Обработка материалов давлением. Сборник научных трудов. №19
Подождите немного. Документ загружается.
Обработка материалов давлением №1 (19), 2008
351
Рис. 2. Схема реализации системы диагностики износа прокатных валков
Выводы
Предложен вариант системы диагностики износа валков сортовых прокатных станов,
реализующийся на основе принципов самообучающихся систем, а именно деревьев решений.
Первоначальное обучение системы диагностики производиться на расчетных данных
полученных моделированием работы прокатного стана, что учетом возможности
самообучения и адаптации к реальным производственным условиям позволяет внедрить
систему производство в минимальные сроки.
Использование
предлагаемой системы позволяет повысить качество готового
продукта за счет стабилизации отклонений от деформационного режима вследствие износа
прокатных валков, увеличить срок службы прокатных валков, обеспечивая в то же время
разгрузку производственного персонала.
Основное требование к предлагаемой системе наличие индивидуальных приводов у
каждой из контролируемых клетей, а также наличие системы минимальных натяжений.
ЛИТЕРАТУРА
1. Автоматический анализ причин возникновения дефектов и нарушений в работе прокатного стана /
Г.Вейдел, М.Роде, А.Хорьх и др. // Черные металлы.– Февраль, 2006. – С. 81-86.
2. Технология прокатного производства: Учеб. пособие / В.М.Клименко, А.М.Онищенко, А.А.Минаев,
В.С.Горелик.–К.: Выща шк. Головное изд-во, 1989.–311 с.
3. Статистический
анализ расхода валков непрерывных мелко- и среднесортных станов при прокатке
угловых профилей / Д.В.Пузако, В.А.Шилов, В.К.Смирнов, А.Н.Нехорошев // Известия вузов. Черная
металлургия.– 1984. – №10. – С. 77-79.
4. Dong-Hwan Kim, Byung-Min Kim, Y. Lee. Adjustment of roll gap for the dimension accuracy of bar in hot bar
rolling process // International Journal of the Korean Society of Precision Engineering. - 2003. – Vol. 4, №1. – P. 56-62.
5. Производство горячекалиброванного проката / Г.А.Гладков, С.В.Калинович, Л.П.Стычинский
и др.– Киев: Техника
, 1975.– 176 с.
6. Мушик Э., Мюллер П. Методы принятия технических решений.– М.: Мир.– 1990.– 206с.
Светличный А. В. – сотрудник НПО «ДОНИКС»;
Володин В. В. – сотрудник НПО «ДОНИКС»;
Кулагин Р. Ю. – сотрудник НПО «ДОНИКС».
НПО «ДОНИКС» – научно-производственное объединение «ДОНИКС», г. Донецк.
donix@donix-ua.com
Обработка материалов давлением №1 (19), 2008
352
УДК 621.771.063
Середа Б. П.
Кругляк І. В.
Бєлоконь Ю. О.
Жеребцов О. А.
РОЗРОБКА НОМОГРАМ ОПТИМІЗАЦІЇ ДІАМЕТРІВ ВАЛКІВ
НА БАГАТОВАЛКОВИХ СТАНАХ ХОЛОДНОЇ ПРОКАТКИ
Валковий вузол є одним з найважливіших елементів робочої кліті, що робить
безпосередній вплив на формування профілю і точність прокатування штаб. Надійність і
довговічність валків і опорних роликів багатовалкових станів є вирішальними чинниками,
що визначають якість продукції, продуктивність і економічну ефективність роботи станів [1].
Теоретичне дослідження для підбору проміжних валків, пов’язане
з більшими
труднощами та певними допущеннями [2]. Тому значний інтерес представляють
експериментально-статичні методи його вивчення, що мають своєю метою математичну
обробку даних, зібраних безпосередньо на діючому об’єкті.
Мета роботи – розробка номограми оптимізації діаметрів валків на багатовалкових
станах холодної прокатки.
Двадцять валків стану конструктивно об'єднані в дві симетричні піраміди, в
кожній з
яких робочий валок спирається на два перших проміжних, останні спираються на три других
проміжних, які, у свою чергу, знаходяться у взаємному контакті з чотирма опорними
валяннями.
Проміжні опорні і робочі валки комплектують з урахуванням необхідного розчину
валків. Довільне комплектування валків, без урахування необхідних величин діаметру бочок,
може зробити
завалення валків неможливої, може не забезпечити посадки робочих валків в
«забій» або привести до задирак поверхні бочок із-за торкання між собою однойменних
проміжних опорних валків (одного ярусу) [3].
В табл. 1 для проміжних валків номінального діаметру показані значення
максимальної та мінімальної суми діаметрів робочих валків для певних діаметрів І та ІІ
проміжних валків, а також максимальні та мінімальні значення положень бічних
ексцентриків.
Зарубіжна та вітчизняна практика конструювання та експлуатування багатовалкових
станів дозволяє зробити деякі висновки стосовно оптимальних співвідношень діаметрів
валків і найвдалішого їх розміщення в кліті [4].
Аналіз технічних характеристик деяких 20-валкових станів показує, що
співвідношення номінальних діаметрів валків більшою частиною знаходиться в
межах :
Драб : ДІ : ДІІ : ДОП = 1 : (1,6–2,2) : (2,3–3,9) : (3,7–6,6).
На практиці іноді зустрічається, що номінальний діаметр робочого валка (наприклад,
стан “1700” комбінату “Запоріжсталь”, стан “1200”Новолипецького металургійного заводу,
де ДІ / Драб = 132,4 мм/152,4 мм = 0,84). Застосування робочих валків більшого діаметру,
ніж перші проміжні валки, викликано чисто кон’юнктурними причинами і не може бути
технічно обгрутновано.
Розміщення валків в
кліті характеризується кутами між лініями, що з’єднують їх
центри (рис. 1). Кути в свою чергу визначаються співвідношеннями діаметрів валків.
Найчастіше зустрічаються величини цих кутів, отримані на основі аналізу технічних
характеристик зарубіжних та вітчизняних станів наступні:
ооо
107,5166160169
111
÷=÷=÷=
γβα
ооо
5,65,5165161155,9
222
÷=÷=÷=
γβα
Обработка материалов давлением №1 (19), 2008
353
Таблиця 1
Значення максимальної та мінімальної суми діаметрів робочих валків
для І та ІІ проміжних валків
155 151 147 143 139 135
Д
привод
(мм)
Д
холост
(мм)
∑
Д робочих валків max / min
(мм)
Положення
бічних
ексцентриків
241
237
233
247
243
239
220/210
232/220
244/226
230/216
242/222
254/230
240/222
251/227
264/236
250/230
262/234
-
260/238
-
-
270/248
-
-
0
÷
6
0
÷10
0
÷10
239
235
231
227
247
247
247
247
220/210
234/214
242/218
250/230
230/220
244/220
254/230
262/240
244/226
252/230
262/240
-
257/240
262/240
-
-
265/250
-
-
-
-
-
-
-
0
÷
6
0
÷
9
0
÷10
0
÷10
241
237
233
229
243
243
243
243
226/212
232/224
240/218
250/230
234/226
243/230
252/230
262/238
242/232
250/234
262/238
-
254/236
262/238
-
-
262/246
-
-
-
-
-
-
-
0
÷
7
0
÷10
0
÷10
0
÷10
241
237
233
229
239
239
239
239
-
238/232
245/232
256/237
236/230
246/235
254/238
264/242
246/240
254/240
263/242
-
256/246
266/245
-
-
265/250
-
-
-
-
-
-
-
0
÷
7
0
÷
8
0
÷10
0
÷10
241
237
233
229
235
235
235
235
-
-
250/242
258/240
238/234
250/246
258/250
266/245
247/240
260/250
270/250
-
258/244
270/254
-
-
265/249
-
-
-
-
-
-
-
0
÷
8
0
÷
7
0
÷
8
0
÷
9
241
237
233
229
231
231
231
231
-
-
255/251
262/253
-
254/254
262/255
270/255
-
265/260
270/260
-
266/260
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
0
÷
3
0
÷
2
0
÷
6
0
÷
7
Співвідношення діаметрів валків багатовалкових станів визначається умовами їх
стійкості проти розвалювання валкової піраміди в процесі прокатки. Теоретично це
забезпечується тим, що кути
1
α та
2
α
повинні бути більше 0о. Аналіз технічних
характеристик багатовалкових станів показує, що значення цих кутів
о
1
13≥α
′
і
о
2
15≥α
′
забезпечує стійкість верхньої валкової піраміди.
Із всього сказаного вище можна зробити висновок, що підбір комплекту валків
багатовалкового стану – відповідальна і складна операція, помилка в якій може привести до
аварії в процесі роботи. Правильний і швидкий підбір комплекту валків – дуже важливе
питання оскільки від цього залежать технічні можливості|спроможності| стану, його
продуктивність і якість продукції.
Метод емпіричного підбору комплекту валків не дає надійного результату і
пов'язаний з втратами часу і виробництва. Для вирішення завдань по комплектації валкового
вузла найбільш точне рішення дає використання номограм, оскільки використання номограм
дозволяє без втрат визначити практично всі можливі комбінації діаметрів валків для даного
багатовалкового стану
.
При побудові номограми для підбору комплекту багатовалкового стану необхідно
визначити координати центрів робочих та проміжних валків та діаметр робочого валка в
залежності від діаметрів проміжних валків, опорних роликів та розміщення осей з опорними
роликами.
Обработка материалов давлением №1 (19), 2008
354
Рис. 1. Кути, що визначають розміщення та стійкість валків 20-ти валкового стану.
Для розв’язку цієї задачі в загальному випадку приймаємо відомими координатами
центрів О6 і О5 опорних роликів (a6 ; b6) і (a5 ; b5), а також радіус опорних роликів R6 i R5,
при чому R6 = R5 і проміжних опорних валків R3, R4, R2.
Координати центру О3 другого проміжного приводного валка:
(
)
()
;
)(1
)()
)(2
(
)(1
)(2
2
)(1
)
)(2
(
)(1
)(2
2
65
56
2
63
2
65
2
6
2
6
2
5
2
5
2
65
56
65
2
6
2
6
2
5
2
5
2
6
2
6
2
6
2
65
56
2
6
65
566
65
2
6
2
6
2
5
2
5
65
56
2
65
56
6
65
566
65
2
6
2
6
2
5
2
5
65
56
3
bb
aa
RR
bb
baba
bb
aa
bb
baba
bba
bb
aa
а
bb
ааb
bb
bаbа
bb
аа
bb
aa
а
bb
ааb
bb
bаbа
bb
аа
а
−
−
+
+−
−
−−+
+
−
−
+
−
−−+
⋅−+
−
−
−
+
−
−
−
−
−
−−+
⋅
−
−
±
±
−
−
+
−
−
−
−
−
−−+
⋅
−
−
=
(1)
.
)(2
65
2
6
2
6
2
5
2
5
3
65
56
3
bb
bаbа
a
bb
аа
b
−
−−+
+⋅
−
−
=
(2)
Координати центру О
4
другого проміжного приводного валка:
.)(;0
2
5
2
54544
aRRbba −+−== (3)
Координати центру О
2
другого проміжного приводного валка:
[
]
[]
[]
[]
[][ ]
[]
;
2
)()(
)(4
)()()(4)(
)(4
)(2)()()(
)(2
)(2)()()(
3
2
24
2
4
2
32
2
3
2
3
2
34
2
3
2
3
2
2
24
2
4
2
32
2
3
2
3
2
24
2
4
2
3
2
34
2
34
2
3
2
34
2
2
34
2
24
2
4
2
32
2
3
2
334
2
34
2
33
34
2
34
2
24
2
4
2
32
2
3
2
3
2
34
2
a
RRbRRab
bbaa
RRbRRabRRbabb
bba
bbabRRbRRabbb
bbaa
bbabRRbRRabbb
а
++−+−+
+
+
−+
++−+−+++−⋅−
−
−+
−−++−+−+⋅−
−
−
−+
−−++
−+−+⋅−
=
(4)
Обработка материалов давлением №1 (19), 2008
355
Рис. 2. Визначення координат центрів валків.
[
]
[]
[]
[]
[][ ]
[]
.
)(4
)()()(4
)(4
}2)()(){(
)(2
2)()()(
2
2
34
2
3
2
2
244
2
32
2
3
2
3
2
24
2
4
2
3
2
2
34
2
3
22
34
2
2
24
2
4
2
32
2
3
2
334
2
34
2
3
2
34
2
24
2
4
2
32
2
3
2
334
2
bba
RRbRRabRRba
bba
abRRbRRabbb
bba
abRRbRRabbb
b
−+
++−+−+++−
−
−+
−++−+−+⋅−
±
±
−+
−++−+−+⋅−
=
(5)
Радіус робочого валка:
)(2
22
2
2
2
2
2
2
Rb
Rab
R
+
−+
=
. (6)
При підборі комплекту валків для стану повинні виконуватися наступні вимоги, які
поєднувалися б із можливостями парка відшліфованих та готових до роботи валків.
Розчин між робочими валками повинен знаходитися в межах, що визначаються
паспортними характеристиками даного стану.
При регулюванні розчину між робочими валками, встановленні рівня прокатки, тобто
при повороті ексцентрикових втулок
опорних підшипників, валки одного горизонту не
повинні доторкатися, так як це призводить до аварії в процесі роботи стану.
Для забезпечення стійкості піраміди валків кути (рис. 2) повинні бути відповідно
о
13
1
≥
′
α
і
о
15
2
≥
′
α
[4].
Обработка материалов давлением №1 (19), 2008
35
6
Рис. 3. Номограма для визначення діаметрів проміжних валків на 20-ти валковому стані.
Обработка материалов давлением №1 (19), 2008
35
7
При побудові номограми для підбору комплекту багатовалкового стану необхідно
визначити координати центрів робочих та проміжних валків та діаметр робочого валка в
залежності від діаметрів проміжних валків, опорних роликів та розміщення осей з опорними
роликами. Для розв’язку цієї задачі в загальному випадку приймаємо відомими
координатами центрів О6 і О5 опорних роликів
(a6 ; b6) і (a5 ; b5), а також радіус опорних
роликів R6 i R5, при чому R6 = R5 і проміжних опорних валків R3, R4, R2.
R2 = 77 мм R3 = 120 мм R4 = 115 мм R6 = R5 = 203,2 мм
На основі отриманих даних будуємо номограму визначення діаметрів проміжних
валків на 20-ти валковому стані (рис.3).
Проведеним дослідом встановлено, що можливо значне зменшення діаметру робочого
валка – до 93 мм – при збереженні існуючої станини стану “1728”, що знайшло
відображення
у номограмі.
а5 = 200,025 мм; a6 = 553,24 мм; b5 = 594,52 мм; b6 = 343,69 мм.
З номограми випливає, що діапазони зміни діаметру проміжних валків такі:
І-і проміжні валки 146–162 мм
ІІ-і проміжні приводні 226–246 мм
ІІ-і проміжні холості 244–255 мм
Зміни мінімального діаметру І-х проміжних валків з 128 до 146 мм дозволяє
відповідно збільшити діаметр підшипникового
вузла з 127 до 144 мм, тобто, застосувати
набагато стійкіші підшипники.
Висновки
Застосування робочих валків з діаметрами в запропонованому діапазоні ефективно з
наступних показників: збільшення продуктивності за рахунок зменшення числа проходів за
скорочення часу на перевалки; покращення геометрії та точності прокату по довжині та
ширині; здешевлення вартості валків та підготовки їх до роботи
.
ЛІТЕРАТУРА
1. Коновалов Ю. В.. Расчет параметров листовой прокатки: справочник. / Ю. В. Коновалов,
А. Л.Остапенко и др. – М.: Металлургия, 1986. – 430 с.
2. Васильев Я. Д. Совершенствование технологии производства тонких холоднокатаных полос с
улучшенной плоскостностью / Я. Д. Васильев, А. В. Дементиенко и др. // Металлург. и горноруд. пром-сть. – 2004. –
№ 5. – С. 28-32.
3. Чекмарев А.П.,
Ольдзиевский С.А. Методы исследования процессов прокатки ./ А.П. Чекмарев,
С.А. Ольдзиевский – М.: Металлургия, 1969. – 294 с.
4. Управлением качеством тонколистового проката / Мазур В. Л., Сафьян А. М., Приходько И. Ю. и
др.. – К.: Техника, 1997. – 384 с.
Середа Б. П. – сотрудник ЗГИА;
Кругляк І. В. – сотрудник ЗГИА;
Бєлоконь Ю. О. – сотрудник ЗГИА;
Жеребцов О. А. – сотрудник ЗГИА.
ЗГИА – Запорожская государственная инженерная академия, г. Запорожье.
omt@zgia.zp.ua
Обработка материалов давлением №1 (19), 2008
358
УДК 621.77: 621.83
Смирнов А. М.
Кричун А. А.
ИССЛЕДОВАНИЕ МНОГОЗВЕННОГО ЗУБЧАТО-РЫЧАЖНОГО
ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА ПРЕССОВ
НА ОСНОВЕ АНИМАЦИОННОЙ ПАРАМЕТРИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ
При изготовлении относительно высоких (глубоких) деталей с
l/d > 3 одно- и
многопереходной листовой штамповкой с применением технологических операций вытяжка
и глубокая вытяжка из штучных заготовок, скорость ползуна на рабочем ходу должна быть
постоянной (особенности операции вытяжка), ход ползуна максимальным (для получения
глубоких заготовок). А также необходимо обеспечить максимально возможную скорость
ползуна на холостом ходе для увеличения производительности оборудования.
Таким
требованиям удовлетворяет двухкривошипный шарнирный механизм (рис. 1),
описанный и запатентованный в Японии [1]. В патенте рассматривается связь между
кривошипами посредствам зубчатой передачи без промежуточных колец-сателлитов,
следовательно, кривошипы имеют противоположное направление вращения. Аналогичный
механизм, но с односторонним направлением вращения кривошипов (т.е. между зубчатыми
колесами кривошипов располагается промежуточное колесо) защищен французским
патентом, на
основании которого фирмой Крупп были построены вытяжные прессы,
описанные в литературе [2].
В патенте [1] предложены следующие соотношения геометрических параметров
механизма:
.1512;2622;3328;3015;2820;3.62.5; 1
111
2
11
1
1
2
1
÷=÷=÷=÷=÷=−÷==
r
y
r
x
r
b
r
l
r
b
r
r
r
(1)
Целью настоящей работы является сокращение времени проектирования
исполнительного механизма пресса. Эта цель достигается путем использования методов
компьютерного моделирования на основе разработанной параметрической анимационной
модели механизма.
Модель построена с использованием параметрического графического пакета T-FLEX
CAD, на основе обобщенной кинематической схемы механизма, представленной на рис. 1.
При анализе рассматриваются два механизма: 1. с противоположным направлением
вращения
кривошипов [1]; 2. с односторонним направлением вращения кривошипов [2].
Обобщенная кинематическая модель механизма (рис. 1) позволяет исследовать сразу
два механизма, направление вращения кривошипов регулируется изменением знака угла
порота
α
. При
α
> 0 кривошипы имеют одностороннее направление вращения (по часовой
стрелке), при
α
< 0 – направление вращения противоположное (кривошип
1
r против
часовой стрелки, кривошип
2
r по часовой стрелке).
При исследовании механизмов накладываются следующие ограничения: 1. Звенья
механизма считаются абсолютно жесткими; 2. Механизм имеет одну степень свободы; 3.
Кривошипы вращаются с постоянной скоростью, т.е.
constt
=
Δ
Δ
=
/
α
ω
, где
α
Δ изменение
угла поворота кривошипа за время
tΔ
[4].
Для расчета кинематических параметров необходимо найти зависимость
перемещения S ползуна от угла поворота
α
. Отсчет перемещений ведется от крайнего
нижнего положения ползуна, а отсчет углов – от горизонтали, проходящей через ось
кривошипа
О. Изменяемым параметром служит угол
α
. Изменяя относительные параметры,
строим планы механизма с заданным шагом изменения параметра
α
Δ
, соответствующим
изменению величины угла поворота кривошипа за время
t
Δ
.
Обработка материалов давлением №1 (19), 2008
359
α
α
ψ
ψ
ψ
Рис. 1. Обобщенная кинематическая схема механизма.
Величину текущего хода ползуна
i
S измеряем с помощью команды «distance»
T-FLEX CAD, вычисляющей расстояние между точками с координатами крайнего нижнего
положения ползуна
0
S и координатами текущего положения ползуна
i
S . Для определения
скоростей и ускорений механизмов воспользуемся понятием аналогов скоростей и
ускорений. Скорость ползуна:
;
ωω
α
α
α
⋅=⋅
Δ
Δ
=
Δ
Δ
Δ
Δ
=
Δ
Δ
=
ii
V
S
t
S
t
S
v , (2)
где
1−
−=Δ
ii
SSS – изменение величины ползуна за время t
Δ
, мм;
α
Δ
Δ
=
S
V
i
– аналог скорости ползуна.
Ускорение ползуна:
;
ωω
α
α
α
⋅=⋅
Δ
Δ
=
Δ
Δ
Δ
Δ
=
Δ
Δ
=
ii
j
v
t
v
t
v
j
, (3)
где
1−
−=Δ
ii
vvv – изменение скорости ползуна за время t
Δ
, мм/с;
α
Δ
Δ
=
v
j
i
– аналог ускорения ползуна.
Обработка материалов давлением №1 (19), 2008
360
Для определения геометрических размеров звеньев воспользуемся методом
безразмерных параметров [4], т.е. звено наименьшей длины принято за единицу, в нашем
случае радиус кривошипа
1
r , а длины всех прочих звеньев определены отношением к длине
наименьшего звена, в нашем случае:
111
2
11
1
1
2
;;;;;
r
y
r
x
r
b
r
l
r
b
r
r
======
κχγελβ
. (4)
Пределы варьирования относительных параметров
κ
χ
ε
γ
λ
β
,,,,, приведены в табл. 1.
Таблица 1
Пределы варьирования относительных параметров механизма
β
5.2 5.42 5.64 5.86 6.08 6.3
λ
20 21.6 23.2 24.8 26.4 28
γ
15 18 21 24 27 30
ε
28 29 30 31 32 33
χ
22 22.8 23.6 24.4 25.2 26
κ
12 12.6 13.2 13.8 14.4 15
Данные об изменении кинематических параметров обрабатываем с использованием
компьютерного приложения для работы с числовыми массивами, например в Microsoft Excel,
и строим графики их зависимости от размеров звеньев.
В ходе исследования механизмов при определенном сочетании относительных
параметров (значения параметров не выходят за пределы, предложенные в [1] и [2])
наблюдались резкие перепады кривой графика скорости (рис. 3).
Выявленные ряды таких
сочетаний параметров для каждого механизма приведены в табл. 2. Причина появления
таких перепадов скорости в работе механизма связана, с тем, что при определенных размерах
звеньев механизма и некотором угле поворота кривошипа ползун практически
останавливается и остается в таком положении при повороте кривошипа на угол от 10
0
до
30
0
. Такие перепады скорости критичны при работе механизма, т.к. резкое изменение
скорости обусловлено значительным увеличением (уменьшением) ускорения, а при высокой
инерционности механизма это может привести к его разрушению.
Таблица 2
Сочетания относительных параметров механизма, при которых возникают резкие
перепады скорости
Противоположное направление Одностороннее направление
1 2 3 1 2 3
β
5.1-5.2 5.25-5.31 5.48-5.54 5.20-5.24 5.97-6.04 6.10-6.15
λ
20-22 20.8-21.6 22.4-23.5 23-24 25.2-25.9 26.6-27.7
γ
18.1-18.7 16.5-17.3 19.5-20.1 18.4-18.9 24.3-25.7 28.2-29.1
ε
33-34 28.5-28.9 29.5-30.0 33-34 31.3-32.5 32.2-33.6
χ
22.0-22.5 22.4-23.1 23.2-23.9 22.1-22.8 24.5-25.2 25.6-26.1
κ
12.0-12.2 12.3-12.7 12.9-13.2 12.3-12.6 13.6-14.2 14.7-15.0
Характерные графики зависимости кинематических характеристик для
одностороннего и противоположного вращения кривошипов представлены на рис. 2.