трехвалковая клеть продольной прокатки

Формула изобретения

ТРЕХВАЛКОВАЯ КЛЕТЬ ПРОДОЛЬНОЙ ПРОКАТКИ, содержащая корпус, в расточках которого посредством подшипниковых опор размещены вал с рабочим валком и коническими шестернями и наклонные к нему под равными углами два вала с рабочими валками, имеющие по одной конической шестерне, отличающаяся тем, что конические шестерни выполнены с круговой формой зуба, направление образующей линии которого совпадает с направлением вращения соответствующего вала.

Описание изобретения к патенту

Изобретение относится к прокатному производству, а точнее к трехвалковым клетям продольной прокатки, и может быть использовано при проектировании редукционных и калибровочных станов для труб, а также станов для непрерывной прокатки прутков и проволоки.

Известна трехвалковая редукционная клеть (1), содержащая корпус, в котором размещены три двухопорных валка на подшипниках качения. Вращение валков осуществляется путем передачи крутящего момента от одного приводного валка через конические шестерни, расположенные консольно на опорных валах двух других валков.

Недостатком известной конструкции клети является низкая нагрузочная способность и долговечность в связи с низкой нагрузочной способностью зубчатых конических зацеплений и подшипниковых опор валков, размещенных в ограниченном пространстве корпуса трехвалковой клети, а также за счет неравномерного распределения радиальных и осевых нагрузок на подшипниковые опоры валков, возникающие в зубчатых зацеплениях.

Из известных трехвалковых клетей продольной прокатки наиболее близкой по технической сущности является трехвалковая рабочая клеть редукционного стана (2), включающая корпус, в расточках которого посредством подшипниковых опор размещены вал с рабочим валком и коническими шестернями, и наклоненные к нему под равными углами два вала с рабочими валками, имеющие по одной конической шестерне.

Недостатком известной конструкции трехвалковой рабочей клети редукционного стана является низкая нагрузочная способность и долговечность в связи с низкой нагрузочной способностью зубчатых зацеплений и подшипниковых опор рабочих валков, размещенных в ограниченном пространстве корпуса трехвалковой клети, а также за счет неравномерного распределения радиальных и осевых нагрузок на подшипниковые опоры валов, возникающие в зубчатых зацеплениях.

Задачей изобретения является повышение нагрузочной способности зубчатых конических зацеплений и обеспечение передачи более высоких крутящих моментов.

Предложенное конструктивное выполнение трехвалковой клети продольной прокатки обеспечивает повышение ее нагрузочной способности и долговечности за счет того, что круговая форма зуба конических шестерен обеспечивает более плавную работу зацепления и передает более высокий крутящий момент, так как пятно контакта в данном случае увеличивается, при этом совпадение направления их образующей линии с направлением вращения соответствующего вала позволяет равномерно распределять радиальные и осевые нагрузки на подшипниковые опоры, возникающие в зубчатых зацеплениях при передаче крутящего момента.

На фиг. 1 изображена кинематическая схема трехвалковой клети продольной прокатки; на фиг. 2 - вариант компановки зубчатых зацеплений и подшипниковых опор трехвалковой клети продольной прокатки; на фиг. 3 - схема радиальных и осевых усилий в зацеплении при совпадении направления образующей линии наклона зуба с направлением вращения вала; на фиг. 4 - схема радиальных и осевых усилий в зацеплении при несовпадении направления образующей линии наклона зуба с направлением вращения вала.

Трехвалковая клеть продольной прокатки состоит из корпуса 1, размещенных в его расточках посредством подшипниковых опор 2 приводного вала 3 с рабочим валком 4 и коническими шестернями 5 и 6, и наклоненных под равными углами к валу 3 двух валов 7 и 8 с рабочими валками 4, каждый из которых имеет одну соответствующую коническую шестерню 9, 10. Конические шестерни 5, 6, 9, 10 выполнены с круговым зубом, направление образующей линии которого совпадает с направлением вращения соответствующего вала (фиг. 1 и 2).

Устройство работает следующим образом.

Крутящий момент с приводного вала 3 посредством конических шестерен 5, 6, 9, 10 передается на валы 7 и 8. В калибp, образованный валками 4, задается заготовка и обжимается до требуемого диаметра. При этом круговая форма зуба конических шестерен обеспечивает плавную бесшумную работу зацеплений и дает возможность передавать более высокий крутящий момент, так как у зацепления с круговой формой зуба пятно контакта больше и выше изгибная выносливость по сравнению с зацеплением, где форма зуба прямолинейная.

Усилия в зацеплениях распределяются следующим образом. Если угол наклона образующей линии зуба совпадает с направлением вращения соответствующего вала (фиг. 3), то линия векторов результирующих сил F_ш и F_к от радиальных P и осевых Q усилий в зацеплении составляет с образующей делительного конуса угол , больший 90^о ( > 90^о). Векторы сил F_ш и F_к лежат на одной линии и их абсолютные величины равны (F_к)=(F_ш), так как сила действия равна силе противодействия из условий равновесия, при этом > 90^о, так как силы F_ш в расчетном сечении направлены перпендикулярно образующей зуба. Если угол наклона образующей линии зуба не совпадает с направлением вращения вала (фиг. 4), то < 90^о.

Для зацепления, где форма зуба прямолинейная, = 90^о. При = 90^о радиальные составляющие P_ш и P_к и осевые составляющие Q_ш и Q_к от усилий F_к и F_ш соответственно равны, т. е. P_ш=P_к и Q_ш=Q_к.

С увеличением угла , т. е. > 90^о (фиг. 3) P_ш<P, а Q_ш>Q_к, соответственно при < 90^о (фиг. 4) P_ш>P_к, а Q_ш<Q. В связи с тем, что на валу 3 насажены две шестерни 5 и 6, радиальная нагрузка на подшипниковые опоры от усилий в зацеплении будет удваиваться P_ш =2P_ш. Осевая нагрузка на подшипниковые опоры вала 3 будет в этом случае равна 0, так как осевые усилия на шестернях 5 и 6 направлены в противоположные стороны и будут взаимно компенсироваться.

Следовательно, наиболее рациональной является схема, когда направление образующей линии зуба совпадает с направлением вращения валов, так как на подшипниковые опоры вала 3 действует суммарная радиальная нагрузка сил P_ш, меньших по абсолютному значению радиальной нагрузки P_к, действующей на подшипниковые опоры валов 7 и 8. В связи с этим подшипниковые опоры валов 3, 7 и 8 оказываются более равномерно нагруженными радиальными усилиями от работы зацепления по сравнению с условием, когда направление образующей линии зуба не совпадает с направлением вращения валов (фиг. 4) и на подшипниковые опоры вала 3 действует радиальное усилие, складывающееся из суммы больших сил P_ш (P_ш при <90>P_к).

При > 90^о большие по абсолютной величине усилия Q_ш взаимно компенсируются, а на подшипниковые опоры валов 7 и 8 действуют силы Q_к, намного меньшие по абсолютной величине, чем Q_ш. В случае, когда <90, очевидно обратное: меньшие силы Q_ш взаимно компенсируются, а на подшипниковые опоры валов 7, 8 действуют большие осевые нагрузки Q_к. Следовательно, при совпадении образующей линии наклона зуба с направлением вращения валов1 их подшипниковые опоры будут более равномерно нагруженными, что повышает их нагрузочную способность и долговечность клети в целом.

Трехвалковая клеть продольной прокатки по сравнению с известными имеет более высокую нагрузочную способность и обеспечивает передачу более высоких крутящих моментов.