможного разрушения. В то время как для усовершенствованной конструкции такое явление полностью исключается благодаря наличию шарнирного соединения в форме крестовин.

5.3 Моделирование напряженного состояния для 2-го случая нагружения

Данный случай нагружения соответствует предыдущему случаю, но с учетом действия силы на штоке гидроцилиндра, линия действия которой отклонена на угол б (рисунок 25). Такая ситуация возникает при непараллельности оси гидроцилиндра с осями тяг из-за погрешности изготовления цилиндрического отверстия в станине клети под установку гидроцилиндра, т.е. . При моделировании принято б = 1?, а сила на штоке гидроцилиндра F = 300 кН.

Рисунок 25 -- Расчетная схема для 2-го случая нагружения

Для данного случая моделирования использовались геометрические и конечно-элементные модели, созданные на предыдущем этапе. Сила, действующая под углом 1?, раскладывалась на две составляющие F_x и F_y:

шпиндельный кронштейн гидроцилиндр карданный

F_x =5,2 кН;

F_y =299,95 кН.

Причем, сила F_x заменялась давлением, распределенным по правой части боковой поверхности центрального отверстия коромысла. Значение этого давления равнялось:

,

где l -- длина цилиндрического отверстия;

r -- радиус отверстия.

.

Сила F_y прикладывалась, как нагрузка, распределенная по линии - образующей боковой поверхности центрального отверстия коромысла. Такой способ приложения нагрузки обусловлен особенностями программы ANSYS.

В результате проведенного моделирования также были получены распределения эквивалентных напряжений в элементах уравновешивающего устройства существующей и усовершенствованной конструкций.

На рисунке 26 показан общий вид уравновешивающего устройства существующей конструкции с нанесенной картиной распределения эквивалентных напряжений. Характер распределения напряжений практически совпадет с полученным при выполнении 1-го случая моделирования (сила отсутствовала), но значения напряжений выше почти 1,2 .. 1,5 раза.

Рисунок 26- Картина распределения эквивалентных напряжений в элементах уравновешивающего устройства существующей конструкции

В целом напряжения, возникающие в элементах конструкции, находятся в пределах 360 МПа. Концентраторы напряжений наблюдаются в месте соединения левой тяги с проушиной. Анализ графиков напряжений, построенных по длине левой и правой тяг (рисунок 27), позволил выяснить, что, как и ранее, наиболее нагруженной является правая тяга.

а

б

Рисунок 27 - Графики распределения напряжений по длине тяг: а) левая; б) правая

В центральной части правой тяги уровень напряжений составляет 130 .. 140 МПа, а в месте соединения с траверсой - около 180 МПа. Это в 1,8 .. 2 раз выше, чем для 1-го случая моделирования. Для левой тяги при приложении силы F также наблюдается повышение напряжений, в центральной части - до 40 .. 50 МПа, в месте присоединения к траверсе - 70 МПа. Таким образом, видно, что при приложении силы со стороны гидроцилиндра нагруженное состояние тяг уравновешивающего устройства изменяется и вероятность обрыва правой тяги в месте соединения с траверсой возрастает.

В ходе проведения исследований для существующей конструкции уравновешивающего устройства также был рассмотрен случай, когда проушины обеих тяг были накручены одинаково, а на конструкцию действовала только сила со стороны гидроцилиндра под углом 1^о. На рисунке 28 приведен график распределения эквивалентных напряжений по длине правой (наиболее нагруженной) тяги.

Рисунок 28 - График распределения эквивалентных напряжений по длине правой тяги уравновешивающего устройства существующей конструкции (только при действии силы)

Как видно из графика, максимальные напряжения возникают в местах соединения тяг с траверсой и тяг с проушинами, причем напряжения, возникающие в местах присоединения траверсы, выше почти в 2,5 раза. Это соответствует фактическим местам разрушения тяг уравновешивающего устройства существующей конструкции. Для случая ?=1^о максимальные напряжения составляют 85 МПа. Таким образом, даже только при отклонении оси гидроцилиндра от вертикали на угол 1? в местах присоединения тяг к траверсе возможно возникновение трещин, приводящих к их разрушению.

Для усовершенствованной конструкции уравновешивающего устройства полученная картина распределения нагружений несколько иная (рисунок 29).

Рисунок 29 - Картина распределения эквивалентных напряжений в элементах уравновешивающего устройства усовершенствованной конструкции

Для данной конструкции значения напряжений, возникающих в ее элементах, также повысились приблизительно в 1,2 .. 1,3 раза. Уровень эквивалентных напряжений для большинства элементов находится в диапазоне до 350 МПа. Концентраторы напряжений располагаются, как и в 1-м случае, на цапфе коромысла и в отверстии левой проушины. Нагружение обеих тяг осталось примерно одинаковым и в центральной части достигает значений 65 … 75 МПа. Напряжения на участках тяг, присоединенных к кронштейнам, снижаются благодаря наличию шарниров на основе крестовин.

На рисунке 30 представлены графики распределения напряжений по длине тяг усовершенствованной конструкции.

а

Рисунок 30 - Графики распределения напряжений по длине тяг: а) левой; б) правой

б

Рисунок 30 (продолжение)

Таким образом, как и в 1-м случае моделирования, усовершенствованная конструкция уравновешивающего устройства проявляет свои достоинства по сравнению с существующей, т.к. даже при действии двух составляющих нагрузки (от недокручиввания и сила со стороны гидроцилиндра) тяги устройства нагружены равномерно и одинаково. Наличие шарнирных соединений тяг с траверсой позволяет не только перераспределить рабочие нагрузки между элементами конструкции, но и компенсирует все дополнительные нагрузки, возникающие из-за неточности сборки и монтажа.

6. Проектирование систем пластической смазки

К основным задачам, которые решают в период проектирования централизованных систем, относятся расчет и выбор двухлинейных питателей, насосных установок и магистральных трубопроводов.

Двухлинейные питатели пластичной смазки характеризуются номинальной подачей, которая зависит от условий эксплуатации, периодические работы систем, конструкционных (диаметр, длина подшипника, диаметральный зазор, качество трущихся поверхностей) и энергосиловых (нагрузка, скорость) параметров узлов трения. Изменение во времени этих параметров описываются уравнениями теории случайных процессов, что препятствует разработке теоретических методов расчета расхода пластичной смазки, необходимого для нормальной работы узлов трения. Известные в настоящее время методики являются приближенными. Поэтому в конструкцию питателя введено индивидуальное устройство регулирования хода поршня. В конструкции шпиндельного соединения выделяются следующие узлы трения: подшипники скольжения и шарнир трения скольжения. Для смазки принята пластическая смазка (консистентная) - густой мазе - образный продукт, занимающий промежуточное положение между маслами и твердыми материалами. Основная особенность пластичной смазки - это присущая ей пластичность (способность не деформироваться под действием небольших нагрузок). Подшипники в карданном узле (крепление штанги уравновешивающего устройства к траверзе шпиндельного вала) характеризуются следующими параметрами:

Д=95 мм, В=35 мм, n < 1 об/мин.

В соответствии с методикой ВНИИМЕТМАШ рекомендуется рассчитывает норму расхода пластичной смазки по следующей формуле:

,

где 11 - минимальная норма расхода смазки;

k₁ - коэффициент, учитывающий зависимость нормы расхода смазки от диаметра подшипника если d < 100 мм, то k₁ =1;

k₂ - коэффициент, характеризующий зависимость нормы расхода смазки от частоты вращения, если n<100 об/мин, то k₂=1;

k₃ - коэффициент, учитывающий влияния качества поверхности на норму расхода смазки (при удовлетворительном качестве, т. е. суммарная площадь дефектов превышает 5% контактной поверхности), k₃ =1;

k₄ - коэффициент, зависящий от рабочей температуры подшипника Т_р, так как Т_р=50°, то k₄ =1;

k₅ - коэффициент учета нагрузки, если нагрузка не превышает проектное значение, k₅ =1,1.

Тогда

Объем пластичной смазки, периодически подаваемой питателем в подшипники качения, будет равен [8,стр. 351]:

где F - площадь контактной поверхности подшипника, определяется так:

Т - продолжительность цикла смазывания, Т=2 ч [8, стр. 352].

Тогда

По значению V выбираем питатель с ближайшим большим значением номинальной подачи [8, табл. 7.3], 2-0025-4 ГОСТ 6911-71.

Определим объем смазки, который необходим для смазывания подшипников роликовой опоры, размеры которых составляют:

Д=110 мм, В=23,75 мм, n=110 об/мин.

По формуле (4.1) находим норму расхода смазки q₂, если:

k₁ =1+4(d-100)*10^-3=1+4(110-100)*10^-3=1,04;

k₂ =1+4(d-100)*10^-3=1+4(110-100)*10^-3=1,04;

k₃ =k₄ =k₅=1.

Тогда

q₂=11·1,04·1,04·1·1·1=11,9

Объем пластичной смазки определяем по формуле (4.2):

V₂=11,9·0,0026·2=0,062 см³,

где F₂ - площадь контактной поверхности подшипника, определяется так:

F₂=D₂·B₂=0,11·0,024=0,0026 м².

По значению V выбираем питатели с ближайшим большим значением номинальной подачи: два двух линейный питатель с двумя отводами типа 2-0025-4 ГОСТ 6911-71 [8, стр. 344].

Принимаем, что для автоматических станций смазки резервуар заполняется один раз в сутки слесарем - смазчиком, поэтому количество смазки, расходуемое за один цикл работы системы:

где а_i - количество двухлинейных питателей данного типоразмера;

V_i - номинальная производительность питателя.

Тогда

Q_ц1=1·0,25=0,25 см³/ход,

Q_ц2=4·0,25=1 см³/ход,

Q_{ц общ.}=0,25+1=1,25 см³/ход.

Расчетная подача насоса автоматической системы пластичной смазки:

,

где в - коэффициент, учитывающий уменьшения подачи при износе насоса: в=0,75..0,8;

Т_Н - время нагнетания смазки (при Т?2ч, Т_Н=15..20 мин).

Тогда число автоматических систем пластичной смазки:

где Р_к - подача принятого насоса (Р_к=50 см³/мин).

Принимаем одну автоматическую систему пластичной смазки.

7. Расчет экономического эффекта

Разработанные в диплом проекте крепления тяги уравновешивающего устройства к траверзе и роликовые опор шпиндельного вала исключат аварийные отказы, которые влекли за собой непредусмотренные финансовые потери.

Экономическая эффективность разработанных технических решений в первую очередь обусловлена более высокой вероятностью безотказной работы шпиндельного соединения, следовательно и самой клети 950/900. Ожидаемый экономический эффект от внедрения карданного узла считается из условия, что нынешнее крепление дает один отказ в год, а время на его устранение составляет 4 часа. Таким образом, зная годовой выпуск продукции, который составляет 1 млн. т/год и время работы стана в год (32 часа в месяц приходится на ремонт) которое составляет 8760 часов в год, можно определить часовую производительность, она равна 119,4 т/ч. Таким образом за время простоя было потеряно 477,6 тонн, зная стоимость одно тонны готовой продукции, которая равна 300 у.е., чистая прибыль от реализации одной тонны продукции составляет 20% т.е. 60 у.е., следовательно потери при аварийном простои составили 28656 у.е.