Нажимной винт во время работы подвергается сжатию усилием давления валка на подушку. По этому давлению р осуществляется расчет винта на прочность без учета его продольного изгиба.

При стальных валках наружный диаметр винта обычно составляет 0,55…0,62 от диаметра шейки; внутренний его диаметр определяют по формуле:

d =  4 Р/ [  ]

где d – внутренний диаметр нарезки винта; Р – максимальное усилие, действующее на винт при прошивке; [  ] – допустимое напряжение на сжатие винта , которое с учетом пятикрат- ного запаса прочности для указанных материалов можно принять равным 120…150 Н / мм².

3.2.4 Определение срока службы, подшипников качения

Расчет ведут для подшипника, воспринимающего как радиальную, так и осевую нагрузку.

Приведенную нагрузку на подшипник Q₁ определяют по формуле

где G - вес рабочего валка; т₁ - коэффициент приведения осевой нагрузки к радиальной.

Для четырехрядных конических подшипников

где β - угол наклона образующей наружного кольца подшипника.

Нагрузка Q₁ действует на подшипник во время прокатки. Во время холостого хода на подшипник действует нагрузка

Эквивалентная нагрузка, на подшипник

где ; ; t — время нахождения металла в валках при прошивке; Т — время цикла.

Долговечность подшипника определяют по формуле

где п — обороты валка в минуту; h—долговечность подшипника в часах; С — коэффициент работоспособности подшипника; k_δ — коэффициент режима работы, принимаемый для рабочих вал­ков прошивного стана равным 1,8—2,5; k_Т — температурный коэффициент, принимаемый для подшипников валков прошивных станов равным единице.

3.2.5.Расчет универсального шпинделя на подшипниках качения

Для нормальной работы шпинделя необходимо обеспечить статическую и усталостную прочность основных деталей: промежуточного вала, подшипни­ков качения, крестовин и полумуфт шарниров. Принимаем для выполнения расчетов элементов шпинделя график тяжелого режима работы Т (рис.3.10).

Силы, действующие в шарнирной муфте при передаче каждым шпинделем от электродвигателя или редуктора к валку крутящего момента М_кр показаны на рис.3.11, где Ft₂ - окружная сила на цапфах крестовины; F_t1 - окружная сила на ведущей вилке 1;F_t3 - окружная сила на ведомой вилке 3; F_a1 и F_a3 - осевые силы соответственно на ведущей и ведомой вилках. Величины сил F_t2, F_t3, F_a1 и F_a3 при вращении шпинделя изменяются с изменением взаимного положения вилок 1 и 3. Последнее определяется углом поворота ведущей вилки а от вер­тикальной оси. При этом, силы F_t2, F_t3 и F_a1 достигают наибольших величин при α = 90°:

;

Рис.3.10. График нагрузки для тяжелого ре­жима работы (режим Т)

Рис.3.11. Силы, действующие в шарнирной муфте

Сила F_а3 достигает наибольшего значения при α = 0°:

Окружная сила на ведущей вилке не зависит от угла а:

Рис.3.12. Номограмма для определения угла пересечения осей соединяемых валов

В приведенных формулах М_кр - пере­даваемый крутящий момент; R - рас­стояние от оси шарнира до среднего се­чения радиального подшипника; δ -угол пересечения осей соединяемых ва­лов в пространстве, град.

Приближенно угол δ можно опреде­лить по графику на рис. 3.12 или по формуле

где δ_г и δ_в - углы пересечения осей валков в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Таким образом, большое влияние на наибольшую величину силы F_t2 оказы­вает угол δ, причем увеличение этого угла сопровождается и увеличением ука­занной силы.

Промежуточный вал шпинделя 3 подвержен действию крутящего и изги­бающего моментов. Величина крутящего момента T₃ колеблется за один обо­рот шпинделя от значения Т₁/cosδ (при α = 90° и α= 270°) до значения Т₁/cosδ.

Изгибающий момент М₃ от сил .F_а3 в плоскости ведомой вилки (плоскость, проходящая через ось ее подшипников и ось промежуточного вала) за один оборот шпинделя изменяется от значения Т₁/sinδ до нуля.