НАЦІОНАЛЬНА МЕТАЛУРГІЙНА АКАДЕМІЯ УКРАЇНИ

Зданевич Сергій Володимирович

УДК 621.771.068(043)

ОБҐРУНТУВАННЯ РАЦІОНАЛЬНИХ ДИНАМІЧНИХ
ХАРАКТЕРИСТИК МАШИН, ЩО ЗМОТУЮТЬ ТОНКУ
ГАРЯЧЕКАТАНУ ШТАБУ

Спеціальність 05.05.08

"Машини для металургійного виробництва"

АВТОРЕФЕРАТ

дисертації на здобуття наукового ступеня

кандидата технічних наук

Дніпропетровськ - 2006

Дисертацією є рукопис

Робота виконана у Національній металургійній академії України

Міністерства освіти і науки України

Наукові керівники:

доктор технічних наук, професор Цапко Валерій Костянтинович ,
Національна металургійна академія України, завідувач кафедрою “Машини і агрегати металургійного виробництва” (м. Дніпропетровськ);

кандидат технічних наук, професор Смирнов Геннадій Федорович,
Дніпропетровський національний університет залізничного транспорту
ім. акад. В. Лазаряна, професор кафедри “Прикладна механіка” (м. Дніпропетровськ)

Офіційні опоненти:

доктор технічних наук, професор Кукушкін Олег Миколайович, Національна
металургійна академія України, професор кафедри “Автоматизація виробничих
процесів” (м. Дніпропетровськ);

кандидат технічних наук, старший науковий співробітник Вереньов Валентин
Володимирович, Інститут чорної металургії ім. З. І. Некрасова НАН України
(м. Дніпропетровськ)

Провідна установа:

Донецький національний технічний університет Міністерства освіти і науки
України, кафедра механічного обладнання заводів чорної металургії (м. Донецьк)

Захист відбудеться “ 26 ” вересня 2006 р. в 12.30 годині на засіданні спеціалізованої
вченої ради Д 08.084.03 Національної металургійної академії України за адресою:
49600, м. Дніпропетровськ, пр. Гагаріна, 4.

З дисертацією можна ознайомитися в бібліотеці Національної металургійної академії
України за адресою: 49600, м. Дніпропетровськ, пр. Гагаріна, 4.

Автореферат розісланий “ 21 ” серпня 2006 р.

Вчений секретар спеціалізованої

вченої ради Д 08.084.03, д.т.н., проф. Л.В. Камкіна

ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. В останні роки намітилася стійка тенденція розширення розмірного сортаменту плоского гарячекатаного прокату в напрямку зменшення його товщини, що дозволяє ефективно застосовувати його замість холоднокатаного прокату в різних галузях промисловості. При рішенні актуальних галузевих проблем металургії України - підвищення якості, споживчих властивостей і конкурентоспроможності гарячекатаної штаби, важливе місце займає створення науково-методичної бази для розрахунку, експертизи, реконструкції, модернізації і освоєння машин для змотування (моталок) гарячекатаної штаби товщиною менш 2,0 мм.

Моталки гарячекатаної штаби являють собою складні розгалужені системи електро - гідро (пневмо) - механічних пристроїв. Останні роки на безперервних широкоштабових станах гарячої прокатки (БШСГП) заводів України зберігаються тенденції збільшення маси рулонів, впровадження нових технологічних прийомів при виробництві гарячекатаної штаби (транзитної прокатки), освоєння прокатки тонкої (товщиною від 1,5 мм і менш) штаби. Це викликає підвищення навантажень на основне технологічне устаткування і зокрема на моталки. Крім того, залишається актуальним одержання рулонів із заданою геометрією по телескопічності витків, щільністю намотування, що накладає певні умови на конструкцію основних вузлів моталок, їхніх приводів, режими змотування. По теперішній час не вирішені задачі зниження віброактивності моталок, що веде до численних механічних і технологічних відмов устаткування.

Таким чином, робота, спрямована на підвищення експлуатаційної і технологічної надійності моталок гарячекатаної штаби, є актуальною.

Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Дисертаційна робота виконана відповідно до напрямку наукової діяльності кафедри “Машини і агрегати металургійного виробництва” НМетАУ, спрямована на розробку і впровадження високонадійного і ефективного металургійного устаткування та відповідає Національній програмі розвитку і реформування гірничо-металургійного комплексу України до 2010 р. (№ 166-IV від 06.10.1998 р.)

Мета і задачі дослідження. Метою роботи є обґрунтування раціональних динамічних характеристик машин, що змотують тонку гарячекатану штабу, на основі дослідження особливостей структури, частотних і динамічних властивостей основних механізмів моталок, що дозволяє вирішити задачі зниження динамічних навантажень і підвищення надійності цих машин.

Відповідно до зазначеної мети в роботі поставлені наступні задачі:

1) дослідити характер і фактори динамічного навантаження механізму формування рулону моталки гарячекатаної штаби;

2) розробити комплекс розрахункових схем і математичного опису для дослідження частотних і динамічних властивостей у крутильній і згинальної системах приводу барабана при змотуванні тонкої штаби з відводом формуючих роликів від рулону з урахуванням змінної маси ланок і поздовжньої жорсткості ділянки штаби в проводці;

3) обґрунтувати рішення по усуненню структурних недосконалостей і раціональному проектуванню вузлів механізмів моталок;

4) обґрунтувати вибір раціональних параметрів машин, що змотують штабу, спрямованих на зменшення динамічних навантажень при змотуванні тонкої штаби у рулони збільшеної маси.

Об'єкт дослідження - машини, що змотують тонку гарячекатану штабу (моталки).

Предмет дослідження – структурні, кінематичні і динамічні параметри механізмів моталок гарячекатаної штаби.

Методи дослідження. Теоретичні дослідження виконані з використанням фундаментальних закономірностей і аналітичних методів структурного аналізу і синтезу механізмів, динаміки механічних систем із пружними ланками, динаміки механізмів зі змінною масою ланок. Для аналізу експлуатаційної надійності механізмів моталок використали методи теорії імовірності і математичної статистики. Імітаційне дослідження натягу штаби при змотуванні виконувалося на основі розроблених математичних моделей за допомогою чисельних методів рішення диференціальних рівнянь із використанням ЕОМ. Експериментальні дослідження моталок виконувалися на діючому встаткуванні з паралельною реєстрацією силових (метод тензометрії), кінематичних і вібраційних параметрів роботи механізмів та електричних параметрів приводів за допомогою сучасної апаратури, що вимірює і реєструє.

Наукова новизна одержаних результатів.

1. Вперше, для визначення динамічного навантаження на ланки механізмів моталок від неврівноваженої змінної маси рулону з урахуванням конструкції механізму формування рулону і реальної геометрії мас ланок, створені математичні моделі на основі статичних характеристик параметрів зростаючого тіла (рулону), отриманого багатошаровим намотуванням гарячекатаної штаби.

2. Вперше одержані аналітичні залежності для визначення кінематичних характеристик механізму формування рулону на основі моделі зростаючого тіла з використанням механізму із заданим відносним рухом ланок, що замінює нестаціонарний профіль поверхні рулону.

3. Вперше, на основі комплексу моделей крутильної і згинальної коливальних систем вузла барабана, встановлені спектри впливів, що змушують коливання у механізмі формування рулону при змотуванні тонкої штаби, і одержані динамічні характеристики приводу барабана моталки з урахуванням змінної маси рулону і жорсткості штаби як нестаціонарного технологічного зв'язку.

4. Вперше виконаний синтез механізмів змінної структури стосовно до машин, що змотують гарячекатану штабу, з використанням структури кінематичних ланцюгів із багатопарними технологічними ланками.

5. Вперше одержані аналітичні залежності для визначення раціонального значення еквівалентної жорсткості трансмісії приводу барабана моталки з урахуванням змінної маси ланок і заданого діапазону параметрів технологічного зв'язку (штаби) з використанням метода синтезу по узагальнених параметрах з умови найменшої динамічності в перехідних режимах.

Практичне значення отриманих результатів роботи. На основі комплексу теоретичних і експериментальних досліджень розроблені алгоритми для імітаційного моделювання процесу змотування тонкої штаби, що дозволяють визначити закони і режими натягу штаби при змотуванні з урахуванням змінної маси рулону і гнучко-крутильних коливань барабана моталки.

Розроблено інженерну методику для вибору раціонального значення крутильної жорсткості трансмісії барабана моталки з урахуванням динамічних параметрів приводу і заданого діапазону технологічних параметрів штаби, що змотують.

Результати дисертаційної роботи були використані на металургійному комбінаті „Криворіжсталь” (акт впровадження технічних рішень від 20.03.1993 р.), а також на комбінаті „Запоріжсталь” (акт про використання науково-технічних розробок від 03.05.1994 р.). За результатами досліджень машин, що змотують гарячекатану штабу, розроблений навчальний посібник “Розрахунки моталок гарячекатаної штаби”, що впроваджено в навчальний процес у Національній металургійній академії України. Результати дисертаційної роботи можуть бути використані при створенні нових і модернізації існуючих машинних агрегатів, що змотують гарячекатану штабу.

Особистий внесок здобувача. У дисертації не використані ідеї співавторів публікацій. Всі принципові теоретичні і експериментальні результати, отримані в дисертації, базуються на дослідженнях, проведених автором. Особистий внесок здобувача в публікаціях зі співавторами полягає в наступному: [2] - експериментальне і аналітичне дослідження машин, що змотують штабу, стана 1680, розробка моделі рулону гарячекатаної штаби як зростаючого тіла з нестаціонарним профілем; [3] - розробка моделей і динамічне дослідження механізму формування рулону з урахуванням пружного поля опорних вузлів формуючих роликів машини, що змотує; [4] - одержання і аналіз статистичних даних відмов моталок, розрахунок схемної надійності підсистем ділянки змотування штаби БШСГП 1680; [5] - розробка методики складання динамічної моделі трибомеханічної коливальної системи з нестаціонарним зв'язком механізму формування рулону ролико-барабанної моталки; результати імітаційного моделювання процесу змотування гарячекатаної штаби з урахуванням змінності маси рулону і пружного технологічного зв'язку; [6] - розрахунок і аналіз частотного поля, що змушує, і спектра власних частот коливальних систем трансмісії барабана моталок; розробка методики визначення раціонального значення крутильної жорсткості трансмісії, що забезпечує мінімальну динамічність у заданому діапазоні зміни технологічних параметрів штаби, що змотують; [7] - розробка методу розрахунку навантажень на формуючі ролики машини, що згортає штабу, з урахуванням кінетики процесу формування рулону; [8] - розробка рекомендацій з вибору раціональних схем механізмів і конструкцій кінематичних пар на основі структурного аналізу механізмів формування рулону машин, що змотують; [9] - розробка методики складання розрахункової схеми крутильних і подовжньо поперечних коливальних систем механізму формування рулону; визначення режимів навантаження консольної ділянки барабана моталки і натягу штаби при її змотуванні в рулон.

Апробація результатів дисертації. Результати дисертаційної роботи доповідалися на III Всесоюзної науково-технічної конференції по розрахунках на міцність металургійних машин, (м. Жданов, 10 - 13 вересня 1985 р.); Республіканської науково-технічної конференції “Проблеми міцності, надійності, металоємності зубчастих передач і редукторів” (м. Севастополь, 29 - 31 травня 1986 р.); Міжнародному симпозіумі по модернізації устаткування прокатних станів комбінату “Криворіжсталь” (м. Кривій Ріг, 21 - 22 листопада 1990 р.); V Міжнародної науково-технічної конференції “Теоретичні проблеми прокатного виробництва” (м. Дніпропетровськ, 16 - 18 травня 2000 р.); науково-технічної конференції “Проблеми механіки гірничо-металургійного комплексу” (м. Дніпропетровськ, 28 - 31 травня 2002 р.); Міжнародної науково-технічної конференції “Вібрація машин: вимір, зниження, захист”, (м. Донецьк, 13-15 травня 2003 р.); IX Міжнародної науково-практичної конференції “Інформаційні технології: наука, техніка, технологія, освіта, здоров'я” (м. Харків, 15-16 травня 2003 р.); об'єднаному науковому семінарі механіко-машинобудівного факультету Національної металургійної академії України і Інституту чорної металургії НАН України ім. З.І.Некрасова (м. Дніпропетровськ, 18 грудня 2005 р., 12 квітня 2006 р.).

Публікації. Основні положення дисертації опубліковані в 8 статтях у спеціалізованих виданнях і в одній статті в тематичному збірнику.

Структура і обсяг дисертації. Дисертація складається зі вступу, шести розділів з висновками по кожному розділу, загальних висновків, списку використаних джерел з 96 найменувань на 10 сторінках, додатків. Загальний обсяг роботи становить 186 сторінок комп'ютерного тексту, у тому числі 127 сторінок основного тексту, 46 малюнків, 10 таблиць, трьох додатків - на 3 сторінках.

ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

У вступі дано загальну характеристику роботи, обґрунтована актуальність теми, визначені: ціль, задачі, об'єкт, предмет і методи досліджень, представлені наукова новизна і практичне значення отриманих результатів, особистий внесок здобувача, публікації, апробація отриманих результатів і структура дисертації.

У першому розділі проаналізовані конструктивні особливості і виконаний огляд досліджень агрегатів, що змотують гарячекатану штабу.

Великий внесок у розробку нових конструкцій моталок гарячекатаної штаби, експериментальні дослідження і створення методів розрахунку агрегатів, що змотують, внесли конструкторські відділи НКМЗ, ВНДІМЕТМАША, роботи О.І. Целікова, Б. О. Морозова, О. Л. Соніна,
Г. Г. Фоміна, В. П. Галані, С. Д. Гарцмана, В. Г. Макогона, П. С. Гринчука, В. С. Глазкова,
О. Н. Доброскока, С. С. Чепуркіна, З. П. Каретного, А. М. Кирносова, М. І. Ступакова,
І. Г. Тюменцева, О. О. Меркулова, Я. М. Раскіна, М. М. Потапова і ін. При вирішенні завдань, пов'язаних з динамічними розрахунками механічних систем приводів, важливе місце займають роботи С.М. Кожевнікова, Л.І. Цехновича, Ф.К. Іванченко, В.І. Большакова, Р.Ш. Адамія, В.М. Лободи та ін. Теоретичні основи розрахунку моталок, як механізмів зі змінною масою ланок, розглянуті в роботах А.П. Бессонова, М.Ю. Очана и др.

В останні роки у зв'язку з тенденцією розвитку технології виробництва тонкої гарячекатаної штаби з вуглецевих і легованих марок сталей, збільшення маси рулонів і швидкості змотування штаби виникли задачі, пов'язані з більше глибоким дослідженням існуючих машин, що змотують штабу, які потребують системного підходу, що включає в себе аналіз структури механізмів, кінематики процесу рулоноутворення, динаміки і вібростійкості моталок з метою підвищення їхньої надійності.

Існуючі конструкції моталок гарячекатаної штаби різноманітні, що можна пояснити пошуками нових і застосуванням перевірених в експлуатації схемних рішень основних вузлів і механізмів агрегатів, що змотують штабу. У потоках широкоштабових станів гарячої прокатки заводів України і Росії встановлені багатороликові барабанні моталки конструкції НКМЗ. Характерними рисами існуючих конструкцій моталок заводів України є низька заправна швидкість (для тонкої штаби менш 10 м/с), мала вага рулонів (до 16 т), низька надійність вузлів, підвищена віброактивність. Для змотування штаби з низьколегованих сталей товщиною менш 1,5 мм потрібно висока заправна швидкість (більше 12,5 м/с), вузькі інтервали температур змотування, підтримка при змотуванні заданого натягу штаби, а також відвід формуючих роликів від поверхні рулону після формування перших витків для забезпечення якості поверхні штаби. Освоєння прокатки штаби товщиною менш 1,5 мм стримується через недосконалість конструкції існуючих агрегатів, що змотують.

Встановлено що моталки варто розглядати як складні коливальні системи з повільною (за критерієм О.О. Меркулова) і несиметричною масою, що змінюється, з урахуванням пружності ланок і гнучкого технологічного зв'язку. При цьому до дослідження машин, що змотують штабу, з ланками змінної маси доцільно застосувати метод "затвердіння" без урахування реактивних сил.

Дослідження роботи машинних агрегатів, що змотують штабу, варто направити на:

визначення основних впливів, що змушують коливання, пов'язаних зі змінними динамічними параметрами коливальних систем моталок;

аналіз динамічних процесів, що мають місце в моталках при формуванні рулону з відводом формуючих роликів з урахуванням змінності мас і нестаціонарного характеру пружного технологічного зв'язку;

визначення раціональних параметрів механізму формування рулону, що дозволить знизити віброактивність моталок при заданому натягу штаби.

У другому розділі систематизовані характерні причини технічних і технологічних відмов моталок гарячекатаної штаби, визначені показники надійності машин, що змотують, на основі статистичної обробки даних по відмовах груп моталок БШСГП 1680 комбінату “Запоріжсталь” за 1305 доби їхньої експлуатації. За результатами аналізу показників надійності встановлено, що невисока надійність моталок обумовлена значною кількістю відмов у вузлах, зв'язаних між собою гнучким технологічним зв'язком (штабою).

Встановлено, що характерні відмови деталей і вузлів моталок пов'язані зі споконвічними недосконалостями і дефектами структури механізмів і вимагають оцінки локальних і структурних надлишкових зв'язків кінематичних ланцюгів з метою створення статично визначених механізмів агрегатів, що змотують штабу.

У третьому розділі наведені дослідження траєкторії центра мас рулону, які дозволяють визначити параметри впливу, що змушує, від неврівноваженого інерційного навантаження на ланки важільного механізму формування рулону при згортанні штаби в рулон, а також пояснити лібрацію рулону в пружному полі механізму формування.

При визначенні розрахункових навантажень, що діють на барабан моталки при змотуванні штаби, викликаних просторовим переміщенням центра S мас системи “барабан – рулон”, враховувалися параметри, що залежать від конструкції механізму формування рулону: положення центра мас рулону в площині його матеріальної симетрії XOY, перпендикулярної осі Z обертання барабана; вихідне положення центра С мас барабана, а також кут подачі штаби на барабан. Координати XS, YS, ZS центра мас системи “барабан – рулон” визначалися по наступних залежностях:

, (1)

тут ,

де ?n – модуль проекції радіуса-вектора положення центра мас системи на площину змотування;
?n – кут повороту рулону; ?n – кут подачі штаби, що змінюється в процесі змотування; ZС – координата центра мас барабана; mб – маса барабану; mр – маса рулону; ? - щільність матеріалу штаби; b, h – відповідно ширина і товщина штаби; Rб - радіус барабана.

У кінетостатичному дослідженні машин, що змотують штабу, рулон представлявся як провідна ланка, що має вид зростаючого тіла з нестаціонарним профілем. Точки контакту зовнішньої поверхні рулону з веденою ланкою механізму формування “зв'язувалися” з ланками змінної довжини механізму, що заміняє, із заданим відносним рухом ланок. За даними розрахунку кінематичних характеристик механізму, що заміняє, визначалися положення, швидкість і прискорення веденої ланки важільного механізму у функції радіуса рулону при заданій швидкості змотування.

Представлено методику розрахунку механізму формування рулону на основі кінематичної схеми богатороликової машини, що змотує, стана 1680 як статично невизначеної системи зі змінною масою. Це дозволило визначити напрямок модернізації і оцінки технологічних можливостей моталки при змотуванні гарячекатаної штаби перетином 5,2х1290 мм зі сталі 12Х18Н10Т у рулон масою 5700 кг.

У четвертому розділі наведені результати дослідження динаміки богатороликової машини, що змотує, БШСГП 1680. Як об'єкти динамічного дослідження були виділені два механізми: важільний та його привод, а також приводи роликів що подають штабу і формують рулон, які в процесі змотування штаби в рулон утворять замкнуту систему.

Рис. 1. Динамічна модель трибомеханічної коливальної системи (а) з нестаціонарним зв'язком механізму формування рулону моталки; траєкторія центра (точка S) мас системи “барабан-рулон” (б); вплив, що збурює, від неврівноваженої сили P(t) інерції системи “барабан-рулон ” (в)

Рулон під час змотування утворить разом з формуючими роликами ланку, що робить малі коливання в не обертових, прийнятих симетричними, пружних полях з нестаціонарною характеристикою, утворених піддатливістю підшипникових опор роликів механізму формування. Визначено характеристики пружного поля механізму формування рулону моталки у функції геометричних розмірів рулону з урахуванням конструкції підшипникових вузлів роликів; положення роликів у механізмі формування рулону при змотуванні; закону зміни зовнішнього навантаження, переданого з боку керованої важільної системи, на ролики.

Складну механічну систему, утворену рулоном і важільним механізмом притиснення формуючих роликів, керовану пневмоприводом, для частотного аналізу (виконавши декомпозицію) представляли декількома підсистемами. Для виконання частотного аналізу багатомасові динамічні моделі підсистем редукувалися відомими методами зменшення числа ступенів волі. Визначено режими змотування з посиленням динамічних навантажень у підсистемах з урахуванням змінної маси рулону і жорсткості пневмоприводу.

Рис. 2. Заміна нелінійної несиметричної характеристики жорсткості нестаціонарного зв'язку еквівалентною лінійною характеристикою по способу прямої лінеаризації (а); еквівалентна лінійна модель системи (б)

Дослідження динамічних процесів при змотуванні штаби на барабан виконувалися для механізму формування рулону багатороликової барабанної моталки стана 1680. Повна динамічна модель трибомеханічної коливальної системи з нестаціонарним зв'язком механізму формування рулону ролико-барабанної моталки представлена на рис.1, де с1 - згинальна жорсткість консольного вала барабана; с2 - жорсткість штаби на ділянці АВ (невагомої, у першому наближенні, пружно гнучкого зв'язку); сфi - наведені жорсткості (у досліджуваній конструкції моталки i = 1, 2, 3, 4) пружного поля механізму формування рулону; ?i - кутова координата положення формуючих роликів; mб* ,mр – відповідно постійні і змінна складові маси системи “барабан-рулон”; mki - наведена маса касети з формуючим роликом; k - коефіцієнт непружного опору, пропорційного швидкості; б - кутова швидкість барабана; Fт - сила тертя (сухого) між тягнучими роликами і штабою;
N - постійна нормальна сила, що діє з боку тягнучого ролика на штабу; Q1 - узагальнена сила ;
- кут подачі штаби; - кут зсуву осей верхніх і нижнього тягнучих роликів; Q2 - сила опору руху штаби по рольгангу; траєкторія центра ваги системи “барабан – рулон” (рис. 1, б);
Р - неврівноважена сила інерції системи “барабан – рулон” (рис. 1, в, де Tj const період впливу, що змушує).

Складна трибомеханічная модель механізму формування рулону з нестаціонарним зв'язком досліджувалася вроздріб у двох залежних підсистемах, що відповідають згинальної системі з нестаціонарним зв'язком і крутильній системі привода барабана.

Динамічна модель згинальної коливальної системи моталки при змотуванні рулону з відводом формуючих роликів має характеристику F(x1) (рис. 2, а) пружного нестаціонарного зв'язку трибомеханічної системи механізму формування рулону, що складає з: лінійної F1 і нелінійної F2 складових, де F20 - рівень насичення нелінійної складової; а - довжина пружної ділянки характеристики F2; xc - координата зсуву в трибосполученні штаби з тягнучими роликами; ?А - деформація штаби, викликана неузгодженістю окружних швидкостей тягнучих роликів і точки А рулону.

Одержав подальший розвиток спосіб прямої лінеаризації по методу мінімізації квадратичного відхилення до нелінійної системи з нестаціонарним зв'язком для випадку несиметричної пружної характеристики (рис. 2). Жорсткість сэкв і власна частота экв еквівалентної лінійної системи відповідно визначаються з виражень:

, ; (2)

тут ; ; ; Fт = []hb;

,

де А1 - амплітуда змушених коливань; - наведений коефіцієнт опору руху штаби по роликах рольганга; mп – вихідна маса штаби; - наведена до розрахункової точкі маса барабана; [] - питомий натяг штаби.

Рівняння руху маси досліджуваної еквівалентної моделі має вигляд:

; (3)

тут 2h1 = k/m1; ; ; ; ; , ; ,

де V - швидкість подачі штаби тягнучими роликами.

Натяг F2 штаби між тягнучими роликами і барабаном

, (4)

тут , где ; .

Визначено загальні закономірності, що зв'язують амплітуду змушених коливань із власною частотою экв еквівалентної системи, що дозволяє встановити області збудження резонансних режимів по амплітуді коливань, частоті впливів, що змушують, у механізмі формування рулону і технологічних параметрів: геометричних розмірів штаби, маси рулону, швидкості змотування, натягу штаби.

Імітаційне моделювання процесу змотування на основі еквівалентної системи виконувалося чисельними методами із застосуванням спеціалізованих пакетів програмного забезпечення і алгоритмів, розроблених автором. Результати моделювання (рис. 3) показали, що зміна згинаючого зусилля (крива F1) на барабані носить коливальний характер. Визначено, що при змотуванні тонкої штаби з відводом формуючих роликів від рулону, закони зміни зусилля натягу штаби залежать від заданих технологічних параметрів (швидкості змотування, жорсткості штаби, зусилля в трибосполученні з тягнучими роликами) і можуть відповідати режимам із квазіпостійним, змінним або віднульовим (характерним для змотування із втратою поздовжньої стійкості штаби в проводці) натягом. Аналіз результатів моделювання показав гарну збіжність частот коливань барабана при сталому режимі змотування з експериментальними даними (максимальні відхилення становлять не більше 5%), амплітудні значення відповідають заданим при моделюванні технологічним параметрам змотування.

Причиною динамічної нестійкості системи є зсув (хс - А) характеристики зв'язку (рис. 2, а) при періодичному збурюванні. Пропонується розраховувати закон регулювання швидкості , що забезпечує змотування з необхідним постійним натягом, з використанням моделі машини, що змотує, з нестаціонарним зв'язком. |

h = 0,004 м;

V = 10,0 м/с;

FТ = 10 кН;

л = 0,25;

с2 = 3,38108 Н/м;

Кн = 0,36; Ку = 0,83

h = 0,006 м;

V = 8,0 м/с;

FТ = 10 кН;

л = 0,12;

с2 = 5,07108 Н/м;

Кн = 0,43; Ку = 0,98

h = 0,008 м;

V = 7,0 м/с;

FТ = 11,0 кН;

л = 0,08;

с2 = 6,76108 Н/м;

Кн = 0,64; Ку = 0,99

Рис. 3. Результати моделювання процесу змотування штаби на ролико-барабанної моталці із втратою поздовжньої стійкості штаби в проводці (а), зі змінним (б) і квазіпостійним натягом штаби (в), де закони зміни: F1 - згинаючого зусилля на барабані; Q1 – впливу, що змушує, від неврівноваженості рулону і його ваги в напрямку подачі штаби; F2 - зусилля натягу в штабі; F20 - рівень постійного натягу при змотуванні; TQ - період збурювання; T1 – період вільних поперечних коливань барабана; T2 – період коливань натягу штаби із частотою поперечних коливань барабана; Кн - коефіцієнт якості змотування за умовою щільності рулону; Ку - коефіцієнт стійкості штаби в проводці між тягнучими роликами і барабаном

Рис. 4. Кінематична схема механізму рулоноутворення (а) і редукована динамічна модель (б) привода барабана моталки

Особливість моталок гарячекатаної штаби є наявність при змотуванні пружного технологічного зв'язку (штаби) між тягнучими роликами і механізмом формування рулону, що включає барабан і формуючі ролики моталки. При цьому жорсткість штаби, що змотують, впливає на характер коливальних процесів у крутильних електромеханічних системах приводів барабана, роликів, що тягнуть і формують, а також згинальної системі барабана і коливальній важільній системі механізму формування рулону.

Динамічні процеси в приводі барабана (рис. 4, б) з урахуванням статичної характеристики двигуна постійного струму і жорсткості сп технологічного зв'язку (штаби) описувалися системою диференціальних рівнянь:

; (5)

тут ; ;

; ; ; ; ,

де наведені моменти інерції: I1 - ротора двигуна, муфти, коліс редуктора; I2 - барабана і рулона; наведені крутильні жорсткості: с12 - трансмісії; с23 - пружної ділянки штаби (поздовжня жорсткість сп); k12, k23 - коефіцієнти дисипації енергії в елементах приводу і пружній ділянці штаби; параметри статичної характеристики двигуна: М10 - момент короткого замикання, ?10 - кутова швидкість ідеального холостого ходу; Мс - момент пружно-пластичного вигину штаби і від сил опору в опорах барабана; ц1, и ц2, - відповідно кут і кутова швидкість повороту дискретних мас;
ц3 ,- - відповідно наведена кутова координата і кутова швидкість подачі штаби тягнучими роликами; V2 - швидкість змотування штаби; V3 - швидкість подачі штаби тягнучими роликами;
ЕТ - модуль пружності матеріалу штаби при температурі змотування.

Визначено власні кутові частоти p1,2 коливань крутильної системи із пружним технологічним зв'язком і власною частотою p0 коливань двомасової системи приводів барабанів (рис. 5) для граничних, по кожній моталці, значень товщини штаби при максимальній масі рулону і постійному значенні модуля пружності матеріалу штаби при заданій температурі змотування:

; , (6)

де: ; ; .

а) б) в) г)

Рис. 5. Частотні характеристики редукованої реальної динамічної моделі крутильної коливальної системи із двома ступенями волі приводу барабана моталки з урахуванням технологічного зв'язку: БШСГП 1680: а) восьмироликова (i = 2,1); б) чотирироликова (без редукт.); БШСГП 1700:
в) восьмироликова (i = 4,38); г) восьмироликова (i = 2,7)

При аналізі коливальних процесів у механізмі формування рулону досліджувалися всі можливі причини впливів, що змушують, з урахуванням частот збурювання, пов'язаних зі зміною мас, геометричних параметрів і кутової швидкості робочого тіла (рулону), кутових швидкостей тягнучих і формуючих роликів, а також частот(рис.6), пов'язаних зі зміною параметрів, викликаною натягом вільної ділянки штаби в проводці між тягнучими роликами і рулоном.

а) б)

Рис. 6. Власні частоти p1, p2 поперечних коливань вільної ділянки штаби довжиною 2,485 м і товщиною 1,7; 2; 3;..;8 мм у проводці при натягу Т: а) для b = 0,72 м; б) для b = 1,55 м

Зіставленням частотних характеристик досліджуваної коливальної системи і впливів, що змушують, встановлено, що при змотуванні тонкої штаби на максимальній швидкості відбувається зближення власних частот крутильної і згинальної систем барабана із частотою обертання формуючих роликів, що може викликати посилення коливань при змотуванні за участю формуючих роликів.

Уперше вирішена задача вибору параметрів за критерієм мінімальної навантаженості в крутильній системі приводу барабана моталок на основі методу синтезу по узагальнених параметрах (метод О. М. Голубенцева) стосовно до двомасових затиснених рядних систем зі змінною масою і жорсткістю без урахування дисипативних факторів.

Розрахунок узагальнених параметрів С1 для приводів барабанів моталок (конструкції НКМЗ) широкоштабових станів гарячої прокатки (рис. 7) проводилися для граничних, по технічних характеристиках агрегатів, параметрів: перетинам штаби, що змотують, ([bh]min , [bh]max) і радіусу рулону Rp.

, (7)

тут ; ; (8)

де ; ; .

Розрахунком встановлений великий розкид значень параметра С1 для кожної конструкції приводу барабана, що пов'язане зі змінною наведеною масою I2 і жорсткістю с23 системи в розглянутому діапазоні технологічних параметрів штаби, що змотують, наявністю редукторного привода, обмеженні граничної маси рулону по його діаметру. Для двомасових затиснених рядних систем приймався інтервал припустимих (раціональних) значень узагальненого параметра
С1 : 0,05 С1 0,15.

Запропоновано метод розрахунку раціонального параметра крутильної жорсткості с12 трансмісії барабана:

; (9)

; (10)

; (11)

; (12)

; (13)

; (14)

. (15)

Раціональне значення параметра с12 (рис. 8, а) приймалося виходячи з локального мінімуму функції S(c12) у розрахунковому інтервалі при умові забезпечення динамічної міцності елементів трансмісії.

а) б) в) г)

Рис. 7. Області раціональних значень узагальненого параметра С1, розрахованого по пружних-масових параметрах редукованої крутильної системи приводу барабана при взаємодії із пружною технологічною ланкою, і розрахункові графіки узагальненого параметра для граничних перетинів штаби, що змотують, в інтервалі зміни радіуса рулону Rp: БШСГП 1680: а) восьмироликова (i = 2,1); б) чотирироликова (без редукт.); БШСГП 1700: в) восьмироликова (i = 4,38); г) восьмироликова (i = 2,7)

При заданих значеннях інерційних параметрів коливальної системи привода барабана чотирироликової моталки і діапазону перетинів технологічного зв'язку, найближче раціональне значення крутильної жорсткості (рис. 8, б) склало [с12] = 15,5·МНм, що в 2,6 раза більш базового значення с12 = 5,96·МНм.

а) б)

Рис. 8. Розрахунок (а) раціонального значення жорсткості с12 трансмісії барабана чотирироликової моталки з умови (б) мінімуму функції S(с12) інтегральних значень узагальненого параметра С1, відмінних від області раціональних значень, в інтервалі зміни радіуса Rp рулону для заданих граничних значень площі перетину технологічного зв'язку: А – вихідний стан системи; В – раціональний стан системи; S1, S2 – складові функції S(с12)

У п'ятому розділі представлені результати структурного аналізу механізмів моталок на основі універсальної структурної теорії О. Г. Озола. У процесі аналізу всі механізми моталок розглядалися як просторові, ланки вважалися абсолютно твердими, а кінематичні пари і з'єднання в першому наближенні - ідеальними (беззазорними). Штаба, що змотується, і формований з її рулон, будучи для механізмів моталки робочим тілом, у приводі - ведена ланка, а для механізму формування рулону - провідна ланка і спричиняється структурні побудови його веденого ланцюга. Визначено, що механізм формування рулону є механізмом змінної структури з нестаціонарними зв'язками і багатопарною технологічною ланкою, що утворюється в процесі змотування штаби. Встановлено, що в існуючих конструкціях механізмів формування рулону необхідний зворотний кінематичний або динамічний зв'язок, що синхронізує рух ланок які утворюють формуючу порожнину.

Виконані дослідження показали, що при проектуванні моталок не приділялося належної уваги структурній побудові механізмів. Разом з тим кінематичні ланцюги характеризуються більшою кількістю надлишкових зв'язків, що приводить до статично невизначених систем або, навпаки, при наявності зазорів є джерелом додаткової рухливості, розриву зв'язків, що у важільному механізмі формування служить однієї із причин “буравлення” штаби, телескопічності і “розпушивання” рулону, а також може істотно впливати на динамічні процеси, що відбуваються в цих машинах і, як наслідок, на їхню надійність.

Наведено рекомендації з раціонального проектування і усунення надлишкових зв'язків у контурах кінематичних ланцюгів важільної системи механізму формування рулону, контурах із пневмоциліндрами, а також синхронізуючій системі механізму формування рулону.

Виконано структурний синтез важільного механізму без надлишкових зв'язків багатороликової моталки з вузлом настроювання закону формуючого зусилля на роликах на основі вантажних кулачків, профіль яких вибирався з умови сталості передатної функції, і пружної синхронізуючої ланки. Запропоновано, для зменшення зношування та усунення структурних недосконалостей, конструкції рухливих з'єднань важільного механізму удосконалить шляхом введення кінематичних пар з еластомерними або сферичними трирухомими елементами.

Шостий розділ. З метою ідентифікації коливальних систем механізмів ролико-барабанної моталки БШСГП 1680 були виконані експериментальні дослідження, при яких реєструвалися: електричні параметри електродвигунів привода барабана і тягнучих роликів, напруги вигину барабана, кількість витків.

Експериментальне дослідження згинальних коливань барабана проводилося у два етапи.

На першому етапі в умовах непрацюючого приводу обертання барабана при операціях зштовхування готового рулону зі збудженням у згинальної системі вільних загасаючих коливань. Визначено динамічні параметри згинальної системи барабана: логарифмічний декремент коливань при вільних загасаючих коливаннях барабана після зштовхування рулону склав 0,0860,137; коефіцієнт згинальної жорсткості барабана склав 46,4•106 Н/м; власна частота згинальних коливань барабана склала 74,5 с-1. Встановлено, що в досліджуваній коливальній системі вузла барабана відношення вертикальних і горизонтальної радіальних жорсткостей становить 1,14. Результати досліджень підтвердили ідентичність розрахункових і експериментальних частотних характеристик вузла барабана.

На другому етапі визначені статичні і динамічні згинальні моменти, що навантажують коливальну систему барабана при змотуванні штаби в рулон, з оцінкою статичних і динамічних напруг у досліджуваному вузлі. Встановлено, що згинальні коливання барабана щодо вертикальної осі носять знакозмінний характер. Це свідчить про коливання натягу штаби при змотуванні, що підтверджується результатами імітаційного моделювання на основі моделі з нестаціонарним зв'язком.

Необхідна вібростійкість згинальної і крутильної систем барабана моталки, зниження динамічних навантажень може бути досягнуто раціональним вибором динамічних параметрів механізму формування рулону. Встановлено, що жорсткість вузла барабана є основною характеристикою, що визначає динамічну якість системи “тягнучі ролики - штаба - рулон” і фактором, що впливає на вибір режимів змотування. Демпфірування згинальних коливань у вузлі барабана залежить від застосовуваних в опорах підшипників і геометричних параметрів вузла барабана.

При змотуванні тонкої гарячекатаної штаби для забезпечення надійного захвата переднього кінця штаби необхідна установка початкових зазорів між формуючими роликами і барабаном з урахуванням згинальної жорсткості барабана, початкової кутової швидкості і радіального биття поверхні барабана.

ВИСНОВКИ

1.

2.

3.

4.

5.

6.

7.

Основний зміст дисертації опубліковано у роботах:

1.

2.

3.

4.

5.

6.

7.

8.

9.