Изобретение относитс к прокатному производству, в частности к конструкци м опор прокатных валков. Цель изобретени - повышение срока службы подшипников и жесткости валковой системы. На фиг.1-изображена опора прокаг ного валка, общий вид; на фиг..2 скема состо ни опоры в момент захвата металла валками; на фиг.З - схе ма состо ни опоры в процессе устано вившегос режима прокатки; на фиг.4 стенд дл испытани опор валков, общий вид; на фиг.З - разрез.А-А на фиг. 4. Опора прокатного валка содержит подшипник 1, подуиту 2 и установленный в йей сферический подп тник 3. В качестве подшипника 1 использован подшипник жидкостного трени ПЖТ. Подшипник 1 состоит из втулкицапфы 4, насаженной на коническую шейку 5 прокатного валка 6, и втулки вкладьш1а 7, установленной внутри подушки 2. . Со стороны бочки 8 прокатного вал ка 6 в подушке 2 установлен узел зад ней крышки 9 с уплотнени ми 10, с обратной стороны подушки 2 - узел передней крышки 11 с радиально-упорнь м подшипником 12. Сферический подп тник 3 установлен в стакане 13 на верхней части подушки 2 и контактирует с нажимным винтом 14,, проход щим через гайку 15, установленную в- расточке верхней части станины 16. Сферический подп тник 3 установлен со смещением 01 его оси 00 от оси 0,0) подшипника 1 в направлении от бочки 8 валка 6. Смещение о выполнено равным 0,05 0,15 диаметра D подшипника. Выполнение смещени 0( сферическог подп тника 3 менее 0,05 диаметра D подшипника нерационально, так как/ не создаетс достаточна величина момента дл поворота подушки 2 на угол, соответствующий углу поворота шейки валка при его прогибе, и снижаетс величина жесткости валковых опор. Выполнение смещени cf сферическог подп тника 3 более 0,13 диаметра под шипника D нерационально ввиду того, что величина момента дл поворота по душки от разницы сил давлени в масл ном клине относительно сферическог подп тника велика, что приводит к развороту подушки на угол, больший угла поворота шейки валка, и вызывает металлический контакт между втулкой-цапфой и втулкой-вкладьш1ем подшипника жидкостного трени , а соответственно и снижение жесткости валковой системы. Величину оптимального смещени сферического подп тника относительно вертикальной оси подшипника определ ют на стенде дл испытани опор валков (фиг.2 и 3) дл ПЖТ диаметром 180 и 250 мм. Результаты испытаний представлены в таблице. Валок 17 с подушками 18 и 19 на подшипниках 20 и 21 жидкостного трени устанавливают в стойки 22 и 23. Под подушками 18 и 19 имеютс подвижные сферические опоры 24 и 25. Дл замера перемещени опор используют измерительную линейку 26. Испытываемый валок 17 приводитс во вращение приводной станцией 27, состо щей из электродвигател 28 с переменным числом оборотов, промежуточной муфты 29, редуктора 30 и шпиндел 31. Сверху испытываемого валка 17 смонтирован нагрузочный ролик 32, имитирующий при испытании усилие. Нагрузочный ролик 32 имеет возможность вращатьс при контакте .с испытываемым валком 17, а также .перемещатьс в вертикальном направлении, так как он смонтирован на качающемс коромысле 33, установленном на стойке 34. С другой стороны коромысла установлен гидроцилиндр 35, давление в который подаетс от гидравлической станции 36. Испытание провод т следующим образом . Валок 17 привод т во вращение, а затем нагружают с помощью нагрузочного ролика 32. Нагрузку контролируют манометром 37. Затем при помощи винтов перемещают подвижные сферические опоры 24 и 23 вдоль оси валка 17. Контроль прогиба :валка 17 осуществл ют индикатором 38, устанавливаемым под бочкой валка 17. Контроль поворота подушек осуществл етс при помощи индикаторов 39 и 40, устанавливаемых с торцов подушек 18 и 19. Анализ проведенных испытаний (см.таблицу) валковых опор с подшипниками жидкостного трени диаметром 180 и 250 мм свидетельствует о том, что наиболее близкий угол поворота подушек к углу поворота шейки валка при его прогибе получаетс при смещении сферических опор от бочки валка относительно вертикальной оси под шипника, равном 0,05 - 0,15 диаметра подшипника. При этом смещении валкова система имеет наибольшую жесткость, т.е. зафиксировано наименьшее изменение прогиба валка при изменении нагрузки ( усили прокатки). На втором этапе провод т испытани в течение 20 ч при смещении сфериче ких опор, равном 0,02 - 0,20 диаметр подшипника. При этом моделируют прокатку полосы с ограниченной длиной. Это достигаетс периодическим подводом и отводом нагрузочного ролика в течение всего испытани . После испытани валки разбирают, промывают подшипники и исследуют рабочие поверхности втулок-вкладышей с помощью увеличительного стекла. У втулок-вкладьшей при смещении сферических опор относительно вертикапьной оси, равном 0,05 - 0,15 диаметра подшипника, видимых повреждений на рабочей поверхности нет. При смещении, равном 0,12, 0,04 и 0,20 диаметра подшипника в краевых област х рабочих поверхностей втулок-вкладыше обнаружены наибольшие светлые полоск ( натиры) шириной до 4 мм и дпиной до 55 мм. На третьем ;тапе провод т длитель ное испытание валка с подушками на подшипниках жидкостного трени диаме ром 180 мм в течение 2000 ч, при сме щении сферических опор, равном 18 мм что составл ет О,1 диаметра подшипни ка. После осмотра рабочих поверхносте втулок-вкладьш1ей трещин, задиров и оплавлений на баббитовом слое не об наружено. Устройство работает следующим образом . При захвате полосы металла под воздействием нагрузки q на бочку 8 прокатного валка 6 последний прогибаетс на определенную величину, в соответствии с чем коническа шейка 5 с насаженной на неё втулкой-цапфой 4 поворачиваетс относительно оси подушки 2 и своего первоначального положени на угол 0( (фиг. 2.) . Под воздействием разницы сил давлени в масл ном клине между втулкойцапфой 4 и втулкой-вкладьш1ем 7 по обе стороны от сферического подп тника .3 возникает момент М, стрем щийс развернуть подушку 2 в направлении поворота втулки-цапфы 4. Этому повороту противодействует момент М от сил трени между сферическим подп тником 3 и нажимным винтом 14. -Подушка 2 поворачиваетс на угол 02, равный углу 0, поворота втулкицапфы 4 (фиг.З). Это положение COOTW ветствует режиму устойчивой прокатки, при котором подшипник 1 , а соответт. ственно и валкова система обладают наибольшей жесткостью. Внедрение изобретени позвол ет улучшить самоустановку подшипников и производить ее за более короткий срок, что весьма существенно дп станов, прокатывающих полосу ограниченной пины. Это noBbmiaer жесткость валковой системы, срок службы подшипников на 25 - 40 % за счет уменьшени продольной разнотолщинности и сортность отгружаемой продукции на П S - 1 7 U, J I . Самоустановка подшипников при смещении сферических опор, равном 0,050 ,15 диаметра подшипника, позвол ет за счет более полного совпадени профил рабочего и опорного валков, уменьшени проскальзывани между ними уменьшить глубину наклепанного сло на опорных валках, а тем самьп4 снизить их расход на 10 - 15 3.The invention relates to rolling production, in particular, to the structures of the supports of rolling rolls. The purpose of the invention is to increase the service life of the bearings and the rigidity of the roll system. Figure 1 shows the support of the prokagny roll, general view; in Fig. 2, the skeleton of the state of support at the time of the capture of metal by the rollers; Fig. 3 shows the support condition in the process of the established rolling mode; in Fig. 4, a stand for testing roll supports, a general view; FIG. 3 is a section. A-A in FIG. 4. The mill roll support contains a bearing 1, a blower 2 and a spherical supporter mounted in it. 3. As a bearing 1, a fluid friction bearing ПЖТ is used. Bearing 1 consists of bushings, sleeves 4, mounted on the conical neck 5 of the mill roll 6, and bushings of the sleeve 7, mounted inside the cushion 2.. On the side of the barrel 8 of the rolling shaft 6 in the cushion 2, a rear cover assembly 9 with seals 10 is installed, on the back side of the cushion 2, a front cover assembly 11 with a radial-resistant bearing 12. The spherical support 3 is installed in the glass 13 on the upper part of the pillow 2 and is in contact with the pressure screw 14, passing through the nut 15 installed in the bore of the upper part of the frame 16. The spherical support 3 is installed with an offset 01 of its axis 00 from the axis 0.0) of the bearing 1 in the direction from the barrel 8 roll 6. The offset about is made equal to 0.05 0.15 diameter D of the bearing. Making offset 0 (spherical thrust 3 less than 0.05 of the diameter D of the bearing is not rational, since / there is not enough torque to rotate the cushion 2 at an angle corresponding to the angle of rotation of the roll neck when it deflects, and the stiffness of the roll supports decreases. The cf of the spherical bolster 3 is greater than 0.13 of the diameter for the bristle D is irrational due to the fact that the magnitude of the moment for turning one's sweetheart from the difference in pressure forces in the oil wedge relative to the spherical bushing is large, which leads to a turn an angle greater than the angle of rotation of the roller neck, and causes metallic contact between the axle bushing and the liquid friction bearing bushing, and thus the reduction of the rigidity of the roller system. The optimum displacement of the spherical thrust relative to the vertical axis of the bearing is determined on the test bench roll supports (Figures 2 and 3) for FHL with a diameter of 180 and 250 mm. The test results are presented in the table. Roll 17 with cushions 18 and 19 on bearings 20 and 21 of the fluid friction is installed in racks 22 and 23. The hearth Cams 18 and 19 have movable spherical supports 24 and 25. For measuring the displacement of the supports, use the measuring ruler 26. The test roll 17 is driven by a drive station 27 consisting of a variable speed electric motor 28, an intermediate clutch 29, a gear 30 and a spindle 31 A load roller 32 is mounted on top of the test roll 17 simulating the force during the test. The loading roller 32 has the ability to rotate upon contact with the test roller 17, as well as to move in the vertical direction, as it is mounted on the rocker arm 33 mounted on the stand 34. On the other side of the arm the hydraulic cylinder 35 is installed, the pressure in which is supplied from the hydraulic stations 36. The test is carried out as follows. The roller 17 is rotated and then loaded with the help of a loading roller 32. The load is controlled by a pressure gauge 37. Then, using screws, moving spherical supports 24 and 23 are moved along the axis of the roller 17. The deflection control: roller 17 is carried out by the indicator 38 mounted under the barrel roll 17. The pillow rotation is monitored using indicators 39 and 40, mounted at the ends of the pillows 18 and 19. An analysis of the tests performed (see table) of roller bearings with liquid friction bearings with a diameter of 180 and 250 mm indicates that The best-close angle to the angle of rotation cushions roll neck at its trough is obtained by displacement of the spherical bearings from the roll body about the vertical axis of the bearing of 0.05 - 0.15 bearing diameter. At this offset, the roll system has the greatest rigidity, i.e. recorded the smallest change in the deflection of the roll when the load changes (rolling force). At the second stage, tests are carried out for 20 hours with a displacement of spherical supports equal to 0.02-0.20 diameter of the bearing. At the same time simulate the rolling strip with a limited length. This is achieved by periodically applying and withdrawing the load roller during the whole test. After testing, the rolls are disassembled, the bearings are washed and the working surfaces of the liner liners are examined with a magnifying glass. When the spherical bearings are displaced relative to the vertical axis, the bushings are 0.05-0.15 of the diameter of the bearing, there is no visible damage on the working surface. With a displacement equal to 0.12, 0.04 and 0.20 of the bearing diameter in the marginal areas of the working surfaces of the bushings, the largest light strip (widths) up to 4 mm wide and with a width of 55 mm were found. On the third; a long test of a roll with cushions on liquid friction bearings with a diameter of 180 mm for 2000 hours is carried out, with spherical supports displacing 18 mm which makes 0, 1 bearing diameter. After inspecting the working surfaces of bushings, inserts, cracks, scuffing and flashing on the babbit layer are not detected. The device works as follows. When a metal strip is gripped by the load q on the barrel 8 of the mill roll 6, the latter bends by a certain amount, in accordance with which the conical neck 5 with the sleeve pin 4 mounted on it rotates about the axis of the cushion 2 and its initial position through the angle 0 (( 2.). Under the influence of the pressure difference in the oil wedge between the sleeve 4 and the sleeve-insert 7 on both sides of the spherical bolster .3 there is a moment M, which tends to turn the pillow 2 in the direction of the sleeve-4 turn. This The turning moment is counteracted by the moment M from the frictional forces between the spherical support 3 and the pressure screw 14. The pillow 2 is rotated by an angle 02 equal to the angle 0, and the sleeve rotates the puff 4 (Fig. 3). and, accordingly, the roll system has the greatest rigidity. The implementation of the invention allows to improve the bearing self-alignment and to produce it in a shorter period of time, which is very significant for rolling mills of a limited pin. This is noBbmiaer roller system stiffness, bearing service life by 25–40% due to a decrease in the longitudinal thickness variation and the grade of products shipped by П S - 1 7 U, J I. Self-alignment of bearings with spherical bearings displacement equal to 0.050, 15 of the bearing diameter allows, due to a more complete coincidence of the profile of the working and support rolls, reduction of slippage between them to reduce the depth of the riveted layer on the support rolls, and thereby reduce their consumption by 10-15 3 .
KK
n 33 J9 20 Itn 33 J9 20 It