/
Автор: Макаров А.И.
Теги: текстильная промышленность производства легкой промышленности машиностроение машины аппараты
Год: 1981
Текст
расцет
и конструирование
машин
Второе издание, переработанное
Под общей редакцией
д-ра техн. наук проф. А. И. МАКАРОВА
Допущено
Министерством высшего и среднего специального образования СССР
в качестве учебника для студентов
высших учебных заведений, обучающихся
"\ по специальности Машины и аппараты
.; -._ текстильной промышленности»
МОСКВА «МАШИНОСТРОЕНИЕ» 1981
ББК 37.230.2
Р24
УДК 677.052 (075.8)
А. И. Макаров, В. В. Крылов, В. Б. Николаев,
Э. А. Попов, М. М. Раков, Ф. Ф, Светик, В. Т. Усенко
Рецензенты: кафедра «Машины и аппараты текстильной
н легкой промышленности» ТИТЛП, канд. техн. наук И. В. Корпев
Расчет и конструирование машин прядильного
Р24 производства: Учебник для студентов вузов,
обучающихся по специальности «Машины и аппараты
текстильной промышленности»/А. И. Макаров,
В. В. Крылов, В. Б. Николаев и др.; Под общ.
ред. А. И. Макарова — 2-е изд., перераб. — М.:
Машиностроение, 1981. — 464 с, ил.
В пер.: 1 р. 40 к.
Изложены методики расчета важнейших механизмов трепальных,
чесальных, ленточных, ровничных, прядильных и крутильных машин.
Даны конкретные примеры расчетов. Рассмотрено устройство основных
машин прядильного производства, их сборочных единиц и механизмов,
проанализированы их конструктивные особенности.
Во втором издании (1-е изд. 1969 г.) рассмотрено конструирование
автоматических поточных линий прядильного производства, приведены
расчеты новых машин н механизмов с применением ЭВМ.
31601-175
038(01)-81
175-81. 3101020000
ББК 37.230.2
6П9.2
© Издательство «Машиностроение», 1981 г.
ВВЕДЕНИЕ
Увеличение объема производства основных видов изделий
текстильной промышленности и значительное повышение
производительности труда определяют необходимость дальнейшего
совершенствования текстильного оборудования и увеличения
объемов его выпуска. Перед текстильным машиностроением поставлена
сложная задача: расширить выпуск нового оборудования для
комплексной механизации и автоматизации производственных
процессов, в том числе станков и аппаратов с
автоматизированными системами управления, повышенной аспирацией и
минимальным уровнем шума, освоить производство более совершенного
прядильного оборудования, пневмомеханических прядильных
машин для выработки пряжи из шерстяных и химических волокон
и хлопковой пряжи высоких номеров, комплектного оборудования
для автоматизированных прядильно-ткацких предприятий на
базе безверетенных способов прядения и бесчелночного ткачества.
Основными направлениями развития техники для текстильной
промышленности являются создание автоматического и агрега-
тированного оборудования; создание и внедрение принципиально
нового оборудования (отличного от классического традиционного,
применяемого в настоящее время), в несколько раз повышающего
достигнутый уровень производительности труда, значительно
улучшающего качество выпускаемых изделий и повышающего
эффективность производства; разработка и освоение оборудования
с высокими технико-экономическими параметрами на базе
традиционных видов техники; механизация и автоматизация ручного
труда при выполнении основных и вспомогательных процессов
и операций по уходу за оборудованием.
Совершенствование хлопкопрядильного производства будет
идти по пути широкого внедрения поточных линий кипа—лента
как при строительстве новых предприятий, так и при
реконструкции старых, а в дальнейшем — по пути создания
фабрик-автоматов на базе значительного сокращения технологических переходов
(до двух вместо шести в настоящее время). Для действующих
фабрик необходимо создать и внедрить оборудование с высокими
технико-экономическими показателями: разрыхлительно-очисти-
тельное оборудование производительностью 600 кг/ч, чесальные
1* з
машины производительностью 60 кг/ч, ленточные машины со
скоростью выпуска до 500 м/мин с регулятором ровноты
линейной плотности ленты; расширить внедрение пневмомеханических
прядильных машин с частотой вращения 60 000—90 000 мин-1
для выработки пряжи средней и малой линейной плотностью и
высокоскоростных прядильных машин для выработки пряжи
большой линейной плотностью из угарных сортировок.
Основными направлениями развития шерстопрядильного производства
являются создание автоматизированных поточных линий на
участке рыхлитель кип — ленточная машина и механизированных
участков получения топса, чесально-прядильных агрегатов в
аппаратном прядении, чесальных машин производительностью до
60—90 кг/ч с полной автоматизацией их питания, агрегатирование
чесальных машин с высокопроизводительными ленточными и
гребнечесальными машинами, освоение пневмопрядильных машин
для выработки камвольной и аппаратной пряж при частоте
вращения прядильных камер 25 000—35 000 мин-1 и самокруточных
машин со скоростью выпуска 240—280 м/мин.
Для получения в требуемом объеме текстильного
оборудования высокого качества и большой производительности необходимо
реконструировать имеющиеся заводы текстильного
машиностроения и построить ряд новых, а также шире развить
научно-исследовательские, опытно-конструкторские и экспериментальные базы.
Глава 1
ОСНОВНЫЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ
ПРЯДИЛЬНОГО ПРОИЗВОДСТВА,
СИСТЕМЫ И ПЛАНЫ ПРЯДЕНИЯ
1.1. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ
Исходным сырьем для получения пряжи всех видов являются
естественные (хлопок, шерсть, лен, пенька, джут, шелк) и
химические (вискоза, капрон и др.) волокна. В настоящее время большое
количество пряжи вырабатывается из различных смесей
естественных и химических волокон. Для облегчения перевозок
и хранения сырья на фабриках волокнистые материалы
предварительно сильно спрессовывают. Так, плотность хлопка в кипах
достигает 500 кг/м3, а шерсти — 250 кг/м3.
Поступающий на фабрику волокнистый материал содержит
различные примеси, которые влияют на качество пряжи. В
хлопковом волокне встречаются раздавленные семена, кусочки листьев,
стебли, песок и пыль. Кроме того, в нем имеются недозрелые
волокна, узелки и жгутики из волокон, которые значительно
влияют на качество пряжи. Шерстяное волокно поступает на
фабрику в кипах, состоящих из отдельных рун или больших
свалянных клочков шерсти, и содержит примеси растительного и
минерального происхождения. Лубяные волокна содержат костру
и пыль.
Чтобы пряжа удовлетворяла высоким требованиям по ровноте,
чистоте, однородности строения и цвета, крепости и эластичности,
волокно по ходу технологического процесса подвергается
многостадийной обработке. Независимо от вида волокна процессы
обработки являются аналогичными.
Поступающий на фабрику спрессованный материал
необходимо прежде всего разрыхлить, смешать и частично очистить от
примесей. При разрыхлении уменьшается плотность
волокнистого материала, и он разделяется на мелкие клочки.
Чем лучше разрыхлен материал, тем меньше клочки и тем
совершеннее будет процесс смешивания, сущность которого
заключается в перемешивании каждого компонента и в равномерном
распределении его волокон во всей смеси. В результате этого
состав смеси, а следовательно, и полупродуктов прядения
и пряжи делается более однородным. Очистка
волокнистого материала происходит при разрыхлении, трепании и
чесании.
5
Трепание представляет собой ударное воздействие на
волокнистый материал рабочих органов машины, снабженных планками,
ножами, зубьями, колками и другими деталями, в результате чего
материал встряхивается, очищается от примесей и разрыхляется.
Далее волокнистый материал подвергается кардочесанию.
Кардочесание — это постепенное разъединение спутанных
волокон, выделение примесей и коротких волокон, распрямление
волокон или их отдельных участков. В процессе кардочесания
происходит дальнейшее перемешивание и очистка волокон, а на
выпускной чесальной машине — формирование продукта в виде
ленты или ровницы. Кардочесание волокнистого материала
осуществляется на чесальных машинах путем воздействия на
материал рабочих органов, снабженных игольчатой или пильчатой
гарнитурой.
Для получения высококачественной или более тонкой,
прочной и гладкой пряжи применяется процесс гребнечесания, при
котором волокна прочесываются в зажатом состоянии гребнями
сначала с одного их конца, а затем с другого. При этом из ленты
удаляются короткие и спутанные волокна, волокна распрямляются
и располагаются параллельно, очищаются от мелких узелков
и мелкой кожицы семян.
На многих машинах прядильного производства продукты одного
вида вытягиваются и складываются.
При вытягивании волокна сдвигаются относительно друг
друга и, распрямляясь и располагаясь параллельно,
распределяются на большей длине, в результате чего продукт становится
тоньше и длиннее. Это необходимо для того, чтобы пряжу
заданной толщины можно было получить из ленты, имеющей толщину
в 25—250 раз большую.
Сложением называется соединение в продольном направлении
двух или нескольких различных по толщине, структуре и другим
свойствам продуктов в один целый продукт, в результате чего
последний выравнивается.
Для образования из сравнительно коротких волокон продукта
значительной прочности, с упругими свойствами, имеющего
округлую форму поперечного сечения, применяют кручение.
В процессе кручения волокна располагаются примерно по
винтовым линиям, обвиваясь вокруг оси и обвивая друг друга. Часто
пряжу, от которой требуется большая прочность и
износостойкость, получают скручиванием одиночных нитей.
В некоторых машинах прядильного производства применяется
процесс наматывания продукта на тело""вращения — валик,
катушку, шпулю или патрон. В результате получается плотная,
компактная паковка, удобная для транспортирования, хранения,
последующей обработки и разматывания без ущерба качества.
На машинах прядильного производства часто выполняется
одновременно или последовательно несколько процессов. Так,
при прядении — заключительном процессе, при котором из ров-
6
ницы или ленты получается пряжа определенной толщины,
обладающая требуемой прочностью, применяются сматывание,
вытягивание, кручение и наматывание (а иногда и сложение).
1.2. СИСТЕМЫ И ПЛАНЫ ПРЯДЕНИЯ
По технологическим процессам машины прядильного
производства разделяют на разрыхлительно-трепальные, чесальные,
лентосоединительные, холстовытяжные, гребнечесальные, ленточ-
но-вытяжные, ровничные, прядильные и крутильные. Такое
разделение машин при современной технологии прядения не
зависит от того, входят они в поточную линию или нет. При
объединении машин в автоматизированную поточную линию
число переходов сокращается, отдельные машины соединяются
в агрегаты или исключаются. Так, например, при выработке
хлопчатобумажной кардной пряжи часто применяется
автоматизированная поточная линия, в которой
разрыхлительно-трепальные машины пневматическим и механическим транспортом
соединяются с чесальными машинами, последние с ленточными, а
ровничные машины исключаются.
Совокупность машин, на которых последовательно
обрабатывается волокнистый материал, определяет систему прядения.
Все системы прядения, применяемые при переработке различных
волокон, можно разделить на четыре типа (табл. 1.1), если в основу
классификации положить метод чесания (кардное и гребенное)
и метод утонения ровницы (вытягивание или деление).
Переработка химических волокон совместно с натуральными
и штапельного волокна в чистом виде происходит в основном по
тем же системам прядения, с некоторыми изменениями,
учитывающими свойства перерабатываемого материала. Если химическое
волокно поступает на фабрику в виде жгута, то трепальные и
чесальные машины оно не проходит, но для его обработки вводятся
новые разрывные (резальные) штапелирующие машины. Тогда
смешивание происходит на машинах последующих переходов.
Количество машинопереходов в каждой системе прядения для
выработки пряжи той или иной толщины обусловливается
технологическим процессом и устанавливается планом прядения —
совокупностью данных о толщине полупродуктов, вытяжках и
числе сложений по всем переходам прядильного производства.
Часто в план прядения включают данные о скорости выпускных
органов, величине крутки и коэффициентах использования
оборудования.
План прядения является документом, на основании которого
осуществляется планирование прядильного производства
текстильной фабрики. В пределах одного и того же типа системы
прядения план прядения для пряжи заданной толщины
изменяется в зависимости от уровня развития техники прядения
Данного волокна, вида и качества сырья, назначения и вида пряжи
7
CS
В
В
«
as
о.
с
3
Е
и
*•
и
в
и
рактеристика
пряжи
я
X
окна
ч
о
m
Внд
§5
Я о
Я с
я
Ю в
о в
Спос
угоне
я
в
в
д чеса;
S
S
в
2.
1
с
Система
с
в
ь
ная
Тонкая, ров
гладкая
в
•а
н
шерс
Лен,
шелк
V
3
в
в
я
ч
ч
в
О)
в*
о
V
в
в
га
са
Вытяги
О)
ебеино
с
с
га
Ьй
со
О)
\о
к
га
в к
в в
Гребе
чесан
о
ч
О)
о
н
6
ч «
*5
л" -
н я
О О)
Шер
0K, Л
с
О)
3
в
в
в
ч.
t=t
л
ре-
и
в
Кардное
иное
о»
\о
• i i
с о о
га хо
х в >.
о с
о н и
^-*
к в
я S ^-.
в S к к
I Ж Я Щ
Гребе
чесан
ебенн
ебенн
осе
Чье
<м
редней толщи-
менее ровная,
гка пушистая
иа§
, лен
к
о
с
Хло
3
в
в
ч
ч
>в
X
кг
3
с
и
А
рдное
га
(к
га
ас
Кард:
со
О) в
Я 3
ол стая, еще
ровная, пу
3
Н и га
О) н
в о
■ i
о га
ч „
- о)
Л и4
О "
Шер
овые
ест
МО
„, о
о) с:
3
в
2 а
Св
о са
5 °-
С| О) щ
"як
Ж в
в§
о)
Делени
л
к
гна
га
с
Anna
■*
(суровая, меланжевая, смешанная из различных волокон и т. д.)
и требуемого качества; типа оборудования, имеющегося на
предприятии [8].
В каждой системе прядения пряжа одной и той же толщины
(текса) может вырабатываться по разным планам.
План прядения составляется на основании данных
производственного опыта и работ научно-исследовательских институтов
текстильной промышленности и имеет тенденцию к сокращению
и упрощению. При выработке пряжи на современной
автоматизированной поточной линии план прядения упрощается, так как
сформированный продукт вырабатывается только на чесальной
машине. Холстов на трепальной машине не вырабатывается,
волокно из трепальных машин в чесальные поступает в
разрыхленном виде по пневмопроводу. Рассмотрим в качестве примера
планы прядения для выработки хлопчатобумажной пряжи
линейной плотностью 18,5 текс при различных цепочках машин.
План 1:
Номер перехода ... 1 2 3 4 5 6
Машина Трепаль- Чесаль- Первая Вторая Ровиич- Кольце-
иая иая леиточ- леиточ- иая
прядильная иая иая
Толщина выходящего
продукта, текс .... 408 000 3448 3571 3571 555 18,5
Вытяжка — 118 6 6 6,44 30
Число сложений ... — 1 6 6 1 1
План 2:
Номер перехода ... 1 2 3 4 5
Машина Трепаль- Чесальная Первая Вторая Пиевмомеханиче-
иая двухбара- леиточ- ленточ- екая прядильная
банная иая иая ВД-200-М69
Толщина выходящего
продукта, текс .... 409 000 4000 4000 4000 18,5
Вытяжка — 98 6 6 216
Число сложений . . . —- 1 6 6 —
План 3 (для автоматизированных поточных линий):
Номер перехода ... 1 2 3 4 5
Машина Трепаль- Чесальная Первая Вторая Пневмомеханиче-
иая двухбара- ленточ- ленточ- екая прядильная
бесхол- банная ная ная БД-200-М69
стовая
Толщина выходящего
продукта, текс ... — 4000 4000 4000 18,5
Вытяжка .. ...— — 6 6 216
Число сложений ... — — 6 6 —
Из планов прядения видно, что для выработки
хлопчатобумажной пряжи средней толщины достаточно пяти-шести переходов.
При выработке чистошерстяной пряжи в тонкогребенной
системе прядения число машин (переходов) значительно
увеличивается и доходит до девятнадцати, не считая машин,
подготавливающих волокно к чесанию, и чесальную машину. Увеличение
числа переходов объясняется стремлением получить тонкую,
ровную шерстяную пряжу, а также необходимостью введения
дополнительных операций крашения и глажения ленты, в результате
чего резко возрастает число ленточных машин при выработке
9
ленты и вводится двойное гребнечесание. Так, по одному из
планов прядения при выработке чистошерстяной пряжи после
чесальной машины лента проходит в определенной
последовательности через лентосоединительную машину, одиннадцать
ленточных и две гребнечесальные машины, ленточно-смешивающую
машину и потом только поступает на ровничную машину для
получения сученой или крученой ровницы. С ровничной машины
продукт направляется на прядильную машину, и если необходимо,
на крутильную машину [7].
Значительно меньшее число переходов имеется в аппаратной
системе прядения хлопковых угаров и шерсти. После подготовки
волокна к чесанию его разрыхленная масса направляется в трех-
прочесный чесальный аппарат для получения сученой ровницы,
которая затем подается на прядильную машину. Конструктор,
проектируя ту или иную машину, должен знать всю цепочку
машин, вырабатывающих пряжу, в особенности машины
предыдущего и последующего переходов.
Глава 2
РАЗРЫХЛИТЕЛЬНО-ТРЕПАЛЬНЫЕ МАШИНЫ
И АГРЕГАТЫ
2.1. ОСНОВЫ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПРОЦЕССОВ,
ПРОИСХОДЯЩИХ НА РАЗРЫХЛИТЕЛЬНО-
ТРЕПАЛЬНЫХ МАШИНАХ
Кипы волокнистого материала, поставляемые на фабрики
с одного хлопкового завода, отличаются по своим свойствам:
зрелости, тонине, прочности и засоренности волокна. Для
получения качественной пряжи определенной линейной плотности
необходимо тщательно подобрать хлопок по сортам [28].
Колебание суммы пороков и засоренности хлопка-волокна между
расчетной нормой и предельно допустимым значениям для различных
сортов составляет около 100%.
Для получения качественной пряжи с определенными физико-
механическими показателями на волокна установлены типовые
сортировки.
При переработке хлопка в смесь не рекомендуется вносить
волокно, имеющее отклонение размеров: по штапельной длине
более 1 мм; по толщине более 2 текс для хлопка сортов 0, I и II
и более 1,25 текс для хлопка низких сортов. Указанные
рекомендации и различия в свойствах волокна требуют применения в смеси
не менее шести-восьми марок хлопка при общем количестве кип
в ставке не менее 36.
Разрыхление. Первой задачей приготовительного
оборудования, входящего в состав технологического процесса прядильного
производства, является разрыхление кип волокна для подготовки
его к очистке и дальнейшему вытягиванию и утонению.
Разрыхлением называется процесс превращения спрессованного
волокнистого материала в разрыхленную массу (состоящую из мелких
клочков), т. е. уменьшение его объемной массы. Увеличение
степени разрыхления волокна на первой стадии его обработки
способствует улучшению его очистки от примесей и смешиванию.
Чем засореннее волокнистый материал, тем выше должна быть
степень очистки.
Переработка хлопка машинного сбора с повышенной
засоренностью и широкое внедрение пневмомеханических прядильных
машин требуют увеличения степени очистки волокна. Если при
кольцевом прядении можно было допускать очистительный эффект,
равный 40—45%, то при пневмомеханическом прядении эффект
очистки должен быть повышен до 70—75%. Выполнение этого
требования осуществляется созданием нового разрыхлительно-
11
очистительного оборудования и частичной модернизацией
существующего оборудования, заключающейся в изменении
скоростных режимов рабочих органов, ужесточении технологических
разводок, замене некоторых рабочих органов и др.
Увеличение засоренности волокна потребовало более
интенсивного воздействия на него рабочих органов с совмещением
операций. Однако это обстоятельство, особенно при последовательном
применении однотипных рабочих органов, приводит к
увеличению зажгученности волокна и образованию потенциальных
узелков.
В процессе разрыхления используется ударное
воздействие рабочего органа на зажатые клочки волокна (бородку)
или воздействие на свободные клочки волокна
растаскивающих сил.
Наиболее эффективным способом разрыхления является
ударное воздействие рабочего органа на зажатое волокно. При
разрыхлении волокна непосредственно из кип используется не
жесткий зажим волокна, а эластичный (в волокнистой массе
кипы), при этом предпочтительнее применять колковые рабочие
органы.
Одним из условий нормального протекания технологического
процесса является проработка всей поверхности кипы рабочими
органами, что достигается соответствующей рассадкой на рабочих
органах ножей или колков и выбором определенного соотношения
частоты вращения рабочих органов и скорости их перемещения
относительно поверхности кипы или самой кипы. При
разрыхлении волокнистый материал подготавливается к очистке и
смешиванию. От степени разрыхленности материала зависит степень
очистки волокна. В .современных разрыхлительных машинах
(кипоразрыхлителях АПК.-3, РК.А-2, КР-250-3) на первой
стадии получаются клочки волокна, средняя масса которых
достигает 0,12—0,3 г, что позволяет уменьшить количество
последующих разрыхлительных органов в агрегате и одновременно
использовать процесс разрыхления и для очистки.
При очистке волокнистого материала уничтожаются или
уменьшаются связи волокна с примесями с выделением последних.
В некоторых случаях в основу очистки положена разница
плотностей волокна и сорных примесей: они рассортировываются
в воздушной струе и последние выделяются (для нецепких сорных
примесей).
Важнейшей задачей в процессе очистки является нахождение
оптимальных режимов работы, позволяющих при значительном
выделении сорных примесей снизить содержание прядомого
волокна в угарах. Это достигается соответствующим подбором
скоростных и аэродинамических режимов, а также технологических
разводок рабочих органов. Как и при разрыхлении, в процессе
очистки волокнистый материал обрабатывается в зажатом или
свободном состоянии.
12
Если при очистке материала в зажатом состоянии используется
ударное воздействие рабочего органа, то при обработке в
свободном состоянии применяется ударное воздействие клочков
материала о колосниковую решетку с выделением сорных примесей
между колосниками и растаскивающее воздействие на материал
подвижного рабочего органа и неподвижной колосниковой
решетки.
Трепание. Окончательным процессом разрыхлительно-трепаль-
ного агрегата является трепание, в результате которого
волокнистый материал окончательно разрыхляется и очищается.
Трепанием называется ударное воздействие на зажатый волокнистый
материал ножевых, планочных, пильчатых и игольчатых органов.
После этого процесса волокно формируется в паковку для питания
чесальных машин холстами или разрыхленной массой (для машин
с системой бункерного, бесхолстового питания).
Показателем оценки рассматриваемого процесса является
степень трепания, характеризующаяся числом ударов,
приходящихся на единицу длины (STp) или массы (StP)
перерабатываемого продукта:
STp=/i/e/(r„-60); S'rp => n*J™° , (2.1)
где п — частота вращения трепала, мии"1; К — число бил трепала; va —
скорость питания машины, м/с; Т — линейная плотность холста, текс.
Смешивание. Перемешивание каждого компонента внутри
себя, равномерное распределение волокон каждого компонента
во всей смеси называется смешиванием.
Правильное и равномерное смешивание волокнистого
материала является важнейшим условием получения качественной
пряжи. Классический способ предусматривает для нормального
протекания технологического процесса одновременную
переработку 36—60 кип. При использовании поточных линий,
включающих кипоразрыхлители, устраняется влияние обслуживающего
персонала на количественный отбор волокна от кип и допускается
одновременная переработка 12—24 кип.
Смешивание начинается сразу же после разрыхления кип и
продолжается на дальнейших стадиях переработки волокнистого
материала.
Волокнистый материал в малых объемах смешивается
решетками, установленными после кипоразрыхлителей, питателей-
смесителей, и пневмотранспортом.
Для смешивания в больших объемах применяют смесовые
установки, в частности смесовые машины, работающие по
принципу образования многослойной постели с горизонтально
расположенными слоями и вертикальным отбором волокна из постели.
Введение смесовой машины в разрыхлительно-трепальный
агрегат обеспечивает более стабильное протекание технологического
процесса по всем переходам и снижение обрывов при прядении.
13
Смесовые машины, осуществляя смешивание компонентов,
создают резерв волокнистого материала, необходимый при
кратковременных остановках кипоразрыхлителей или
питателей-смесителей.
Требования к волокнистой массе, получаемой с трепальных
машин. Основное требование, предъявляемое к волокнистой
массе, получаемой с трепальной машины, заключается в
максимальной очистке ее от сора и посторонних примесей. Показателем
очистки материала является эффект очистки, который для
современных разрыхлительно-трепальных агрегатов доходит до 70%.
Однако достижение такого эффекта очистки не должно вызывать
увеличение зажгученности волокнистой массы и возникновения
потенциальных узелков.
Для дальнейшего нормального протекания технологического
процесса на чесальной машине на ее питающий столик должно
подаваться в единицу времени определенное и постоянное
количество волокнистого материала. Для выполнения этого условия на
холстовых трепальных машинах необходимо поддерживать
волокнистый слой ровным как по ширине выпуска, так и по длине.
Ровнота холста в отрезках длиной 1 м на однопроцессных
трепальных машинах должна быть не выше 0,9—1,2%. Это
достигается применением педального регулятора и сетчатых барабанов
в окончательной секции трепальной машины. Кроме того,
необходимо обеспечить компактность поковки и удобства
разматывания холстов на питающем столике чесальных машин, без задиров.
Ровнота холста по ширине влияет на равномерность его зажима
питающим цилиндром на столике чесальной машины, что
вызывает выхватывание из зажима неодинаковых по размеру клочков
волокна. При бесхолстовом питании чесальных машин равномерное
питание обеспечивает система пневматического распределения
волокна и система бункерного питания.
Технологические расчеты. Основными показателями работы
разрыхлительно-трепальных машин являются выход угаров и
эффект очистки.
Выход угаров (в %) определяется отношением массы туг,
полученных в машине (агрегате) угаров к массе твол
пропущенного волокна:
Выход угаров =туг-100%/ягвол. (2.2)
Эффект очистки (в %) характеризуется отношением массы
жестких примесей, выделенных из 1 т (1 кг) хлопка, к массе
жестких примесей, содержащихся в 1 т (1 кг) хлопка:
Эффект очистки = твых. ж. пр • 100°/0/тсод. ж. пр. (2.3)
При определении эффекта очистки необходимо анализировать
состав выделенных угаров, их количество и средневзвешенную
засоренность перерабатываемого волокна.
14
Фактическая производительность (в кг/ч) холстовой
трепальной машины
гт _ пРск. впск -60-1 OOOfen. в „ .
гх- юоо- юоо ' \- >
где DCK. в—диаметр скатывающих валов, мм; пск — частота вращения
скатывающих'валов, мин-1; kn, B — коэффициент полезного времени работы машины
tfc = 0,9-^-0,98); Тх — линейная плотность холста, ктекс.
При сопряженной работе трепальных машин с прядильными
производительность первых должна быть на 14% больше
производительности прядильных машин, связанных с агрегатом.
При работе трепальной машины в поточной линии ее
производительность (в кг/ч)
Л = Я/Рвол.б-^-60, (2.5)
''вол. б
где В и I — ширина и длина бункера, м; рВОл. б — плотность волокна в бункере,
кг/м3; увып — линейная скорость выпускных валиков бункера, м/мин; иВОл. б —
линейная скорость опускания волокна в бункере, м/мин.
2.2. СХЕМЫ МАШИН И АГРЕГАТОВ ДЛЯ РЫХЛЕНИЯ
И ТРЕПАНИЯ ХЛОПКА
Схемы разрыхлительно-трепальных агрегатов отечественного
производства. При рыхлении и очистке хлопка применяют раз-
рыхлительно-трепальные агрегаты, состоящие из
разрыхлительных и трепальных машин, соединенных между собой
пневмотранспортом. Состав разрыхлительно-трепального агрегата зависит от
засоренности перерабатываемого волокна, его длины и способа
питания чесальных машин. Машины разрыхлительно-трепального
агрегата должны обеспечивать автоматизацию разрыхления кип,
увеличение степени разрыхления волокна и его очистки,
тщательное смешивание компонентов смески и создание равномерного
питания машин. Питание агрегата волокнистой массой
осуществляется из нескольких кип ручным способом или с помощью
автоматизированных устройств.
При переработке средневолокнистого хлопка со
средневзвешенной засоренностью до 4% и при холстовом питании
чесальных машин кипы могут разрыхляться по трем схемам:
1) четыре-пять питателей-смесителей соединены
пневмотранспортом с головным'питателем П-5 (рис. 2.1, а);
2) три-четыре кипоразрыхлителя АПК.-3 соединены
пневмотранспортом со смесителем [непрерывного действия СН-3
(Рис. 2.1, б);'
3) восемь кипоразрыхлителей РК.А-2, работающих на четыре
Дозирующих бункера, соединены пневмотранспортом с головным
питателем П-5'(рис. 2.1, б).
Волокно разрыхляется и очищается на наклонных очистителях
ОН-6-3 иОН-6-4, между которыми установлен осевой очисти-
15
а) в)
Рис. 2.1. Схема разрыхлшпельно-трепального агрегата для средневолокнистого
хлопка:
а — с питателями-смесителями; б — с кипоразрыхлителями АПК-3; в — с кипоразрых-
.лителями РКА-2; / — питатели-смесители; 2 — головной питатель; 3 — наклонный
очиститель ОН-6-3; 4 — осевой очиститель; 5 — наклонный очиститель ОН-6-4;
б—трепальная машина Т-16; 7 — трепальная машина МТ; 8 — кипоразрыхлитель АПК-3; 9 —
смеситель непрерывного действия; 10 — кипоразрыхлители РКА-2; // — дозирующие
бункера
тель 40; затем оно распределяется пневматическим
распределителем РВП-2-1 по двум трепальным машинам Т-16 или МТ.
Применяемый разрыхлительно-трепальиый агрегат
перерабатывает смеску, состоящую из 16—24 кип. Эффект очистки
агрегата составляет 60—65%. Масса холстов, вырабатываемых
трепальной машиной Т-16, 16 кг, МТ — 30 кг. Производительность
агрегата равна 400—480 кг/ч.
При бесхолстовом питании чесальных машин хлопком того же
сорта (рис. 2.2, а) в поточных линиях разрыхление производится
тремя-четырьмя кипоразрыхлителями АПК-3 с использованием
в качестве смесовой машины и резервной емкости смесителя
непрерывного действия СН-3. Дальнейшее разрыхление волокна и его
очистка осуществляются на наклонных очистителях ОН-6-3,
ОН-6-4, осевом очистителе ЧО и на двух трепальных машинах
ТБ-3.
*5 Волокно к трепальным машинам и следующим за ними
питателям к распределителю по чесальным машинам ПРЧ-1
транспортируется с помощью пневматического распределителя РВП-2-1.
Разрыхленное и очищенное волокно передается после машины
16
ПРЧ-1 системой бункерного питания на чесальные машины.
Производительность агрегата составляет 360 кг/ч.
При переработке средневолокнистого хлопка со
средневзвешенной засоренностью более 4% (рис. 2.2, б) сильно засоренное
волокно пропускают через дополнительную приставку, после чего
оно имеет засоренность, приблизительно равную засоренности
остального волокна. Затем обе части волокна соединяют и
перерабатывают на разрыхлительно-очистительных машинах для
волокна с засоренностью до 4%.
Приставка обычно состоит из киноразрыхлителя АПК-3 (или
двух РКА-2) и наклонного очистителя ОН-6-4. Дальнейшая
переработка происходит на обычном агрегате.
При переработке тонковолокнистого хлопка (рис. 2.2, б)
большое внимание уделяется выбору типа рабочих органов, их
сочетанию, частоте вращения и технологическим разводкам, что
необходимо для устранения укорачивания волокна негозажгучивания.
Для этого в состав агрегата вводят питатели — смесители П-1,
головной питатель П-5, наклонный очиститель ОН-6-3,
горизонтальный разрыхлитель ГР-6 и три трепальных машинных Т-16.
При переработке хлопка машинного сбора после наклонного
очистителя ОН-6-3 в цепочку дополнительно включают осевой
очиститель ЧО.
Рис. 2.2. Схема разрыхлительно-трепального агрегата:
а— при бункерном питании чесальных машин; б— при переработке хлопка с большой
засоренностью; в — при переработке тонковолокнистого хлопка; / —
кипоразрыхлители АПК-3; 2 — смеситель непрерывного действия; 3 —иаклоииый очиститель ОН-6-3;
» — осевой очиститель; 5 — наклонный очиститель ОН-6-4; 6 — трепальные машины;
7 — питатель к распределителю волокна по чесальным машинам; 8 — трепальная
машина; g — питатели-смесители; 10 — головной питатель; // — горизонтальный
разрыхлитель
17
Рис. 2.3. Кипоразрыхлитель АПК-3
В каждом агрегате имеются станции управления пуском и
остановом всего агрегата и отдельных машин.
Рассмотрим технологические схемы основных машин разрых-
лительно-трепального агрегата.
. Для обеспечения автоматизации разрыхления кип хлопка
применяют кипоразрыхлители, которые по способу отбора волокна
разделяют на кипоразрыхлители с нижним и верхним отбором,
а по количеству перерабатываемых кип на многокипные (шесть-
девять кип) и одно- и двухкипные.
К многокипным разрыхлителям с нижним отбором волокна
от кип (рис. 2.3) относится кипоразрыхлитель АПК-3, принцип
работы которого заключается в следующем. Освобожденные от
бандажей и упаковочной тары кипы хлопка по одной
электропогрузчиком устанавливаются с загрузочной части машины на
роликовый конвейер. Предварительно снимают торцовые
ограждения и фиксируют контейнер фиксатором. Поочередно загружая
шесть кип на кипоразрыхлитель и передвигая каждую кипу на
расстояние, равное ее длине, при помощи ведущих цилиндров,
подготавливают кипоразрыхлитель к работе. По окончании
загрузки кип машина включается в работу.
Технологический процесс на кипоразрыхлителе протекает
следующим образом: ведущие цилиндры 1 перемещают контейнер 12
с кипами. Поступая с ведущих цилиндров и промежуточных
валиков 2 на поддерживающую "решетку 13, нижние слои кипы
провисают между колосниками решетки и попадают под воздействие
рыхлительных колковых барабанов 6, расположенных под
поддерживающими решетками. Колковый барабан своими колками
отрывает от кипы мелкие клочки волокна и отбрасывает их на вы-
18
водной транспортер 3, который подводит волокно к выводному
патрубку 8, где оно подхватывается воздушным потоком,
создаваемым конденсором следующей машины. По мере срабатывания
кип давление их на нижние слои волокна уменьшается, что
сказывается на изменении производительности. Для частичной
ликвидации этого недостатка при срабатывании 1/4 кип на них
автоматически опускается грузовая плита 10 с помощью системы
роликов././ и тельфера, закрепленного на верхней связи 9. При этом масса
кип увеличивается, что способствует полному их срабатыванию.
Высокая степень разрыхления волокна колковыми барабанами
позволяет производить на кипоразрыхлителе очистку волокна
от сорных примесей. Для этой цели используется ударное
воздействие волокна о колосниковую решетку 5, расположенную в зоне
колковых барабанов. Угары собираются в специальных угарных
камерах и затем, при сдвиге дна 4 камеры в сторону, высыпаются
на выводящий транспортер, который в это время клапаном 7
соединен с системой уборки угаров.
Диаметр колковых барабанов у кипоразрыхлителя АПК 250 мм,
число барабанов 13, частота их вращения 420 мин"1,
производительность машины 140—210 кг/ч. Установленная мощность
электродвигателей 5,6 кВт.
Разрыхление кип хлопка можно производить на однокипном
кипоразрыхлителе КР-250-3 (рис. 2.4), принцип работы которого
заключается в следующем. Распакованную кипу хлопка
устанавливают на транспортер 1, после чего машина работает в
автоматическом режиме. Транспортером кипа направляется в контейнер,
где подъемником 2 она ускоренно подводится к колковым
барабанам 4. Переключение ускоренного подъема на рабочий
происходит при помощи фотодатчика, расположенного несколько ниже
колковых барабанов.
Колковые барабаны, вращаясь один навстречу другому,
совершают возвратно-поступательные движения вдоль рабочей
поверхности кипы. Колковые барабаны заключены в кожух 5 с
диффузором, который соединен пневмопроводом с последующей
машиной. Для предотвращения захватывания колками слоев кипы
между поверхностью кипы и колковыми барабанами размещена
поддерживающая решетка 3. Производительность машины
регулируется изменением скорости подъема платформы.
Кипоразрыхлитель КР-250-3 имеет два рыхлительных
барабана диаметром 250 мм, частота вращения 630—780 мин \
Производительность машины до 200 кг/ч. Установленная мощность
электродвигателей 4,2 кВт.
Выпускается кипоразрыхлитель РКА-2, который
предназначен для одновременной переработки двух кип; его
производительность 70—100 кг/ч. Принцип действия машины аналогичен
принципу действия кипоразрыхлителя АПК-3.
Для уменьшения влияния колебаний производительности
кипоразрыхлителя РКА-2 на протекание технологического процесса
19
два кипоразрыхлнтеля соединяют с дозирующим бункером ДБ
(рис. 2.5). Конденсор бункера подсасывает к верхней части
сетчатого барабана 1 волокно, поступающее с кипоразрыхлителей,
отсасывает запыленный воздух и удаляет пух. Сетчатый барабан,
вращаясь, подводит хлопковое волокно под съемный барабан 2,
который сбрасывает его в бункер 4. Уровень наполнения
последнего контролируется балансирной вилкой 3. В нижней части
бункера расположены выпускные цилиндры 5, которые уплотняют
массу хлопка и подают его в виде бородки под воздействие
толкового барабана 7 и колосниковой решетки 6, после чего волокно
поступает в пневмопровод и направляется на последующую
машину агрегата. Сорные примеси через щели между колосниками
поступают в угарную камеру, которая клапаном соединена с
системой удаления угаров.
Диаметр колкового барабана 406 мм; частота его вращения
360 мин-1; производительность бункера 70—100 кг/ч;
установленная мощность электродвигателей 3,4 кВт.
При реконструкции действующих предприятий в разрыхли-
тельно-трепальных агрегатах для разрыхления, смешивания и
равномерной подачи волокна в последующую машину устанавливают
^±-^3
Рис. 2.4. Кипоразрыхлитель КР-250-3
20
Рис. 2.5. Дозирующий бункер
питатель-смеситель П-1 (для
переработки хлопка, угаров и
обратов), головные питатели П-3
(с прямым питанием), П-4 (с
боковым питанием) и П-5 (с
питанием от конденсора).
Принцип работы этих машин
(рис. 2.6) сводится к
следующему: пласты волокна от
различных кип (или
разрыхленное волокно от нескольких
питателей П-1) сбрасываются
в камеру 1 на питающий
транспортер 6, который перемещает
массу волокна к наклонной
игольчатой решетке 4. Клочки
хлопка нанизываются на иглы
решетки 4 и поднимаются ими
вверх, где разравнивающая
решетка 3 снимает излишки
хлопка, а очистительный барабан 2
сбрасывает их в камеру.
Хлопок, оставшийся на игольчатой
решетке, сбивается съемным
барабаном 5 в патрубок для
транспортирования к следующим машинам. Наибольшая
производительность питателей П-1 320 кг/ч, П-3, П-4 и П-5 —800 кг/ч.
Степень рыхления (масса одного клочка) 0,5—1 г.
Для смешивания различных компонентов волокнистого
материала применяют смеситель непрерывного действия СН-3 (рис. 2.7),
устанавливаемый за кипоразрыхлителями. Масса разрыхленного
волокнистого материала подается в смеситель по трубопроводу
конденсором 7, установленным в верхней части машины. С
конденсора волокно поступает на транспортер раскладчика 6.
Последний, совершая возвратно-поступательное движение, производит
настил постели слоями в смесовой камере 5 машины. За счет
одновременной раскладки и отбора волокна слои в смесовой камере
располагаются под углом 15—18° к горизонтали.
Каждый слой образуется за двойной ход раскладчика. Число
слоев в камере — 16. Количество волокна в камере
контролируется по уровню фотодатчиками. Слои волокна подаются
питающим транспортером 8 к вертикальной игольчатой решетке 3,
которая отбирает волокно одновременно от всех слоев постели.
Равномерность волокна, захваченного игольчатой решеткой,
контролируется разравнивающим барабаном 4, который сбрасывает
излишки волокна в смесовую камеру. Оставшееся волокно сбра-
21
Рис. 2.6. Головной питатель П-5
сывается с игольчатой решеткой съемным барабаном 2 в выходной
патрубок /. Для улавливания металлических предметов из
волокна в выходном патрубке установлен магнитный уловитель.
Производительность машины до 800 кг/ч, габаритные размеры
7120x2070x3390 мм, общая установленная мощность
электродвигателей 7,2 кВт.
Для смешивания волокна в разрыхлительно-трепальных
агрегатах, устанавливаемых при реконструкции старых предприятий,
22
Рис. 2.7. Смеситель непрерывного действия
Рис. 2.8. Наклонный очиститель ОН-6
с применением питателей-смесителей используют питающие
решетки РП-5. На транспортер машины волокно поступает от трех-
пяти питателей-смесителей, устанавливаемых перпендикулярно
к решетке, чем обеспечивается смешивание компонентов смески.
Машина транспортирует волокно к головному питателю.
Производительность машины 170—800 кг/ч.
Разрыхлительно-очистительные машины. На первой стадии
разрыхления и очистки применяют машины, рабочими органами
которых являются колковые и ножевые барабаны. К таким
машинам относятся наклонные очистители ОН-6-1, ОН-6-2, ОН-6-3
и ОН-6-4 (рис. 2.8). Принцип их действия заключается в
следующем. Разрыхленный хлопок при помощи конденсатора или
механически подается в бункер 8, из которого он поступает под
воздействие ножевого 10 (для ОН-6-3 и ОН-6-4) или колкового
(для ОН-6-1 и ОН-6-2) барабана. В нижней части бункера в
машинах ОН-6-2 и ОН-6-4 имеются выпускные цилиндры 9. Ножами
и_ли колками волокно протаскивается по колосниковой решетке 11.
Доходя до следующего ножевого (или колкового) барабана 7,
хлопок снимается ножами (или колками) и протаскивается^по
колосниковой решетке 5. Под действием следующих ножевых
23
Рис. 2.9. Осевой очиститель 40
(или колковых) барабанов 6, 4,
3, 2 процесс обработки хлопка
повторяется аналогично
описанному выше.
Последний рабочий орган
сбрасывает хлопок в бункер 1, из
которого он подается в
следующую машину агрегата.
Эффективное выделение сорных
примесей в угарную камеру 12
происходит в результате
взаимодействия хлопка с ножевыми (или
колковыми) барабанами и
колосниковой решеткой. После
наполнения угарной камеры (через 1 —
1,5 ч) автоматически включается
система удаления угаров. При
этом открывается заслонка, угарная камера соединяется с пне-
вмосистемой удаления угаров, а воздухораспределитель подает
воздух от трубки с отверстиями для сдува угаров с наклонных
листов камеры. После очистки камеры от угаров в
течение 1,5—2 мин заслонка отключает пневмосистему удаления
угаров.
Наклонные чистители машин ОН-6-1 и ОН-6-3 имеют шесть
рабочих органов, ОН-6-2 и ОН-6-4 — семь. Диаметры рабочих
органов —350 мм у ОН-6-1 и ОН-6-2 и 450 мм — у ОН-6-3 и
ОН-6-4. Частота их вращения от 590 до 740 мин-1.
Производительность машин 450 кг/ч. Установленная мощность
электродвигателей от 3 до 4 кВт.
Обычно между наклонными очистителями ОН-6-1 и ОН-6-2 или
ОН-6-3 и ОН-6-4 устанавливают осевой очиститель ЧО (рис. 2.9),
в котором волокно очищается в свободном состоянии.
Разрыхленный хлопок воздушным потоком подается в машину и под
действием быстровращающихся колковых барабанов перемещается
вдоль их оси. При движении клочки хлопка, огибая барабан 2,
отбрасываются в верхнюю часть машины, откуда регулировочной
заслонкой 4 направляются к месту встречи обоих барабанов, где
при взаимодействии хлопка с колками барабанов происходит его
интенсивное разрыхление. Затем большая часть хлопка вновь
подбрасывается вверх под действием колков барабана 3 и увлекается
ими к колосникам, расположенным под барабаном.
При взаимодействии хлопка с колками барабанов и
колосниками колосниковой решетки / удаляются сорные примеси, после
чего хлопок вновь попадает в зону рыхления. Клочки хлопка
совершают около 2,5 оборота вокруг барабанов, после чего они
воздухом уносятся из машины.
24
Рис. 2.10. Горизонтальный
разрыхлитель ГР-6
На машине
предусмотрено автоматическое
удаление угаров. Принцип
работы системы удаления
угаров аналогичен работе
на наклонных очистителях.
Система удаления угаров
на осевом очистителе
работает только при
выключенном питании машины.
Очиститель снабжен
двумя колковыми
барабанами диаметром 610 мм,
частота их вращения 380,
420, 470 мин-1.
Производительность машины до
400 кг/ч. Установленная
мощность
электродвигателей 3 кВт.
При переработке
хлопка , с повышенной
засоренностью (более 4%)
дополнительно в агрегат вводят горизонтальный разрыхлитель ГР-6
(рис. 2.10). Хлопок по системе пневмотранспорта тягой
вентилятора 6 подводится к сетчатому барабану 4, где он образует
слой волокнистой массы, который обеспыливается и сбрасывается
съемным барабаном 5 в бункер 3. Уровень наполнения бункера
контролируется балансирной вилкой, связанной с
микропереключателем. Из бункера хлопок захватывается двумя выпускными
цилиндрами 2 и передается паре питающих цилиндров 1, которые
подводят его к ножевому разрыхляющему барабану 7. Под
последним расположена колосниковая решетка 5, окружающая его
на 3/4 окружности. Выделенные из хлопка сорные примеси
проваливаются через промежутки между колосниками в угарную
камеру. Расстояние между колосниками и их наклон регулируются.
Разрыхленный хлопок выбрасывается ножевым барабаном в
выводной патрубок.
Производительность машины до 800 кг/ч; установленная
мощность электродвигателей 2,3 кВт.
На некоторых предприятиях в цепочку разрыхлительно-очисти-
телыюго оборудования входит разрыхлитель-чиститель РЧК-2,
включающий секцию наклонного очистителя и ножевого барабана.
Трепальные машины. Процесс разрыхления и очистки волокна
завершается на трепальных машинах, где волокно подвергается
окончательному разрыхлению и очистке от сорных примесей и
25
происходит формирование разрыхленной массы в холст
равномерного строения (на трепальных машинах Т-16 и МТ-30) или подача
разрыхленной массы для бункерного питания чесальных машин
(на трепальной машине ТБ-3).
Трепальная машина Т-16 (рис. 2.11) имеет секцию
горизонтального разрыхлителя с ножевым барабаном, промежуточную
трепальную секцию с планочным трепалом, трепальную секцию
с педальным регулятором и игольчатым трепалом и холстообразу-
ющим прибором.
Волокно от разрыхлительно-очистительных машин
пневматически транспортируется и сбрасывается в приемный бункер 28
трепальной машины, из которого оно выводится двумя
выпускными цилиндрами 27 и подается к двум питающим цилиндрам 26.
Вращаясь, питающие цилиндры постепенно подают слой хлопка
к ножевому барабану 25, где он интенсивно разрыхляется. Часть
сорных примесей, содержащихся в хлопке, в процессе
разрыхления удаляется через колосниковую решетку 24.
Разрыхленные клочки хлопка выбрасываются в воздушный
канал, соединяющий ножевой барабан с сетчатыми барабанами 22.
За счет разряжения, создаваемого вентилятором 23 внутри
сетчатых барабанов, разрыхленные клочки хлопка равномерно
распределяются на сетке по всей ширине барабанов. С поверхности
сетчатых барабанов слой хлопка снимается съемными
цилиндрами 21 и по лотку передается к двум питающим цилиндрам 20.
Вращаясь, цилиндры подают слой хлопка к трехбильному
планочному трепалу 19, которым он дополнительно разрыхляется
и очищается от сорных примесей. Последние удаляются через
колосниковую решетку 18.
Далее клочки хлопка при помощи вентилятора 17 формируются
в слой на поверхности сетчатого барабана 16 конденсора и сбивным
барабаном 15 сбрасываются в промежуточный (резервный)
бункер 14, уровень заполнения которого контролируется вилочками,
переключающими скорость питающих органов. В зависимости от
степени наполнения промежуточного бункера выпускные и
питающие цилиндры, сетчатые барабаны, съемные цилиндры и
питающие цилиндры 20 вращаются с большей или меньшей
скоростью.
При наполнении бункера 14 выше заданного предела
перечисленные питающие органы останавливаются. Оптимальная
высота уровня хлопка в бункере, определенная опытным путем,
составляет 800—830 мм. Для обеспечения плавного перепада
уровня хлопка и сокращения числа колебаний его уровня в
бункере питающие цилиндры первой и второй секций приводятся
от двух электродвигателей, работающих поочередно (изменение
скорости на 10—12%). Из резервного бункера хлопок двумя
выпускными цилиндрами 13 и поддерживающим цилиндром 12 по
питающему столику, состоящему из 16 педалей, подается под
педальный цилиндр 11. При помощи рычажного механизма педали
26
прижимаются к цилиндру и зажимают слой хлопка по рабочей
ширине машины между педальным цилиндром и поверхностью
педалей. Частота вращения педального цилиндра автоматически
плавно изменяется в зависимости от толщины слоя хлопка,
проходящего под ним. Педальный цилиндр подает слой хлопка к трех-
бильному игольчатому трепалу 10, где хлопок окончательно
разрыхляется и очищается от сорных примесей при помощи
колосниковой решетки 9.
Разрыхленные клочки хлопка выбрасываются в воздушный
канал, соединяющий игольчатое трепало с сетчатыми барабанами 7,
по которому клочки увлекаются воздушным потоком,
создаваемым вентилятором 8, и образуют слой на поверхности сетчатых
барабанов. При вращении последних слои хлопка с верхнего и
нижнего барабанов складываются и образуют холст равномерного
строения, который снимается съемными цилиндрами 6 и подается
к плющильным валам 5. Проходя между плющильными валами,
холст уплотняется под действием механической нагрузки,
действующей на плющильные валы.
Далее холст подается самогрузными валиками 4 к
скатывающим валам 2 и наматывается на холстовую трубку,
вращающуюся на скатывающих валах. Плотная намотка холста на трубку
достигается при действии нажимного валика 3, который
прижимается к навиваемому на трубку холсту. Полученный
определенной длины рулон холста автоматически выталкивается на валики /,
где обматывается ровницей. После выкатывания наработанного
холста из кассеты очередная трубка подается в исходное
положение, холст нажимным валиком заправляется на нее, и
начинается навивание нового рулона.
Линейная плотность холста, вырабатываемого на машине
Т-16, —465—345 ктекс. Производительность машины до 240 кг/ч.
Привод машины осуществляется от восьми асинхронных
двигателей общей мощностью 12,2 кВт с помощью клиноременных
передач. Габаритные размеры машины: длина 2643, ширина 2000,
высота 2672 мм.
В связи с увеличением переработки хлопка машинного сбора,
отличающегося повышенным содержанием сорных примесей,
стремление к увеличению числа рабочих органов для повышения
эффективности очистки приводит к зажгученности волокон. Увеличение
производительнсстя чесальных машин до 25—30 кг/ч вызывает
быстрое срабатывание холстов массой 16—18 кг, что ухудшает
технико-экономические показатели фабрик.
Эти причины вызвали необходимость разработки новой
трепальной машины МТ (рис. 2.12) на базе машин Т-16, ТБ-3 и
горизонтального разрыхлителя. Машина состоит из разрыхлителя 2,
сетчатых барабанов 3, трепальной секции 4, конденсоров 1 и 5,
игольчатого трепала if, сетчатых барабанов 7 и холстоскатыва-
ющей секции 8. Технологичеекийтгроцесс машины МТ аналогичен
технологическому процессу машины Т-16.
28
Повышение производительности трепальной машины МТ до
280 кг/ч обеспечивается путем увеличения частоты вращения
скатывающих валов и усиления конструкции холстоскатывающей
секции. Для улучшения ровноты холстов в начале и конце их
наработки применен корректор в педальном регуляторе. В отличие
от других трепальных машин в машине МТ предусмотрены
стальной остов (вместо чугунного), наружная регулировка колосников
и пневматическое удаление угаров. Холст, нарабатываемый на
машине МТ, имеет массу до 30 кг, его линейная плотность 465 —
344 ктекс. Коэффициент вариации по массе 1 м отрезков не более
1,4%. Установленная мощность электродвигателей 15,6 кВт.
Габаритные размеры: длина 8365, ширина 1980, высота 3000 мм.
В автоматизированных поточных линиях на заключительной
стадии разрыхления и очистки применяется бесхолстовая
трепальная машина ТБ-3 и для равномерного питания чесальных
бесхолстовых машин—питатель ПРЧ-1 к распределителю
волокна по чесальным машинам.
Бесхолстовая трепальная машина ТБ-3 состоит из секции
ножевого барабана и окончательной трепальной секции без
педального регулятора, сетчатых барабанов и холстоскатывающего
прибора. Основные технические параметры трепальной машины ТБ-3
аналогичны параметрам трепальной машины Т-16.
Производительность машины 150 кг/ч; установленная мощность
электродвигателей 3,3 кВт; габаритные размеры машины: длина 4000,
ширина 2950, высота 3360 мм.
Завершающей разрыхлительно-очистительной машиной в
автоматизированной поточной линии является питатель ПРЧ-1,
который представляет собой окончательную трепальную секцию
трепальной машины Т-16 без сетчатых барабанов и
холстоскатывающего прибора. Питание машины осуществляется пневматическим
распределителем волокна РВП-2-1, конденсор которого
сбрасывает волокно, транспортируемое от трепальной машины, в
резервный бункер, вмещающий 6 кг волокна. Производительность
питателя ПРЧ-1 до 180 кг/ч. Установленная мощность
электродвигателей 3,4 кВт.
Разрыхлительно-трепальные агрегаты зарубежных фирм. В
последнее время иностранные фирмы ввели ряд интересных
изменений в конструкцию и состав машин разрыхлительно-трепальных
агрегатов для хлопка. Учитывая повышенную засоренность
перерабатываемого материала и особые требования безверетенных
прядильных машин к чистоте питающего продукта, передовые
иностранные фирмы применяют в разрыхлительно-трепальных
агрегатах обводные трубы в пневмотранспорте, позволяющие
включать или выключать те или иные разрыхлительные и
очистительные машины в зависимости от засоренности
перерабатываемого материала. Другой особенностью является применение
специальных машин, предназначенных для обеспыливания
перерабатываемого хлопка.
30
/ z
ш—№»—ш-4
9 8
44
-еЗЧеЗчЫ*-
^1 £3 £3 £3 £Д
Рис. 2.13. Схема разрыхлительно-трепального агрегата фирмы Ритер
Фирма Ритер (Швейцария) при производстве пряжи
пневмомеханическим способом применяет приготовительную цепочку
машин (рис. 2.13), рыхление кип в которой начинается в
карусельных разрыхлителях В 2/10 10 производительностью 50—
250 кг/ч. Нижние поверхности шести кип (максимальный размер
кипы 1700x790x1500 мм) разрыхляются пятью
разрыхлительными барабанчиками, оснащенными фрезовыми дисками и
вращающимися с частотой 980 мин-1. Кипы перемещаются при вращении
барабанчиков с частотой 0,43 мин-1.
Клочки разрыхленного хлопка поступают в пневмотранспорт
и конденсором 2 сбрасываются на смесительную решетку 3, на
которую также поступает волокно с угарного питателя 1. Со
смесительной решетки слой волокна подается в пневмопровод и
подводится к осевому очистителю 4, имеющему колковый барабан
диаметром 700 мм и длиной 1200 мм. Частота вращения колкового
барабана составляет 730 мин-1. Производительность машины
500 кг/ч. После предварительной очистки волокно поступает
в смесовую машину Aeromix В 7/2 5, где пневматически
распределяется по шести вертикальным камерам, из которых подается
на горизонтальный транспортер, подводящий шестислойную
постель к разрыхляющим роликам. Последние сбрасывают волокно
в пневмотранспорт. Масса смешиваемого волокна составляет
350 кг, производительность машины 500 кг/ч, ее габаритные
размеры 1600X3430X5000 мм.
Далее волокно очищается на очистителе ERM В 5/5 6. При
переработке засоренных сортов хлопка в цепочке располагают
Друг за другом два очистителя ERM. Волокно загружается в
сетчатый бункер при помощи вентилятора и при выходе из бункера
попадает под воздействие трепала диаметром 400 мм, вращающегося
с частотой 400, 650, 1000 мин-1. Производительность очистителя
составляет 400 кг/ч. Для обеспечения бункерного питания чесаль-
31
ных машин после'очистителя ERM располагают питатель А 7/2 7,
в котором волокно разрыхляется трепалом Киршнера диаметром
400 мм, вращающимся с частотой 500 и 811 мин"1. После
вентилятора волокно пневматически распределяется по пяти-десяти
бункерам 9 чесальных машин 8. Производительность питателя —
300 кг/ч. Излишки волокна после последнего бункера
возвращаются через дополнительный бункер двумя валиками в зону
трепала.
Фирма Шуберт и Зальцер (ФРГ) в своих агрегатах
предусматривает установку смесителя Мишгрейфер MG-20. Он состоит из
ящичной каретки с весовым ящиком и поворотными захватными
рычагами, движущимися вдоль находящихся на полу кип. Во
время каждого такта захватные рычаги опускаются на очередную
кипу и пальцами захватывают порцию волокна, которая затем
сбрасывается в весовой ящик. После наполнения последнего до
определенной массы смеситель регистрирует последнюю кипу,
с которой взято волокно, и движется к концу рельсового пути,
где опорожняет содержимое весового ящика на ленточный
транспортер ящичного питателя, после чего перемещается обратно
к очередной кипе волокна.
Все операции на смесителе MG-20 выполняются автоматически.
Имеется возможность смешивать до четырех компонентов во
взвешенном состоянии из большого числа неподвижных кип
независимо от их плотности. Для переработки хлопка или химических
волокон одного сорта с применением смесителя используются
ящичные питатели модели КА 23 (рабочая ширина 1500 мм) и
КА 26 (рабочая ширина 1000 мм). Производительность
смесителей до 500 кг/ч. При работе без смесителя применяют ящичные
питатели модели КА 24 (рабочая ширина 750 мм,
производительность 150 кг/ч) и КА 25 (для переработки обратов).
Переработка хлопка производится по схеме, изображенной на
рис. 2.14, а. Для переработки смесей хлопка с синтетическими
волокнами, синтетических волокон, где требуется точное
содержание компонентов, служат ящичные питатели с дозатором WK 20
(рабочая ширина 1000 мм) и WK 22 (рабочая ширина 1500 мм).
При переработке хлопка в смеси с синтетическими волокнами
(рис. 2.14, б) ящичный питатель с дозатором для хлопка
устанавливают после разрыхлительного агрегата, а для синтетических
волокон — после кипосмесителя. Далее смесь собирается на
ленточном транспортере и направляется в горизонтальный
разрыхлитель НО 2. Такой агрегат позволяет объединять от двух до
шести ящичных питателей с дозаторами.
Разрыхлительный агрегат состоит из конденсора КД 2 с
пильчатым валиком на выходе из бункера, ступенчатого (наклонного)
очистителя SR 1 и горизонтального разрыхлителя НО 2. Для
увеличения очистительного эффекта при переработке сильноза-
соренных сортов хлопка в агрегат перед ступенчатым очистителем
вводят осевой очиститель Дуоклинер DC 10. Фирма рекомендует
32
/ у J 4 5 6 1
'! j; / i \
гССйЯ^Рй
<п
Тг~гтт'г'п i i i i
П>
/ 2
6 7
¥^пОгг-г^
ITTTTTTTI
а_|_ц_1_т
<П
В)
Рис. 2.14. Схема разрыхлительно-трепального агрегата фирмы Шуберт—Зальцер
для переработки:
а — хлопка; б — смеси хлопка с химическими волокнами: / — горизонтальный
Разрыхлитель; 2 — наклонный очиститель; 3 — буикер; 4 — конденсор; 5 — осевой
очиститель; 6 — ящичный питатель; 7 — ящичная каретка с весовым ящиком н поворотными
захватными рычагами; 8 — смеситель; 9 — ящичные питатели с дозаторами
при переработке сильнозасоренных сортов хлопка применять два
разрыхлительных агрегата (один за другим), при необходимости
усилив их одним очистителем Дуоклинер, или один
разрыхлительный агрегат в сочетании с осевым очистителем Дуоклинер.
Для обеспечения лучшего смешивания перерабатываемых
компонентов за разрыхлительным агрегатом устанавливают
смеситель MX 12 (длина 5500 мм, вместимость 600 кг) или MX 13 (длина
9500 мм, вместимость 1200 кг). Принцип работы основан на
составлении многослойной горизонтальной постели с помощью
реверсивного движения валиков, расположенных над питающим
транспортером, и двух вертикальных отборных решеток.
2.3. СХЕМЫ РАЗРЫХЛИТЕЛЬНО-ТРЕПАЛЬНЫХ
АГРЕГАТОВ ДЛЯ ШЕРСТИ И ХИМИЧЕСКИХ
ВОЛОКОН
Прядение шерсти осуществляется по аппаратной и гребенной
системам. При аппаратной системе сырьем являются шерсть,
химические волокна и различные прядомые отходы как
аппаратной, так и гребенной системы прядения шерсти. Если в смесь
П/р А. И. Макарова
33
§ 7 3
Рис. 2.15. Разрыхлительно-трепальный агрегат АРТ-120-Ш
входят несколько компонентов, имеющих различные свойства,
то при составлении рецепта смеси стараются лучше использовать
прядомые свойства компонентов.
Перед тем как получить смесь волокнистого материала,
отдельные компоненты разрыхляют и очищают. Натуральную шерсть
(тонкую и полутонкую) разрыхляют и очищают на разрыхлительно-
трепальном агрегате АРТ-120-Ш (рис. 2.15), состоящим из кип-
ного питателя К.П-120-Ш, двухбарабанной трепальной машины
■ и двух конденсоров.
Распакованная кипа шерсти 2 помещается на наклонный
транспортер 1, которым она подается к колковой решетке 5. Для
облегчения работы игольчатой решетки кипа шерсти, сходя с
транспортера, делится колковым барабаном 4 на слои, которые
сбрасываются в нижний бункер, откуда шерсть забирается колковой
решеткой. Степень заполнения колковой решетки волокном
регулируется двумя разравнивающими гребнями 3 и 6. С игольчатой
решетки волокно снимается съемной крыльчаткой 7, под которой
установлена колосниковая решетка. Через щели между
колосниками выделяются сорные примеси.
После кипного питателя шерсть транспортируется к
последующей двухбарабанной трепальной машине конденсором 8,
который обеспыливает шерсть и сбрасывает ее в питающий бункер
трепальной машины. Уровень наполнения бункера контролируется
фотодатчиками. Волокно из бункера поступает в питающий узел 9,
состоящий из выводящих валиков, питающего столика и
питающих валиков, и затем попадает под воздействие колковых
барабанов 10, под которыми расположены колосниковые решетки 11.
Сорные примеси, выделяемые в этой зоне, проваливаются через
колосниковые решетки и собираются в угарных камерах. Шерсть
из трепальной машины конденсором 12 передается на следующую
машину.
Производительность агрегата до 700 кг/ч, установленная
мощность электродвигателей 18,4 кВт. Габаритные размеры агрегата:
длина 9400, ширина 1990, высота 3160 мм.
34
Для разрыхления и очистки от посторонних примесей грубой
и полугрубой, а также мытой мериносовой шерсти применяют
трепальную машину периодического действия ТПШ-1
производительностью до 150—200 кг/ч. Для переработки химических
волокон и обратов (ровничных концов, обрывки прочеса или ваты
с чесальных машин), которые требуют хорошего разрыхления
и перемешивания, используют щипальную машину ЩЗ-140-ШЗ
с замасливающим устройством ЗУ-Ш-2.
Компоненты, используемые в смесях аппаратного прядения,
отличаются физико-механическими свойствами Кроме того,
некоторые компоненты неоднородны по своим свойствам. Это
обстоятельство вызывает необходимость тщательного перемешивания
компонентов между собой в их массе, т. е. в объеме всей партии
смески (от 3 до 10 т).
Механическое смешивание осуществляется на смесовой
машине УСВМ-1 (рис. 2.16). Машина состоит из двух камер
прямоугольной формы, вместимость которых достигает 108 м3 (4200 кг
незамасленной смеси). Волокнистый материал распределяется
по всей поверхности камеры рассеивателем 2, представляющим
короб, по которому движется волокнистая масса с воздухом.
Нижняя часть короба состоит из подвижной платформы,
совершающей возвратно-поступательное движение вдоль камеры,
и подвешенной раковины, совершающей
вращательно-колебательное движение, с отражательным щитком. Дно смесовой машины
образуют грузовые платформы 6, которые при наполнении
камеры волокнистым материалом специальными стрелками
приподнимаются над полом и пропускают грузовую платформу
соседней камеры при ее разгрузке. Для равномерного перемещения
волокнистого материала грузовой платформой в конце ее
закреплен подпорный щит 1. Отбор волокнистого материала с грузовой
платформы осуществляется вертикальной игольчатой
решеткой 5, с которой он сбивается съемной крыльчаткой 3 на
отводящий транспортер 4.
6 5
Рис. 2.16. Смесовая машина УСВМ-1
35
Общая мощность электродвигателей составляет 41,5 кВт.
Производительность машины при однократном смешивании 1070—
1640 кг/ч; при двукратном смешивании 640—1030 кг/ч.
Габаритные размеры машины: длина 20 350, ширина 4700, высота 4210 мм.
Для улучшения качества смешивания вторую камеру
применяют для повторного смешивания (двукратное смешивание).
На некоторых предприятиях еще используют смесовые
машины С-70 и круглую однокамерную машину С-12. Для
двукратного смешивания в линии применяют две смесовые машины С-12.
Из смесовой машины готовую смесь направляют в расходные
механизированные лабазы. Расходные лабазы разбиты на группы
по несколько лабазов в каждой. Каждая группа работает
независимо от других и обслуживает прикрепленную к ней группу
чесальных аппаратов. Смесовой лабаз ЛРМ-40-Ш по принципу
действия представляет собой одну камеру смесовой машины
производительностью до 900—1000 кг/ч.
В гребенной системе прядения в отличие от аппаратной системы
сырьем является более длинная и равномерная шерсть, а также
более длинное химическое штапельное волокно. Это
обстоятельство предопределило отсутствие в системе смесовой машины. Так
же как и в аппаратной системе, здесь на первой стадии сырье
необходимо разрыхлить и очистить на разрыхлительно-трепаль-
ном агрегате АРТ-120-Ш. После прохождения через эмульсионно-
замасливающее устройство ЗУ-Ш2 волокно поступает в
механизированные расходные лабазы ЛРМ-40-Ш и далее
транспортируется к автопитателям самовесов чесальных машин.
При наличии в составе приготовительного оборудования
нескольких агрегатов АРТ-120-Ш выпуск последних обычно
объединяется пневмотранспортом или транспортером компонентов
шерстяной смеси ТК-800-Ш, соединенным с замасливающим
устройством ЗУ-Ш2.
В последнее время все большее распространение получают
поточные линии, внедрение которых позволяет ликвидировать
тяжелый ручной труд по транспортированию сырья, питанию
трепальных, щипальных и чесальных машин.
Советскими и иностранными специалистами разработаны схемы
разрыхлительно-трепальных агрегатов для шерсти, входящих в
поточную линию. В основном разрыхлительно-трепальные агрегаты
состоят из автопитателей, кипоразрыхлителей, трепальных и
щипальных машин, замасливающих устройств, смесовых машин,
механизированных лабазов и устройств для питания самовесов
чесальных машин. Из зарубежных схем разрыхлительно-трепальных
агрегатов для шерсти мы рассмотрим схему фирмы Темафа (ФРГ).
Фирма Темафа выпускает полный комплект оборудования,
необходимого для поточных линий (рис. 2.17). Технологический
процесс в последних протекает следующим образом. Волокно
в кипах поступает на питающий транспортер 6 и питающий кипо-
разрыхлитель 7. Волокно, пройдя через валики грубого и тонкого
36
-2_ „^ ««Г —_^
%
=*■
J,
-f^-t
7 6
Рис. 2.17. Схема разрыхлительно-трепального агрегата для шерсти фирмы
Темафа
разрыхления кипоразрыхлителя, вентилятором транспортируется
в ящичный питатель 5 и затем поступает на щипальную машину 2.
Далее оно направляется в смесовые машины 1(с перевалкой волокна
из одной смесовой машины в другую) или через расходные лабазы 3
распределяется по самовесам чесальных машин 4. Во второй
смесовой машине в загрузочном устройстве предусмотрено
замасливающее устройство. Система предусматривает партионное
смешивание волокна.
Химические волокна в зависимости от длины штапельного
волокна перерабатывают по двум системам: хлопковой — при
длине волокна 40—75 мм и шерстяной при длине волокна более
75 мм. Так как сорные примеси отсутствуют, число машин,
входящих в разрыхлительно-трепальный агрегат, сокращается.
Принципиальные технологические схемы машин, применяемых при
переработке штапельного волокна, мало отличаются от схем
аналогичных машин для хлопка. В отличие от трепальной машины
Т-16 машина Т2-И имеет промежуточную секцию, включающую
трехбильное игольчатое трепало, к которому волокно подводится
системой питающий цилиндр — педали, конденсор, окончательную
секцию с шестибильным игольчатым трепалом и холстоскатыва-
ющий прибор. Под трепалами расположены перфорированные
стальные листы, через которые пороки выделяются в угарные камеры.
Производительность машины Т2-И составляет 180—200 кг/ч.
2.4. КОНСТРУКЦИИ МАШИН РАЗРЫХЛИТЕЛЬНО-
ТРЕПАЛЬНОГО АГРЕГАТА ДЛЯ ХЛОПКА
И ХИМИЧЕСКИХ ВОЛОКОН
Конструктивные особенности машин. При проектировании
кипоразрыхлителей, применяющихся на первой стадии
разрыхления кип, наряду с повышением степени разрыхления и очистки
волокнистого материала необходимо обеспечить равномерный
37
его отбор от всей поверхности кипы. Чтобы при отборе рабочие
органы не захватывали слои волокна, между поверхностью кипы
и рабочими органами устанавливают колосниковые
(поддерживающие) решетки. Условия совместной работы колковых барабанов
с поддерживающими решетками способствуют получению непро-
работанных участков поверхности кипы в местах их
соприкосновения с колосниковыми решетками. Для устранения непрорабо-
танных мест применяют смещение колосников соседних решеток
или смещение кипы, перпендикулярно расположению колосников,
на величину, равную половине шага между колосниками.
Работа кипоразрыхлителей с нижним отбором волокна от кипы
сопровождается колебанием производительности по мере
срабатывания кипы, что объясняется уменьшением размера и массы
последней и в связи с этим понижением давления на нижние слои
кипы. Одним из средств, уменьшающих колебание
производительности кипоразрыхлителей, является создание
дополнительной нагрузки на кипы после срабатывания их на 1/4 высоты.
Дополнительная нагрузка составляет 5890 Н на шесть кип.
Для создания дополнительной нагрузки используют грузовую
плиту, которая должна опускаться без перекосов. Для
обеспечения постоянного давления грузовой плиты на верхнюю
поверхность кип необходимо, чтобы плита постоянно лежала на кипах,
не отставая от них.
Другим мероприятием для обеспечения стабильной
производительности кипоразрыхлителя АПК.-3 является расположение
колков на рыхлительных барабанах под углом 15° к радиусу. Это
способствует лучшему захвату волокна с поверхности кип и в то
же время не препятствует его сбросу.
Применяемый фирмой Трютчлер (ФРГ) раньше способ
выщипывания специальными органами волокнистого материала с
нижней поверхности кип затем был заменен на отбор волокна с нижней
поверхности при помощи игольчатой решетки, что значительно
упростило конструкцию машины и облегчило условия
эксплуатации.
Используя на первой стадии разрыхления очистку волокна от
сорных примесей, в конструкции кипоразрыхлителя АПК.-3
предусматривают устройство для удаления угаров. Для этого под
двумя соседними колосниковыми решетками располагают угарную
камеру, которая закрыта снизу подвижным листом. При
заполнении угарных камер угарами включается реверсивный
электродвигатель, который одновременно отодвигает соединенные между
собой листы всех камер и угары на транспортер, а затем к
приемной воронке.
В последнее время ряд зарубежных фирм [Трютчлер, Шуберт
и Зальцер и Марцоли (Италия)] особое внимание обращает на
создание автоматизированных кипоразрыхлителей.
Основные особенности конструкции современных
разрыхлительных и трепальных машин зарубежных фирм связаны с авто-
38
Матизациеи процесса разрыхления волокнистых материалов из
кип, улучшением разрыхления и очистки волокна и созданием
систем питания чесальных машин.
Требования, предъявляемые при проектировании к разрыхли-
тельно-трепальным агрегатам. Основным направлением
повышения производительности труда является внедрение
автоматизированных поточных линий, что ставит перед машиностроителями
определенные требования. Поточные линии предусматривают
максимальную автоматизацию технологического процесса, что
влечет за собой сокращение числа технологических переходов.
Большое значение приобретает контроль за правильным
прохождением технологического процесса и производительностью машин.
В настоящее время для обеспечения минимального колебания
производительности отдельных машин при их питании бункерами
в последних устанавливают фотоэлементы и контрольные вилочки,
которые позволяют поддерживать постоянный уровень
наполнения бункера и тем самым создавать одинаковую плотность волокна
в нижних его слоях. Для этого же при проектировании
предусматривают регулируемые приводы к питающим и рабочим
органам.
При проектировании необходимо учитывать возможные
варианты использования машины в технологической цепочке,
способ передачи материала (под действием собственной массы,
механически, пневматически и др.), расположение и размеры выходных
фланцев предшествующей машины для сопряжения их с входным
фланцем проектируемой машины.
Необходимым требованием при проектировании является
обеспечение удобства обслуживания машины и ее ремонта. Все зоны
очистки от сора и пыли должны быть доступны, а места
интенсивного выделения пыли капсулированы и снабжены отсосами. Все
ограждения и рабочие органы, демонтируемые при ремонте,
должны иметь приспособления для удобного и быстрого съема.
Процесс разрыхления и очистки связан с воздушными
потоками, создаваемыми быстровращающимися рабочими органами,
и пневматической транспортировкой волокнистого материала через
машину и между машинами. Количество воздуха (м3/с),
перемещаемого ножевым барабаном, Q = 9,8- 1(Г4со, планочным
трепалом Q — 2,1-Ю-3», игольчатым трепалом Q = 2,4-10 3со (где
со —частота вращения рабочего органа).
Для создания тяги воздуха при пневматическом
транспортировании волокнистого материала необходимо подать в машину
дополнительное количество воздуха. Часть его поступает в
машину через жалюзи и колосниковую решетку. Большое значение
имеет выбор места и размер щелей для подсоса воздуха, что важно
для создания условий выделения максимального количества
сорных примесей и минимального количества прядомого волокна.
Рассматривая аэродинамический режим в разрыхлительно-тре-
пальных машинах, можно отметить, что динамический напор
39
Рис. 2.18. Схема изогнутой
части трубопровода:
а, б, в — соответственно
траектории потоков воздуха, сорных
частиц и волокнистого
материала
воздуха h между
колосниками является
функцией частоты
вращения вентилятора. Так,
например, при частоте
вращения вентилятора,
равной , 1200 мин-1,
давление составляет
9,806 МПа. Преодолеть
такой воздушный поток
могут лишь тяжелые
пороки и примеси.
Экспериментально
получено, что наибольшее
выделение сорных
примесей наблюдается при
отсутствии давления.
Однако такое условие не может быть принято, так как создание
давления (не менее 9,806 МПа) необходимо для формирования
холста. Чтобы уменьшить давление в зоне колосников, применяют
дополнительный подсос воздуха через щель около входного
отверстия диффузора, под отшибным ножом.
Различие в плотности волокна и крупных сорных примесей
и, следовательно, траекторий движения их в воздушном потоке
используют для выделения сорных примесей. Для этого
применяют трубопроводы с регулируемыми отверстиями на изогнутой
части (рис. 2.18). В трубопроводе создается резкий поворот
воздушного потока с разрыхленным волокном.
Скорость воздуха в изогнутой части трубопровода (у заслонки /)
достигает 53 м/с. На частицы хлопка и сорных примесей действуют
силы тяжести, аэродинамические и центробежные силы. В этих
условиях на более тяжелые сорные примеси действует большая
центробежная сила, и они движутся по внешней траектории,
выделяясь в зоне поворота через регулируемую щель 2. Изменяя
скорость потока воздуха и размеры сечения щели 2, можно
достичь выпадения сора в щель и направления клочков хлопка
к последующему органу. Практика показывает, что при таком
методе очистки количество прядомого волокна в угарах
значительно уменьшается. Высокоскоростные воздушные струи
могут быть использованы для разрыхления волокнистого
материала.
Таким образом, аэродинамический режим играет большую
40
роль в технологическом процессе разрыхления и очистки и должен
учитываться при проектировании нового оборудования.
Электропривод машин разрыхлительно-трепального агрегата.
Для автоматизированного электропривода
разрыхлительно-трепального агрегата используют станции управления, которые
поставляются заводами-изготовителями в собранном виде. Наиболее
распространенными на предприятиях текстильной
промышленности являются следующие станции:
МСК-1М, предназначенная для управления и защиты
электропривода трепальной машины Т-16; станция выполнена в виде
стального щита с панелью, на которой смонтирована аппаратура
управления и защиты электродвигателей;
МСК-6, МСК-2М, МСК.-4М, предназначенные для
управления и защиты электропривода разрыхлительного
агрегата; станции управления выполнены из стального
бескаркасного пыленепроницаемого шкафа с панелью, на которой
смонтирована аппаратура управления и защиты
электродвигателей.
Рассмотренные станции управления обеспечивают однокно-
почный пуск всего агрегата и раздельный пуск электродвигателей
рабочих и питающих органов машин агрегата с независимой
выдержкой времени, защиту каждого электродвигателя от
перегрузок и коротких замыканий, автоматический останов агрегата
при срабатывании защиты, сигнализацию о недостатке волокна
в питателях-смесителях и другие технологически необходимые
функции управления и защиты.
К электроприводу разрыхлительно-трепального агрегата не
предъявляется особых требований в отношении автоматизации
и высоких показателей регулирования, вследствие чего он состоит
только из асинхронных электродвигателей с короткозамкнутым
ротором. Общая установленная мощность асинхронного
электропривода машин агрегата выше номинальной на 25%. Основанием
для этого служит наличие значительных маховых масс у
большинства машин, а вследствие этого и повышение на 50 и 100%
значения их пусковых моментов. В то же время некоторые
электродвигатели агрегата работают в установившемся режиме с
близкими к номинальным нагрузками.
Для предотвращения выхода из строя электродвигателей
при переполнении бункера волокнистым материалом или
вынужденной остановке одной из машин агрегата в схеме
электропривода предусмотрена блокировка, обеспечивающая автоматическое
отключение от сети электродвигателей всех основных
технологических машин. Кроме того, в схеме автоматического управления
предусмотрена система сигналов, указывающая персоналу на
степень загрузки бункера или машины. Учитывая условия
работы в помещении с повышенной запыленностью,
электродвигатели имеют в основном закрытую и обдуваемую форму
исполнения,
41
2.5. КОНСТРУКЦИИ И РАСЧЕТ ОРГАНОВ РАЗРЫХЛЕНИЯ
И ТРЕПАНИЯ
При проектировании органов разрыхления и трепания
необходимо учитывать требования, предъявляемые к ним. Прежде всего
воздействие на волокнистый материал не должно вызывать его
повреждения (укорочение волокна, образование узелков) или
способствовать образованию узелков на последующих стадиях
переработки. При этом большое значение имеют скоростные
параметры рабочих органов, величина технологических разводок,
количество обрабатываемого материала, приходящееся на
единичное воздействие рабочего органа, шероховатость рабочих органов
и поверхностей, соприкасающихся с волокнистым материалом,
равномерность подачи волокнистого материала на рабочие органы,
потоки воздуха, создаваемые в процессе разрыхления и трепания,
и равномерность их по всей ширине машины.
Применение быстровращающихся рабочих органов требует их
динамической балансировки в собранном виде.
По способу воздействия на волокнистый материал рабочие
органы можно условно разделить на механические,
пневматические, гидравлические, электростатические и др. В последнее время
применяется комбинированное воздействие рабочих органов на
материал.
Благодаря простоте в конструктивном решении и
обслуживании при эксплуатации, а также меньшей стоимости, наибольшее
распространение получил механический способ воздействия на
волокнистый материал, при котором используют следующие
рабочие органы: игольчатые решетки, колковые барабаны, ножевой
барабан, планочное, пильчатое и игольчатое трепало.
Игольчатые решетки. Игольчатые решетки применяются в
основном на первых стадиях технологического процесса и
представляют собой систему игольчатых планок, соединенных с
бесконечными ремнями. В зависимости от вида перерабатываемого
волокнистого материала размеры игл, планок и расстояния между
ними разные. При переработке длинных волокон (шерсть,
химическое волокно и др.) эти размеры значительно больше, чем
для волокна типа хлопка и химических волокон хлопковой
резки.
Игольчатую планку изготовляют из дерева (бука) и в нее
запрессовывают иглы диаметром 3—8 мм. В зависимости от
назначения игольчатых решеток угол наклона иглы а к
основанию может быть 90° (для разравнивающих решеток) и 33—35°
(рис. 2.19). Величина угла а имеет большое значение для
захватывающей способности игольчатой решетки, которая определяется
неравенством
ctg a > (х,
где \i — коэффициент трения волокнистого материала об иглу.
42
Рис. 2.19. Игольчатые планки решетки:
а — с иаклоииыми иглами; б — с иглами, перпендикулярными основанию; в — с
алюминиевой планкой; гид — крепление соответственно деревянных и алюминиевых
планок к ремию и полотну; / — деревянная планка; 2 — игла; 3 — ремень; 4 — шуруп;
5 — полотно; 6 — алюминиевая плаика
В последнее время деревянные планки заменяют специальными
дюралюминиевыми развернутыми уголковыми профилями, в одну
сторону которых запрессовывают иглы (рис. 2.19, е).
Между основанием планки и металлической пластиной крепят
бесконечное полотно из брезента, которое предотвращает
выпадание волокнистого материала между планками. Игольчатые планки
прикрепляют к прорезиненным или кожаным ремням шурупами
с потайной головкой. Для предотвращения прогиба рабочей
ветви игольчатой решетки применяют поддерживающие ролики,
набранные на валу. Соприкосновение роликов с решеткой
происходит по ремням. В процессе эксплуатации ремни удлиняются,
что компенсируется применением натяжного вала с роликами.
В результате проведенных научно-исследовательских работ
получено, что при уменьшении количества материала,
находящегося в машине с игольчатой решеткой, решетки обладают
рассортировывающим свойством.
Игольчатую решетку обычно устанавливают на машине
наклонно, под углом 20° к вертикали. Такое положение
обеспечивает захватывание волокна и экономию производственной площади.
Для нормальной работы игольчатой решетки необходимо
правильно выбрать соотношение скоростей игольчатой решетки,
сбивного и разравнивающего барабанов.
Колковые барабаны. Колковые барабаны применяют на
первых стадиях обработки волокнистого материала, когда отдельные
клочки волокна отделяются от основной массы (кипы). При
конструировании колковых барабанов большое значение имеет их
диаметр. Чтобы волокно не наматывалось на барабан, диаметр
последнего должен быть не менее 250 мм при длине волокна до
45 мм и до 450 мм при большей длине волокна.
43
Рис. 2.20. Толковый барабан кипоразрыхлителя АПК-3
Конструкция колковых барабанов неодинакова для
различных разрыхляющих машин.
На кипоразрыхлителях АПК-3 применяют барабаны
диаметром 250 мм (рис. 2.20). Четыре чугунные крестовины 4
посажены на вал 3 и к ним прикреплены по окружности восемь
стальных планок 2 с запрессованными в них колками /. Плоскости на
крестовинах, на которые прикрепляются планки, расположены
под углом 15° к соответствующим радиусам. Вследствие этого
колки получают наклон, что обеспечивает лучшую захватывающую
способность колковых барабанов. Колки равномерно
расположены по длине планки. Это позволяет рассматривать колковую
планку как балку с равномерно распределенной нагрузкой на
четырех опорах. Так как сила, затрачиваемая на рыхление
волокнистой массы, по сравнению с центробежной силой
незначительна, то ее при расчете планки на прочность можно не
учитывать.
Центробежная сила, действующая на колковую планку,
С = /по)2/-,
где т — масса колковой планки с колками, кг; со — расчетная угловая
скорость колкового барабана, рад/с; г — расстояние между осью колкового
барабана и центром тяжести сечения колковой планки, м.
Интенсивность нагрузки на колковую планку от
центробежной силы
q = С/1,
где / — длина колковой планки, м.
Колковая планка винтами жестко скреплена с крестовинами,
поэтому при приближенном расчете на прочность можно
ограничиться расчетами крайнего и среднего пролетов отдельно. При
этом крайний пролет (от края балки до первой крестовины) можно
рассматривать, как зажатую консольную балку, а средний
пролет (между местами крепления ее к двум крестовинам), как балку,
44
зажатую е обоих концов. Об этом будет подробно изложено при
расчете на прочность планочного трепала.
Опасными для колковой планки являются сечения, в которых
находятся отверстия для закрепляющих винтов. При рыхлении
шерсти и угаров применяют колки, имеющие значительные массы,
причем их ввинчивают в планки барабана. В этих случаях
целесообразно проверить прочность резьбы от действия центробежной
силы колка.
На рис. 2.21 изображен колковый барабан наклонного
очистителя. К валу / приварены два диска 2, к которым, в свою очередь,
приварена стальная труба 3. К наружной поверхности трубы
приварены четыре или шесть рядов конических колков 4,
расположенных по винтовым линиям. Трубу предварительно
механически обрабатывают, что облегчает динамическую балансировку
барабана в собранном виде.
Так как диаметр колкового барабана 350 мм, длина 700 мм,
а частота вращения п = 650 мин-1, то основной силой,
действующей на колок, является центробежная сила. Сварное соединение
колка с трубой можно рассчитывать по формуле
где С — центробежная сила, действующая на колок; k — длина катета
сварного шва; / — периметр основания колка; т и т' — расчетное и допускаемое
напряжения для стальных швов при сдвиге соответственно.
Рис. 2.21. Колковый барабан наклонного очистителя
45
mi
Развертка средних
дисков
Развертка левого
торцового диска
I I
_В_
_BL
ыиыыувуиыиу
Развертка правого
торцового диска
ПппнП^ППн Па,
-и~
~В~
Рис. 2.22. Ножевой барабан
Ножевые барабаны. Одним из распространенных рабочих
органов являются ножевые барабаны, которые применяют в
наклонных очистителях, горизонтальных разрыхлителях и
трепальных машинах. Диаметр ножевых барабанов равен 450 и 610 мм.
Одна из конструкций ножевых барабанов изображена на рис. 2.22.
На вал 3 посажены диски с приваренными к ним ножами 9,
отличающимися друг от друга по форме изгиба. Отгиб ножей
различен (от 5 до 40 мм), что обеспечивает их ударное действие
по всей ширине слоя хлопка, причем в данной конструкции за
один оборот барабана ножи дважды ударяют по бородке хлопка.
Для уменьшения дисбаланса рекомендуется делать массы ножей
одинаковыми независимо от изгиба. Ножи выполняют из
полосовой стали толщиной 5—7 и шириной 30 мм. Для повышения
износоустойчивости рабочие концы ножей подвергают термической
обработке. Между соседними дисками устанавливают две
штампованные распорные тарелки / и чугунные распорные втулки 7.
Диски 8 барабана и распорки соединяют тремя стяжками 6 с
гайками и контргайками. Втулки 5 и установочные кольца 4
фиксируют положение дисков на валу. Шпонка 2 передает крутящий
момент от вала к дискам и стопорится на валу винтами. Конструк-
46
ция ножевого барабана предусматривает поворот его на 180°
для замены изношенных граней ножей.
Интенсивность воздействия ножевого барабана на волокнистый
материал зависит от количества ножей на барабане и частоты его
вращения. Определим число ножей и дисков для ножевого
барабана рассматриваемой конструкции. Ширина ножевого барабана
определяется длиной рабочей части питающих цилиндров и
превышает последнюю на 12—16 мм. Минимальное число ножей
выбирают из тех соображений, чтобы при совмещении их в одной
плоскости они соответствовали одной планке планочного трепала.
Если ширина барабана L6 = Ln -f- (12^-16) мм (здесь £ц —
длина рабочей части питающих цилиндров), то при толщине
ножа Ь минимальное число ножей на барабане
"rain =Ьб/0.
Если но конструктивным соображениям число ножей на дискет,
то число дисков
K = nmJm = L6/(mb). (2.7)
Для увеличения интенсивности воздействия барабанов число
ножей удваивают, что соответствует нанесению двойного удара за
один оборот ножевого барабана. Так, например, для трепальной
машины Т-16 при толщине ножа b = 7 мм и Ьб = 1016 мм
"mm «* 145.
Принимая птп = 144 и учитывая использование двойного
удара, имеем
"раб = 2"min = 288.
Число дисков при числе ножей на диске т = 24
К = nvJm = 288/24 = 12.
Часто ножевой барабан выполняют из 11 дисков по 24 ножа
и двух крайних дисков по 18 ножей (всего 300 ножей). Сварной
шов рассчитывают по формуле (2.1).
Ножевой барабан проходит динамическую балансировку.
Допустимый дисбаланс равен 8-Ю-2 Н-м.
Планочные и игольчатые трепала. Наряду с ножевыми
барабанами в трепальной машине применяют планочное
(промежуточная секция) и игольчатое (окончательная секция) трепала. Такая
последовательность использования трепал продиктована
различными воздействиями их на волокнистый материал и
равномерностью воздушного потока, создаваемого ими и имеющего большое
значение для равномерности толщины волокнистого слоя по
ширине машины. Планочное трепало (рис. 2.23) имеет вал 4, на
котором смонтированы пять чугунных крестовин 2. К. каждой
крестовине прикреплены специальными винтами / три била 3. Винты /
имеют квадратную головку под ключ и стопорятся
цилиндрическими винтами.
47
то
Рис. 2.23. Планочное трепало
После сборки припуск на обработку и выступающие части
винтов срезаются в процессе механической обработки в сборе.
Для предотвращения осевого смещения относительно вала
крайние крестовины посажены на клиновидные шпонки. Для
создания при вращении трепала равномерных воздушных потоков
по ширине машины спицы на крестовинах выполнены обтекаемой
формы, а между ними предусмотрены дополнительные перемычки.
Крестовину отливают из чугуна СЧ 28-48 с последующим отжигом.
Динамическая балансировка трепала производится путем снятия
металла с ребер крестовин. Допустимый дисбаланс составляет
0,025 Н-м.
Конструкция трепала предусматривает возможность поворота
его на 180° при износе рабочих граней била. Частоту вращения
планочного трепала выбирают в пределах 830—1300 мин-1 в
зависимости от обеспечения нормального удаления примесей из хлопка.
Била (рис. 2.24) имеют форму трапеции с наклоном рабочих
поверхностей к внешней поверхности на 74° 5'.
Непрямолинейность бил должна быть не более 0,25 мм по всей их длине. Била
изготовляют из сталей марок 40, 45, 40Х и 45Х. Била жестко
крепятся к крестовинам и представляют собой пятиопорную
балку с консолями на концах. Наиболее опасной силой,
действующей на било, является центробежная сила, распределенная
по его длине и изгибающая било в радиальном положении.
Предположим, что било на крестовине жестко зажато винтами,
поэтому приближенно можно рассчитывать каждый его пролет
в отдельности. Ввиду симметричности била достаточно проверить
4§
,
h
1,
W'tO
1,
I,
1
—}--"[
1
^- l' -1
ьо
IllillillllHIIIIIIl
Рис. 2.24. Било планочного трепала
на прочность один крайний пролет, как консольную балку с
зажатым концом, и один средний, как балку с зажатыми концами.
Интенсивность нагрузки, действующей на било,
q = та>2гЛ,
(2.8)
где т — масса била; со — угловая скорость била; г — расстояние центра
тяжести сечения била до оси вала; I — длина била.
Тогда максимальные напряжения можно определить так:
для среднего пролета
для крайнего пролета
a2 = qll/(2W),
где /х и /2 — длины среднего и консольного пролетов соответственно; W —
момент сопротивления изгибу сечения била.
Рекомендуемый запас прочности по текучести
ит = <т,1/сг > 1,3-f- 1,5,
где сгт — предел текучести материала била.
Максимальные стрелы прогиба била:
на свободном конце
h = qlV(8EJ);
в середине среднего пролета
/2 = ^/(384£/),
(2.9)
где EJ — жесткость била на изгиб в радиальном направлении.
Применяемые величины разводок между питающими органами
и билами превышают максимальную стрелу прогиба била.
В окончательной секции трепальной машины устанавливают
трехбильное игольчатое трепало (рис. 2.25). Некоторые
зарубежные фирмы для увеличения воздействия на волокнистый материал
применяют шестибильное игольчатое трепало.
49
Игольчатое трепало имеет следующую конструкцию. На валу 1
при помощи шпонок 3 насажены три или четыре полые
крестовины 2, к которым винтами с полупотайной головкой
прикреплены деревянные (буковые) планки 5 с коническими иглами 4.
Промежутки между крестовинами закрыты щитками 6. Сбоку
к деревянным планкам прикреплены шурупами стальные полоски.
Каждая крестовина фиксируется относительно вала установочным
винтом с коническим концом, входящим в засверловку на валу.
Каждая буковая планка имеет 1084 иглы, наклоненных к радиусу
трепала под углом 20°. Учитывая крепление планок к
крестовинам, можно считать, что на трепале находится 3000 игл. Передние
по ходу трепала иглы на планке имеют высоту на 3 мм меньше
по сравнению с иглами другой стороны планки, что обеспечивает
постепенный вход игл в бородку зажатого волокнистого материала.
Недостатком конструкции игольчатых планок является
непрочное соединение с ними игл, что влечет за собой выпадание
последних из планок под действием центробежных сил и
попадание их в волокнистый материал. Поэтому проблема повышения
надежности крепления игл к планке является актуальной. В
некоторых конструкциях игольчатых трепал для предохранения
игл 2 от вылета применяют металлические пластины /,
прикрепленные шурупами 3 к внешним поверхностям деревянных
планок 4 (рис. 2.26). Диаметр игольчатого трепала по иглам
составляет 406 мм, частота его вращения 710—1245 мин-1. Игольчатое
трепало должно быть динамически отбалансировано. Допускаемый
дисбаланс равен 8-10-2 Н-м.
Рассчитывают игольчатое трепало по формулам, приведенным
раньше, при рассмотрении других вращающихся органов
трепания и разрыхления.
Колосниковые решетки. Основная часть сорных примесей
выделяется из волокнистого материала через колосниковую решетку,
состоящую из секторов с прорезями, в которые входят концы
колосников. Секторы закрепляются болтами на рамах. Колосники,
50
Рис 2.25. Игольчатое трепало
Put, 2,26. Деревянная планка е м$таллш
ческой пластиной
вставленные в прорези секторов,
поддерживаются снизу
регулятором (гребенкой), который может
перемещаться по радиусу, тем
самым изменяя разводку между
колосниками и наклон их рабочей
грани. Изменение этих
параметров играет большую роль в очи- /
стительной способности
колосниковой решетки. При увеличении
зазора между колосниками сопротивление выпаданию угаров
уменьшается, что объясняется уменьшением скорости воздушных
потоков в зоне между колосниками. Необходимо иметь в виду,
что разводки между колосниками изменяются от 4 до 8 мм в
зависимости от степени засоренности перерабатываемого волокнистого
материала и вида угаров.
В разрыхлительно-трепальных машинах для хлопка в
основном применяют колосники треугольной формы, угол между
рабочими гранями в которых равен 47—50°, а длины граней составляют
12, 19 и 25 мм. Материал колосников — сталь 35. При переработке
длинных волокон (шерсти, льна и др.) во избежание их
закатывания используют круглые колосники.
Для изменения разводок между колосниками обычно
применяют групповой привод — при повороте одного регулятора
поворачивается группа колосников вокруг рабочего ребра каждого
колосника. Органы управления расположены внутри машины,
что при эксплуатации машины является неудобным. В последнее
время были разработаны конструкции колосниковых решеток
с наружной регулировкой, но она получилась сложной.
Расстояние между рабочими ребрами колосников определяется
графическим [33] или аналитическим методами. Рассмотрим
сначала графический метод (рис. 2.27). Из центра рабочего органа О
проведем окружность Ор радиусом Rv, равным радиусу
окружности гарнитуры рабочего органа, и окружность Ок радиусом RK,
равным окружности рабочих ребер колосников. При этом
где б — средний зазор между колосниковой решеткой и рабочим органом.
На окружности Ок из конструктивных соображений находим
место для рабочего ребра Л первого колосника (расстояние между
ребром Л и питающим органом на 2—3 мм больше максимальной
разводки между колосниками). Соединив точки Л и О, построим
на прямой АО, как на диаметре, окружность Ос. Точку
пересечения окружностей Ор и 00 обозначим через Г и соединим с
точками Л и О. Прямая АГ является касательной к окружности Ор,
51
Рив. 2.2?. Схема установки ка»
лосников относительно рабочих
органов
так как угол А Г О — прямой
(он опирается на диаметр Л О
в окружности Ос), и
определяет направление верхней
рабочей грани колосника.
Зная это направление и
размеры всех граней, построим
сечение колосника.
Продолжим линию АВ до
пересечения с окружностью Ос в
точке 1" и радиусом 01" = гв
проведем вспомогательную
окружность Ов.
Далее найдем положение соседнего колосника с учетом
средней разводки А между колосниками. Проведем окружность Од
радиусом гв + А. Из точки D, расположенной посередине
линии ОС, радиусом ОС/2 проведем дугу, которая в точке Е
пересекается с окружностью Од. Из точки О", находящейся на
пересечении линии ЕО и окружности Ов, радиусом RJ2 делаем засечку
на окружности Оп и получаем точку 2. Соединим центр О и точку 2
прямой; она пересекается с окружностью Ок в точке Л j. Из точки 2
радиусом RJ2 находим точку 2' на окружности Ор. На линии 2ГА г
расположена передняя грань, а на линии 2"А1 — рабочая грань
второго колосника.
Дуга АА1 является шагом между двумя колосниками. Зная
шаг колосников ААЪ на окружности Ок находим вершины
остальных колосников Л2, А3 и т.д. Направление граней этих
колосников определяем таким же образом, как и для колосников с
вершинами Л и Аг.
Положение большой грани колосника характеризуется углом
у = а + р. Из треугольников А ГО и АГ'О получаем зависимости
sin у = #р/./?к и гв = Як sin р.
Рассмотрим аналитический метод расчета размеров граней
колосника (рис. 2.28).
За исходное положение колосника примем положение, при
котором его передняя грань размещена по касательной к
окружности, описанной рабочим органом. Начало прямоугольной
системы координат поместим в точке О, лежащей на оси вращения
рабочего органа, а ось ординат проведем через точку Л,
расположенную на рабочем ребре первого колосника. Введем обозначения:
Rp — радиус рабочего органа;
б — средняя разводка между рабочими ребрами колосников
и рабочим органом;
52
Put. 2.S8. Схема для рвечетя
размеров граней колосников
А — средняя
разводка между
колосниками;
R«=RV + б -
радиус
окружности
колосниковой решетки;
г„ — радиус вспомогательной окружности, к которой рабочие
грани колосников являются касательными;
а = АС — длина передней грани колосников;
а — рабочий угол колосника.
Расстояние между колосниками
?,
0
J^
Л*
Шс,
w
\fy
^§>ч
_з^^-^
д *
X
ЛЛ1 = ]Л4, + (^к-г/л1)2
пересе-
прохо-
Координаты точки Л х (xAl, yAt) находим из условия
чения окружности х2 + у2 = R\ с прямой у = kx + Ъ
дящей через точки Е и Л х на расстоянии гв от начала координат
и на расстоянии А от точки С (хс, ус).
Тогда
где k
-kb±Yk2b2~(k*+l)(b2-Ri)
XAi = ___ ;
У А, = kxAl + Ь,
*сУс ± У*сУс - 14 ~ (д + r*f\ [Ус - (А + '„Я ,
4-(д + 'в)2
^acosP; цс = RK -f- a sin p.
(2.10)
b = rBV'k*+\; xc-
Из двух значений xAl следует принять xAl > 0, так как
точка Л расположена в первом квадранте, а из значений k
выбрать k > 0, так как прямая ЕАХ образует острый угол с
положительным направлением оси х. Так как волокнистая масса
в процессе прохождения в зоне рабочий орган — колосниковая
решетка подвергается разрыхлению и ее объем возрастает, зазор
в этой зоне увеличивается по мере продвижения волокнистой
массы к выходу. При диаметре рабочего органа 406 мм зазор
между колосниковой решеткой и рабочим органом составляет на
выходе 10 мм, на входе — 20 мм. На некоторых машинах для
отделения сорных примесей применяют сороотбойный нож, который
устанавливают на пути продвижения волокна и сорных примесей.
Расстояние сороотбойного ножа от питающих и рабочих органов
определяется траекториями перемещения волокна и сорных
53
примесей. При переработке химических волокон, когда очистка
волокна не имеет первостепенного значения, вместо колосниковой
решетки применяют перфорированный стальной лист.
2.6. КОНСТРУКЦИИ И РАСЧЕТ РИФЛЕНЫХ
И ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРОВ
Для обеспечения транспортирования и зажима волокнистой
массы в разрыхлительных и трепальных машинах применяют
цилиндры диаметром до 100 мм и валы диаметром более 100 мм
(рис. 2.29).
Цилиндры изготовляют обычно сплошными из стали 40, валы
выполняют полыми из стали или сплошными из дерева. Рифленые
цилиндры применяют в разрыхлительно-трепальных агрегатах
для питания рабочих органов и для съема продукта с сетчатых
барабанов. Гладкие цилиндры используют для перемещения слоя
хлопка в холстоскатывающих приборах. Диаметры цилиндров и
валов выбирают в зависимости от их назначения.
Рассмотрим процесс сжатия волокнистого материала между
двумя гладкими цилиндрическими валами (рис. 2.30).
Нагрузку (в кН/м) на единицу длины цилиндра определяют
по формуле А. Д. Гольдина [6]
2Г3
<7 =
ЮМ3*3
Зг,
4"o(»o+'0-W Ч2("о+Ю-ад 'Г
(2.11)
30 _ arctg Kp°_
где Т — толщина слоя хлопка, текс; z1 —■ расстояние от точки конца касания
слоя хлопка о вал до осевой линии вала, см; fi0 = (1/^!+ 1//?2) —
коэффициент, зависящий от радиусов цилиндров (валов) Rx и R2; А = 6800/(44 — w) —
коэффициент, учитывающий влажность хлопка (здесь w — влажность хлопка, %);
b — ширина слоя хлопка, см; и0 — зазор между двумя цилиндрами по линии
центров, см.
Как видно из рис. 2.29, в верхний гладкий плющильный вал
состоит из трубы, в концы которой запрессована цапфа. Под
действием постоянной нагрузки на цапфах верхнего вала слой хлопка
зажимается между валами. Поэтому при расчете на прочность
основную среднюю часть верхнего вала можно рассматривать,
как нагруженную балку постоянного сечения, зажатую по концам
(рис. 2.31) и лежащую на упругом основании (слое хлопка) [34].
Уравнение упругой линии нагруженной балки, лежащей на
упругом основании, имеет вид
у = еР* (С! cos рл: + С2 sin flx) -f е-Р* (С, cos px -f C4 sin p\v), (2.12)
где у — прогиб в сечении с координатой х; $ = У kl(AEJ) [здесь k —
коэффициент оседания (экспериментально k = 13 мН/м2); Е — модуль упругости
материала трубы; J — момент инерции трубы].
54
Рис. 2.29. Рифленые цилиндры и плющильные валы:
а — питающий цилиндр; б — выпускной вал; в — верхний плющильный вал; г — иия
ний плющильный вал; д — скатывающий вал
55
Рис. 2.30. Схема сжатия слоя хлопка
между двумя цилиндрическими валами
Рис. 2.31. Расчетная схема вала,
сжимающего слой хлопка
1=гт
Постоянные Си С2, С3 и С4 определяются из граничных
условий
У (<))=■§■•, У'(т) = 0;
У'"(0)
"И"! У"'(т) = 0,
(2.13)
где Mt и Рг — момент и нагрузка на конце трубы соответственно; т —
половина длины трубы.
Дифференцируя 3 раза уравнение (2.12) и подставляя в
полученные уравнения граничные условия, находим формулы для
вычисления постоянных:
Ci = -^-(sin 2ft - cos 2ft - e-2fr») -f A. (e-2pm + sln щ.
C2 = -^- (sin 2ft + cos 2ft - e-2^) + -£l cos 2ft;
Сз = "X" <~sin 2Pi - cos 2Pi + e2pm) + -X" (e2pm + sin 2ft);
c4 = -^- (sin 2ft - cos 2ft - e*3m) + _£_ COs 2ft,
(2.14)
где A == e2Pm — e"2?"' + 2 cos 2ft Afa ==
Mi
/V-=
200P2£7 '
^i . о n
200P3£/
r; Pi = -r-N-
Если уравнение (2.14) продифференцируем дважды и умножим
на Ы, то получим уравнение изгибающих моментов (в Н-см):
М = 2р2£/ [(—d sin fk + С2 cos flx) +
+ е~Р* (С, sin fk -^ С4 cos fix)]. (2.15)
Найдя постоянные Сь C2, С3 и С4 и вычислив значение р
по формуле, можно найти прогиб трубы для различных сечений
трубы, задаваясь значениями х,
56
Из-за деформации трубы постоянный зазор между валами не
сохраняется. Наибольший зазор получается в середине вала,
поэтому равномерной нагрузки на волокнистый материал подлине
вала не возникает. Бомбировка вала — заранее сделанная
выпуклость на валу с увеличением ее к середине, позволяет обеспечить
равномерную нагрузку по всей его длине.
Разница между диаметрами вала в середине и у торцов
называется величиной бомбировки. Приближенно ее можно принимать
равной двум прогибам вала, определенным по уравнению (2.12).
2.7. ПЕДАЛЬНЫЙ РЕГУЛЯТОР
Продуктом, выпускаемым холстовыми трепальными машинами,
являются холсты, которые должны иметь одинаковую толщину
слоя как по ширине, так и по длине. От равномерности холстов
зависит в конечном итоге неровнота пряжи.
Элементарная масса слоя волокнистого материала,
подведенного к питающим органам окончательной секции трепальной
машины,
dQ =hbpdS, (2.16)
где h и Ь — соответственно высота и ширина слоя подведенного волокнистого
материала, см; р — плотность слоя волокнистого материала, г/см3; dS —
элементарный путь (см), проходимый слоем волокнистого материала за время dt.
Равномерность холста должна удовлетворять условию
dQ/dt = const; следовательно,
dQ/dt = hbp ~^- = hbpv = const, (2.17)
где v — скорость прохождения слоя волокнистого материала через питающие
органы, см/с.
Ширина слоя Ь всегда постоянна. Так как слой хлопка между
педальным цилиндром и педалью сильно зажат, то приближенно
можно считать, что р = const. Тогда
hv=C, (2.18)
где С — постоянная, зависящая от высоты слоя волокнистого материала и
скорости его прохождения через питающие органы.
При этом предположении регулирование будет происходить
не по изменению массы, а по изменению объема. Это уравнение
равнобочной гиперболы, показывающее, что с изменением
толщины слоя материала h надо так изменять скорость педального
цилиндра v, чтобы произведение hv оставалось постоянным.
Существуют разные регуляторы, удовлетворяющие условию
hv = С —■ механические, электрические, радиоизотопные и др.
Учитывая простоту конструкции и удобство в обслуживании,
распространение получили механические педальные регуляторы
(рис. 2.32). При работе машин любое изменение толщины слоя
57
Рис. 2.32. Педальный регулятор
волокнистого материала 2, проходящего между каждой из
шестнадцати педалей 17 и педальным цилиндром /, вызывает
перемещение педалей, а следовательно, и педальных рычагов 3,
покачивающихся на призме 18. Перемещение свободных концов
педальных рычагов через подвесную систему (4, 5, 6, 7, 8)
передается суммирующему рычагу 9, а от него шине 12 и отводке 14,
которая передвигает ремень 15 вдоль осей коноидов 16 и 13.
Поворотом регулировочной гайки 10 можно изменять расстояние
между шарнирами рычагов 9 и И, т. е. вращать рычаг 11.
В последних конструкциях педального регулятора звено,
связывающее рычаги 8 и 9, делают раздвижным, чтобы
устанавливать суммирующий рычаг в горизонтальное положение. Кроме
того, на рычаге // помещают винтовую пару, при помощи
которой ремень выводится на середину коноидов. Грубая настройка
регулятора осуществляется путем изменения частоты вращения
педального цилиндра при помощи сменных шестерен.
Принудительное изменение скорости педального цилиндра для
получения холста необходимой линейной плотности (толщины)
выполняется регулировочной гайкой 10. При повороте гайки на одну
шестую оборота масса холста изменяется на =±95 г.
Груз на рычаге 9 обеспечивает зажим бородки хлопка между
педалями и педальным цилиндром. Таким образом, при изменении
толщины слоя волокнистого материала изменяется частота вра-
5
Рис. 2.33. Зависимость передаточного
числа коноидов от их длины
щения ведомого коноида 16, от
которого получает вращение
педальный цилиндр. Ведущий
нижний коноид вращается с
постоянной частотой. Следовательно,
окружная скорость педального
цилиндра v также будет
изменяться.
Если считать, что передаточное число от педали до отводки
изменяется мало, а передаточное число от ведомого коноида к
педальному цилиндру постоянно, то, учитывая выражение (2.18),
можно составить уравнение, связывающее перемещение отводки
с передаточным числом между коноидами /к:
Xlft — О 1.
(2.19)
Эта формула используется для профилирования коноидов
педального регулятора. Практикой установлено, что колебания
толщины слоя хлопка, подводимого к педальному цилиндру, не
превышают четырехкратного изменения по сравнению с заданным
значением, поэтому передаточное число выбирают в пределах 0,5—2.
Длины и диаметры коноидов определяют из условий
нормальной работы ременной передачи, требований, предъявляемых к
вариаторам данного вида, и конструктивных соображений.
На рис. 2.33 показана зависимость передаточного числа коноидов
от их длины (ось ведущего коноида совпадает с осью абсцисс х,
а ось у лежит влево от торца коноида).
При среднем положении ремня на коноидах их диаметры не
равны один другому (186 и 167 мм). Для обеспечения большой
чувствительности регулятора при изменении толщины слоя длины
коноидов выбирают сравнительно небольшими: / = 355 мм.
Для крайних положений ремня уравнение (2.5) имеет вид
0,5 (*ср + 1/2) = d; 2 (хср - 1/2) = Съ
(2.20)
где хСр — расстояние от середины коноидов до оси iK.
Из уравнений (2.20) можно определить хср и Сг. При заданной
длине / получим *ср — 0,833/; d = 0,666/. Далее определим
величину х0 для начального сечения коноида (х0 = хср — 112 = 1,333/)
и Хф для крайнего сечения (хкр = хср + 1/2 = 1,333/).
■ Для построения профиля коноида разделим его по длине на
10 равных частей. Для каждого положения ремня абсцисса
XKJ — Х0 '
где / = 0, 1, 2,
_1_ .
10 ''
10.
59
Тогда согласно уравнению (2.20) передаточное число между
коноидами для этих же положений ремня определится из
уравнения .
{'к/ — Ci/xKl = fj/Rj,
где Rf и /у — радиусы ведущего и ведомого коноидов для каждого положения
ремня.
При определении одного из радиусов коноида используем для
коррекции передаточного числа ременной передачи с учетом
толщины ремня и его скольжения следующее выражение:
'./=-£$£ О"»' <2'21>
где &i — толщина ремня; р" — потеря скорости от скольжения, которая при
малом расстоянии между коноидами при кривых поверхностях может
достигать 5—10%.
Из формулы (2.21), зная t'K/, можно выразить только один
радиус коноида через другой. Для определения радиусов обоих
коноидов необходимо иметь второе уравнение.
Для первого приближения допустим, что при любом
положении ремня сумма радиусов коноидов является постоянной
величиной:
R, + rl = R0V + rcp^A. (2.22)
Так как значения Rcp и гср известны, можно найти и
постоянную величину А. Из уравнений (2.21) и (2.22) определяют
искомые радиусы коноидов. Однако формула (2.22) правильна лишь
для перекрестной ременной передачи и не точна для открытой,
так как теоретическая длина ремня при такой передаче не является
постоянной. Длина ремня ременной передачи
I = я (Я, + г,) + EL^SDL + 2Я, (2.23)
где Н — расстояние между осями коноидов.
Минимальная длина ремня будет при R] <=* Г] <=* г0, где г0 —
радиус коноида в среднем сечении. При этом уравнение (2.23)
примет вид
Lmn=2nr0 + 2H.
Для всех положений ремня на коноидах его длина должна
быть больше Lmln на величину
I-I^ = (/?,-'/№ (2.24)
В действительности длина ремня коноида постоянна, поэтому
для сохранения постоянства его натяжения при всех положениях
следует так изменить полученные радиусы коноидов R, и г;, чтобы
сохранились прежние передаточные числа.
Если обозначить через R) и г) новые радиусы ведущего и
ведомого коноидов, то их можно с достаточной точностью опре-
60
Рис. 2.34. Коноиды:
а — верхний; б — нижний
делить
ний:
'к/='
из следующих уравне-
"' /y + Aj _ rj
- Я/ + Д, _ Rj '
108
i
u
Ё
r
—IP*"'
r
Щ
Ep-
355 ""^
,'
Л1 + Д2=^^,(2.25)
где Ai и Д2—величины,
характеризующие изменения радиусов Rj и г/.
На рис' 2.34 показан коноид
трепальной машины. Для
повышения быстродействия регулятора ведомый коноид, вращающийся
с переменной частотой, выполняют из алюминиевого сплава.
Первоначальная настройка регулятора должна быть такой,
чтобы при прохождении волокна средней толщины между
педальным цилиндром и педалями ремень находился посередине
коноидов. Это достигается при помощи регулировочной гайки. При
выборе передаточного числа от педалей регулятора до отводки i
необходимо соблюдать при х = хср равенство h == xli. Из этого
выражения видно, что изменение толщины слоя h вызывает
изменение передаточного числа t. Регулировать толщину слоя можно
изменяя длину рычага, перемещая его вдоль паза или посредством
углового двуплечего рычага, используя ряд отверстий в нем.
Неровнота холстов зависит и от установки точки качания
суммирующего рычага и установки на нем груза, обеспечивающего
давление педалей на слой волокна. Все эти условия необходимо
учитывать при настройке регулятора. Нормальная работа
предшествующих машин и правильная настройка педального регулятора
позволяют получать холсты с неровнотой до 1—1,2% на
однометровых отрезках.
Одним из основных недостатков педального регулятора
является его инерционность, выражающаяся в том, что время
исполнения команды, поступающей от дачика, превышает время
поступления измеренного участка под воздействие трепала. Другим
недостатком является регулирование скорости подачи питающего
слоя по объему, а не по массе.
Проведенные научно-исследовательские работы показывают,
что для получения в зоне педаль — педальный цилиндр при
различной толщине слоя одинаковой плотности необходимо изменять
нагрузку на педаль, т. е. при увеличении толщины слоя
необходимо увеличивать нагрузку, причем эта зависимость имеет
непрямолинейный характер. Кроме того, педальный регулятор не имеет
обратной связи, что вызывает необходимость при изменении
средней толщины холста производить ее корректировку
обслуживающему персоналу с помощью переводки ремня на коноидах.
61
Z=2J |
| Z=3B
II
-a*
H®
/Zr'f
Z«=40
Рис. 2.35. Передача к педальному
цилиндру
Попытки создать
автоматическую систему с обратной
связью не получили практического
применения.
Рассмотрим особенности
кинематической передачи к
педальному цилиндру (рис. 2.35).
В данной кинематической цепи
шкив диаметром DCM и
зубчатые колеса гг и z2
выполняются сменными. Подбирая
их, можно установить всю
систему на получение слоя
волокна определенной толщины (текса). Для обеспечения легкости
перемещения ремня вдоль коноидов без затраты больших усилий
коноиды должны иметь значительную частоту вращения. Имеется
предложение для разгрузки ремня ввести в передачу к
педальному цилиндру дифференциал, что даст возможность основную
мощность, потребляемую педальным цилиндром, передавать минуя
коноиды непосредственно от двигателя.
Средняя окружная скорость педального цилиндра
V ■
„со..
zrzx 21
2К22 36
(2.26)
где % ц — радиус педального цилиндра; шп. ц — средняя угловая скорость
педального цилиндра; шЭл — угловая скорость электродвигателя; k —
постоянная, учитывающая передаточное число от электродвигателя к педальному
цилиндру.
Окружная скорость скатывающего вала
: г*® Jo,
f»
(2.27)
где гв — диаметр скатывающего вала; (0ц — угловая скорость вала
скатывающего прибора; »0 — передаточное отношение от вала холстоскатывающего
прибора к скатывающим валам.
Вытяжка между скатывающими валами и педальным
цилиндром
„ _ "в _ toB/-Bt0zKz2-36£>CM _ , £>смг2 _
1~п. ц®эЛкгггх-2\-\2Ь
где
К =
gVVoZkZj- 36
«Оэл''п.цАггг1'2Ы25
Толщина выпускаемого слоя волокна
Тв = Тг1е,
где Тх — средняя толщина подводимого слоя волокна.
62
Подставляя значение е из формулы (2.28), получаем
rB = rlZl/(DCMV2). (2.29)
Однако эта формула не учитывает выделения угаров и поэтому
введение поправочного коэффициента несколько уменьшит
толщину слоя волокна. Изменение толщины слоя волокна при смене
зубчатых колес будет ступенчатое. Если же есть необходимость
изменения толщины слоя волокна между двумя соседними
ступенями, то регулировочной гайкой перемещают переводку ремня
в сторону от его среднего оптимального положения.
2.8. ХОЛСТОСКАТЫВАЮЩИЙ ПРИБОР
С БЕССКАЛОЧНЫМ АВТОСЪЕМОМ
ХОЛСТОВ
Для передачи волокнистого материала с трепальной машины
на чесальную (не связанную с первой пневматическими средствами)
в окончательной секции трепальной машины волокнистый материал
формируется в виде рулона, который состоит из подпрессованного
волокнистого материала, намотанного слоями. Длина
наматываемого в холст слоя хлопка зависит от массы паковки и его
толщины (при 16 кг 36—45 м, при 30 кг 67,5—84,4 м). Требуемая
длина вырабатываемого холста обеспечивается отсечным
механизмом. Процесс наработки холста на холстовую трубку,
механизация его заправки и съема с обмоткой ровницей без перерыва в
работе машины выполняется холстоскатывающим прибором с бесска-
лочным автосъемом холстов.
Это устройство состоит из четырех плющильных валов, двух
самогрузочных валиков, двух скатывающих валов, реечного
механизма с нажимными валиками, механизма обмотки холста
ровницей, отсечного механизма и управляющих и блокировочных
механизмов.
Работа холстоскатывающего прибора с автосъемом заключается
в следующем (рис. 2.36). Слой хлопка, сформированный на
сетчатых барабанах окончательной трепальной секции, снимается
съемными цилиндрами и подается к плющильным валам /, 2, 3, 4,
на которых при помощи рычажного механизма создается нагрузка.
Проходя между плющильными валами, слой волокна уплотняется,
превращаясь в холст. Полученный холст проходит между
самогрузными валиками 5 и наматывается на холстовую трубку,
вращающуюся на скатывающих валах 8. Плотная намотка холста
на трубку достигается под действием нажимного валика 6,
который прижимается к навиваемому на трубку холсту рейками.
Наработанный на трубку холст заданной длины автоматически
выкатывается на валики 7 механизма обмотки холста ровницей,
после чего запасная трубка при опускании реек подается из
кассеты в рабочее положение; холст нажимным валиком заправляется
39
Рис. 2.36. Холстоскатывающий прибор
на трубку, и начинается навивка нового рулона холста. Рулон
холста, обмотанный ровницей, готов к транспортированию и
дальнейшей переработке.
Плющильные валы. Для подготовки наматывания слоя хлопка
в холст служат четыре плющильных вала 1, 2, 3, 4 (рис. 2.37).
Нормальная работа валов может быть обеспечена при
правильном соотношении их скоростей. Если все валы вращаются с
одинаковой окружной скоростью, то в холсте образуются складки.
Действительно, на участке АВ слой хлопка, прилегающий
к валу 2, имеет скорость v. Скорость внешнего слоя хлопка на
том же участке равна v + Av. Приращение скорости
пропорционально толщине холста s. На участке ВС внешний слой
участка АВ станет
внутренним слоем и его
скорость будет равна v.
Очевидно, что на линии
зажима между валами 2 и 3
Рис. 2.37. Схема хожтоскаты-
воющего прибора
64
наружный слой затормозится и в холсте ооразу юте я
складки.
Для ликвидации складок теоретически достаточно увеличить
окружную скорость вала 3 на величину
Av = cos,
где со — угловая скорость вала 2; s — толщина холста на участке АВ.
Окружную скорость вала 4 надо увеличить на
At»! = COjSi,
где щ — угловая скорость вала 3; sx — толщина холста на участке ВС.
Практически приращение скоростей берется несколько больше
расчетных. Последовательное увеличение окружных скоростей
валов не только предупреждает образование складок, но и
уменьшает упругие силы волокон, увеличивающие толщину холста
между линиями зажима. Общее увеличение скорости вала 4
относительно вала / может достигать 4,5—8,5%. Скатывающие
валы 5 и 6 также имеют окружную скорость на 4—10% выше
окружной скорости вала 4. Все валы находятся в подшипниках.
Подшипники трех верхних валов помещают в вертикальных
направляющих, благодаря чему валы могут перемещаться вверх
и вниз.
На подшипники верхнего вала передается нагрузка 3820—
5890 Н на каждую сторону. Это обеспечивается специальным меха-
Рис. 2.38, Механизм нагрузки плющильного вала:
I. 2, 3 и 5 — плющильные валы; 4 — рычаг нагрузки; 6 — направляющие блоки; 7
груз
3 П/р А. И. Макарова
65
Рис. 2.39. Механизм гребенок
низмом (рис. 2.38). На
каждые последующие валы
нагрузка увеличивается за счет
силы тяжести верхних валов.
Проходя под большим
давлением через плющильные
валы, слой хлопка
прессуется и разглаживается, что
предохраняет холст от
задирания при размотке.
Плющильные валы получают
вращение от нижнего вала
при помощи
последовательно расположенных
сцепленных зубчатых колес,
закрепленных на шейках валов. Расстояние между осями
плющильных валов, а следовательно, межосевое расстояние
между зубчатыми колесами изменяется в зависимости от
толщины проходимого слоя хлопка. Поэтому в механизме применяют
зубчатые колеса с эвольвентным зацеплением с увеличенной
высотой зубьев.
Холстоскатывающее устройство. Из плющильных валов слой
волокна поступает к скатывающим валам, где он под давлением
нажимного валика спрессовывается и навивается в рулоны.
Для тугого навивания холста необходимо, чтобы нажимной
валик постоянно давил на него с достаточно большой силой.
Это давление передается на ось нажимного валика от гребенок 3
(рис. 2.39), расположенных по его концам. Гребенки 3 нагружают
ось нажимного валика 4 и прижимают его к скатывающим валам.
Гребенки перемещаются в вертикальном направлении (вверх по
мере наработки холста, вниз после его наработки), получая
движение от зубчатого колеса 2, закрепленного на валу.
Усилие Ргр, действующее на одну гребенку в холстоскатываю-
щих приборах для хлопка, можно определить из уравнения
l-±W + *fa + *$LVt (2.зо)
L = -
где L = 2Ргг>У — работа прессования, Дж (здесь у — перемещение гребенки
под нагрузкой в процессе наработки холста, м); р2 — объемная масса
наработанного холста, кг/м3; рх — объемная масса слоя хлопка, вышедшего из
плющильных валов, кг/м3; V — объем хлопка, м3; А = 6800/(44 — ю) — коэффициент,
зависящий от влажности w холста.
Гребенки действуют на трубку с постоянным усилием. В
начальный момент наработки холста удельные нагрузки на слой
хлопка между трубкой и скатывающим валом превышают
удельные нагрузки на слой хлопка между плющильными валами.
66
Рис. 2.40. Тормоз
Поэтому в конце
разматывания холста на чесальной
машине могут появляться
задиры слоев хлопка и их
слипание. Постоянная
нагрузка не обеспечивает
наработку холста с
одинаковой объемной массой по
всему его объему. По мере
увеличения объема холста
его объемная масса
уменьшается. Холст становится
рыхлым и менее
транспортабельным.
Силы, действующие на гребенки, возникают от усилия
торможения, создаваемого тормозом 1 (см. рис. 2.39), связанным с
гребенкой зубчатой передачей -1- — —-. Тормоз служит для
22 *4 2д
обеспечения плотного навивания холста на холстовую трубку,
что делает более удобным транспортирование рулона холста и
раскатывание его на последующих машинах. Для уменьшения
давления колодок на тормозной шкив частота его вращения
значительно больше частоты вращения вала /, на котором закреплены
зубчатые колеса 2, сцепляющиеся с рейками гребенок. На машине
размещен автоматический нормально замкнутый двухколодочный
тормоз с пружинным замыканием и электромагнитным приводом
(рис. 2.40). На кронштейне 14 установлены тормозные
рычаги 13 и 16, на которых укреплены колодки 12 и
электромагнит 17.
С якорем электромагнита 17 тягой / связан рычаг 2.
Пружина 9, надетая на свободный конец штока 5 и сжимаемая
гайкой 10, обеспечивает прижим колодок к тормозному шкиву 15.
При намотке холста на трубку под действием сил упругости,
возникающих в рулоне холста, гребенки стремятся переместиться
вверх. Свободному их перемещению препятствуют силы трения,
возникающие на поверхности тормозного шкива 15. За счет этого
и достигается плотная намотка холста на трубку.
При намотке холста заданной длины включается
электромагнит 17, якорь магнита поворачивает рычаг 2 вокруг оси 4, при
помощи штока 6 раздвигает рычаги 13 и 16, отводя колодки от
тормозного шкива, и тем самым не препятствует ускоренному
движению гребенок вверх. Ход якоря электромагнита может
изменяться от 0 до 20 мм путем перемещения штока 6 при помощи
гаек И и 7. Установочный винт 3 обеспечивает равномерный отход
колодок от тормозного шкива. Для ручного перемещения гребенок
тормоз размыкается при помощи эксцентрика 8 с рукояткой.
5* 67
Тормозной момент, возникающий на валу тормоза, можно
приближенно определить по формуле
Mx = PD,\ir\l/l1, (2.31)
где Р — сила тормозной пружины, действующей одинаково на оба рычага
(зависит от степени сжатия пружины); DT — диаметр тормозного шкива; \i—
коэффициент трения (для пары кожа—чугуи р. = 0,35); г| — КПД рычажной
системы тормоза; / — расстояние от пружины до оси вращения рычага по
вертикали; 1Х — расстояние от центра колодки до оси вращения рычага.
Усилие торможения, передаваемое на гребенки (см. рис. 2.39),
Р = ^т ZeZ4Z2 /О 32)
Г Г 25232! ' У ■ !
где г — радиус окружной скорости зубчатых колес, находящихся в
зацеплении с рейкой гребенок.
По исследованиям [37] усилие торможения Рт = 3335 Н.
Для определения суммарного усилия сжатия холста, кроме
тормозного усилия, передаваемого гребенками, необходимо учесть
силы тяжести холста и нажимного валика, усилия сжатия пружин
кассетного механизма и амортизационных пружин (если они
имеются). Суммарное усилие сжатия холста является величиной
переменной и зависит от диаметра перерабатываемого холста.
Если имеются амортизационные пружины, то оно может
изменяться от 2550 до 4900 Н, без амортизационных пружин — от
2940 до 4900 Н.
Для определения нагрузок на опоры скатывающих валов
можно пользоваться формулой (рис. 2.41)
Рх =Р2 =Pr/(2cosa), (2.33)
где угол наклона a — переменная величина (наибольшее значение а принимает
в нижнем положении скалки, при максимальной нагрузке, действующей на
скатывающие валы).
При расчете опор скатывающих валов необходимо учитывать
их силы тяжести и силы, действующие на вал от зубчатых колес.
Реечный механизм с нажимным валиком. Выше рассмотрена
только одна функция реечного механизма (механизма гребенок) —
обеспечение необходимого давления на ось нажимного валика.
Но реечный механизм (рис. 2.42) выполняет во время работы
холстоскатывающего прибора и другие важные функции: несет
в кассете 5 пять холстовых трубок 6, укладывает очередную
трубку 6 на скатывающие валы, при помощи нажимного валика 7
заправляет холст на трубку в начале намотки и включает
механизм обмотки. Все эти процессы взаимно связаны и протекают
следующим образом (в качестве примера взят цикл наработки
одного холста с момента съема рулона со скатывающих цилиндров
в установившемся режиме работы трепальной машины).
В момент отсечки холста включается электромагнит тормоза 17
(см. рис, 2,40). Якорь электромагнита, втягиваясь в катушку,
раздвигает тормозные колодки 12, растормаживает тормозной
шкив 15, а следовательно, и вал, передающий движение рейкам,
68
В этот же момент включается и двигатель автосъема. Рейки
начинают быстро двигаться вверх, а скатывающие валы, ускоренно
вращаясь, выкатывают рулон холста на валы механизма обмотки.
Все остальные механизмы холстоскатывающего прибора
вращаются с нормальной рабочей скоростью. Рейки, продолжая свое
движение вверх, поднимаются приблизительно на 500 мм от своего
нижнего положения и толкателем нажимают на ролик конечного
выключателя. Конечный выключатель подает электродвигателю
автосъема команду переключиться на обратный ход. Рейки
начинают перемещаться вниз. При движении реек вниз кулачки 3
(см. рис. 2.42), установленные на оси нажимного валика 7, своими
роликами 2 встречаются с планками / и поворачиваются на
некоторый угол вокруг оси валика 7. Поворачиваясь, кулачки 3
выталкивают нижнюю холстовую трубку 6 из кассеты 5 и вводят ее
в канал, образуемый нажимным валиком 7 и сегментами 8. Трубка
укладывается на
скатывающие цилиндры на
поданный к этому моменту
холст.
При дальнейшем
опускании реек толкатель,
укрепленный на них,
нажимает на штифт
конечного выключателя.
Последний подает команду
на отключение
электродвигателя автосъема и
электромагнита тормоза, в
результате чего вал,
перемещающий рейки,
затормаживается, а рейки, дойдя
до нижнего положения,
Рис. 2.41. Силы, действующие
на скатывающие валы
69
Рис. 2.42- Реечный механизм с
нажимным валиком
прекращают движение. В этот момент холст, вышедший из-под
холстовой трубки, нажимным валиком 7 закатывается на трубку.
Начинается намотка нового рулона холста. При намотке холста
под действием упругих сил, возникающих в рулоне холста,
рейки постепенно перемещаются вверх. В определенный момент
кулачки 3, выйдя из соприкосновения с планками / под
действием пружин 4, занимают исходное положение. Очередная
холстовая трубка 6 из кассеты 5 укладывается на кулачки 3.
Механизм подготовлен к следующему циклу.
2.9. ОСНОВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ РАЗВИТИЯ
РА ЗРЫХЛИТЕЛЬНО-ТРЕПА ЛЬНЫХ МАШИН
Основными направлениями развития разрыхлительно-трепаль-
ных машин является усовершенствование существующего
оборудования, включая повышение скоростных режимов и
технологических параметров, и создание оборудования, работающего по
новым принципам (с применением пневматики и др.) и
обеспечивающего интенсификацию процесса разрыхления и очистки.
Особое внимание уделяется соединению отдельных машин
в один непрерывный поток с повышением их производительности,
т. е. созданию автоматизированных поточных линий, оптимизации
технологического процесса до компьютеризации включительно и
алгоритмизации технологических процессов в прядении.
Основными проблемами в области алгоритмизации являются
исследование объектов управления и постановки задач
управления, разработка методов и средств контроля основных
параметров, характеризующих эффективность работы объектов
управления, методов и средств управления; математического обеспечения
для системы автоматического контроля и управления с
применением средств вычислительной техники.
Создание автоматизированных поточных линий требует
создания автоматизированных систем транспортирования кип волокна
со склада, распаковки их и загрузки на автоматические кипораз-
рыхлители, а также систем пневматического распределения
волокна по бункерам чесальных машин и бункерное питание
чесальных машин, обеспечивающих равномерную подачу волокна в
чесальные машины.
Разработка конструкций разрыхлительно-трепальных машин
должна предусматривать расширение сырьевой базы за счет роста
доли химических волокон и поэтому универсализацию этих
машин; увеличение степени разрыхления, очистки и удаления
мелкого сора и пыли с одновременным сокращением числа рабочих
органов; улучшение санитарно-гигиенических условий.
Глава 3
ЧЕСАЛЬНЫЕ МАШИНЫ
3.1. ОСНОВНЫЕ СХЕМЫ ЧЕСАЛЬНЫХ МАШИН
Чесание на кардочесальных машинах — один из важнейших
процессов в технологии обработки волокнистых материалов, от
которого зависит качество выпускаемой продукции. Процесс кар-
дочесания заключается в постепенном разъединении клочков
спутанных между собой волокон, выделении из массы растительных
и минеральных примесей, коротких непрядомых и мертвых
волокон, распрямлении и параллелизации волокон. В результате
получается высококачественный полуфабрикат (холст, вата, лента
или ровница), обеспечивающий наилучшее протекание
последующих процессов вытягивания или свойлачивания.
Волокнистый материал должен равномерно подаваться в
чесальную машину (определенная масса в единицу времени) и
распределяться по ее ширине. Кроме того, он должен тщательно
перемешиваться, что обеспечит равномерное распределение волокна
по составу и цвету, особенно в смесках из цветных компонентов.
Все чесальные машины, применяемые в любой системе
прядения для переработки волокнистых материалов и их смесей,
выполняют одни и те же операции; исключение составляют
образование конечного продукта чесания. Для кардного и гребенного
прядения хлопка, льняных очесов и гребенного прядения шерсти
конечным продуктом является лента, уложенная в таз или
намотанная на бобины.
Для аппаратного прядения шерсти, угарного прядения хлопка
и других волокнистых материалов конечным продуктом является
сученая ровничная нить (ровница). Для производства нетканого
фетровального и валяльно-войлочного материалов, ваты
конечным продуктом является ватный холст или изделие в виде
ватного конуса (для производства шляп и валяных сапог).
В зависимости от способа прядения, вида и свойств
перерабатываемого волокна все чесальные машины разделяют на две
группы: шляпочные машины для переработки хлопкового и
штапельного (из химических волокон) волокон; валичные машины
для переработки шерсти, лубяных волокон, различного рода уга-
ров (угарное прядение), а также штапельного длинного волокна.
В группах машины разделяют по типоразмерам, каждому типу
машины присваивается марка. В настоящее время наиболее про
71
Рис. 3.1. Чесальная машина ЧМ-50
грессивными шляпочными чесальными машинами для переработки
хлопка являются ЧМ-50 (рис. 3.1) и ЧМ-60 производительностью
30—50 кг/ч. В промышленности также распространены машины
ЧММ-Нт и ЧММ-14 (рис. 3.2) — малогабаритные производитель-
/ 2 3 Ч 5 6 7 8 9 10 11 12 13
Рис. 3.2. Чесальная машина ЧММ-14:
1 — раскатывающий холстовой валик; 2 — холстовая стойка; 3 — питающий столик;
4 — питающий цилиндр; 5 — устройство для удаления шляпочного очеса; 6 — приемный
барабан; 7 — передающий барабан; 8 — главный барабан; 9 — шляпочное полотно
из 74 шляпок; 10 — съемный барабан; // — механизм валичного съема; 12 —
раздавливающий вал; 13 — лентоукладчик; 14 —■ лентоформнрующая воронка; 15 — вытяжной
прибор; 16 — рабочий расчесывающий валик; 17 — съемный валнк; 18 — сороотбойный
нож; 19 — устройство для удаления угаров
72
6 7 в 9 10 II 12
№ 15 14 13
Рис. 3.3. Деухбарабанная чесальная машина ЧМД-4:
1 — вытяжной прибор; 2 — лентоформнрующая воронка; 3 — раздавливающие валы!
4 — механизм валичного съема; 5 — съемный барабан; 6 — второе шляпочное полотно
из 60 шляпок; 7 — второй главный барабан; 8 — второй промежуточный барабан; 9 —
первый промежуточный барабан; 10 — первое шляпочное полотно из 74 шляпок; // —
первый главный барабан; 12 — приемный барабан; 13 — питающий столик; 14 —
питающий цилиндр; 15 — съемный валнк; 16 — рабочий расчесывающий валик
ностью 10—30 кг/ч; ЧМД-4 (рис. 3.3) —двухбарабанные
производительностью 30 кг/ч.
Рассмотрим технологический процесс при холстовом питании
чесальной машины (рис. 3.1). Холст, уложенный между двумя
холстовыми стойками 14, раскатывается холстовым валиком 15,
по полированному питающему столику 13 проходит под питающий
цилиндр 12 и поступает в зону узла приемного барабана.
При работе чесальных машин в поточной линии питание
машины осуществляется" при помощи бункера, из которого хлопок
в виде настила (холста) поступает на питающий столик 13 и
проходит под питающий цилиндр 12. Дальнейший процесс
аналогичен процессу при холстовом питании. Захваченные гарнитурой
приемного барабана 11 волокна подводятся к сороотбойному
ножу 16, и в этой зоне происходит значительное выделение сорных
примесей из хлопка. ВолокЙб" с11пр-иемного барабана переходит
на главный барабан 9 и поступает в зону чесания барабана-
шляпки. Над приемным барабаном 11 установлен рыхлительный
валик 10, который дополнительно разрыхляет снятые с главного
барабана неразработанные комплексы волокон. В зоне чесания
барабана-шляпки в результате взаимодействия гарнитуры
барабана и шляпок происходит расчесывание и разделение клочков
волокон, их распрямление и параллелизация. Шляпочное
полотно 8 состоит из 114 шляпок, обтянутых игольчатой
гарнитурой. В работе участвуют 44 шляпки.
73
На малогабаритных чесальных машинах ЧММ шляпочное
полотно состоит из 74 шляпок, из которых в работе
находятся 24.
Расчесанные волокна с главного барабана 9 переходят на
поверхность съемного барабана 7, с которого снимаются съемным
валиком 6, в виде тонкой ватки (прочес) проходят между
раздавливающими валиками 5 и поступают к поперечному
транспортеру 4, который, снимая прочес от краев машины к середине,
подает его к лентоформирующей воронке 3. Лента, проходя
плющильные валики 2, направляется к лентоукладчику 1, где
укладывается равномерными кольцами в таз.
При пневмомеханическом прядении хлопка к чесальной ленте
предъявляют следующие требования:
1) тщательное смешивание волокна для достижения однородной
волокнистой массы;
2) высокая степень очистки волокна от сорных примесей:
средняя масса соринки в чесальной ленте не должна превышать
0,15 мг, и лента должна содержать не более 4,5 мг пороков в одном
грамме;
3) полное разделение волокна при кардочесании — комплексы
волокон в ленте не допускаются;
4) высокая степень ровноты по сечениям.
Для пневмомеханического способа прядения создана двухба-
рабанная чесальная машина ЧМД-4 (см. рис. 3.3), имеющая
такие же размеры главных барабанов, как и малогабаритная
машина ЧММ-14. Число рабочих шляпок на первом барабане 24,
на втором — 18.
На этой машине осуществляется двукратное чесание,
обеспечивающее максимальное разделение комплексов волокон и лучшее
удаление пороков из прочеса (кожицы с волокном, сора и
узелков). Это создает благоприятные условия для формирования
мычки при пневмомеханическом прядении и уменьшает обрывность
пряжи. Производительность чесальной машины ЧМД-4
составляет 20—30 кг/ч.
Современные чесальные машины оснащают механизмом,
позволяющим иметь две скорости съемного барабана: заправочную
(небольшую) скорость, при которой производится заправка
прочеса в лентоформирующую воронку, вытяжной прибор и ленто-
укладчик, и рабочую (большую) скорость, при которой
осуществляется процесс кардочесания и наработка чесальной ленты;
устройством пневматического или пневмомеханического удаления
угаров из-под машины; устройством для удаления шляпочного
очеса; механизмами автоматической смены тазов, останова
съемного барабана при частичном или полном обрыве прочеса или ленты
и световой сигнализацией, включающейся при останове машины.
При работе чесальных машин с повышенными скоростями
требуется более точная установка рабочих органов по отношению
друг к другу и сохранение разводок во время работы машины.
74
Поэтому требования по точности изготовления и монтажа рабочих
механизмов и устройств должны быть значительно повышены.
Исследования [14] показывают, что при проектировании
высокоскоростных чесальных машин целесообразно увеличивать
жесткость остова чесальных машин. Так, при увеличении в 1,7—
2 раза изгибной жесткости боковых рам малогабаритной
чесальной машины ЧММ-450-4 более чем в 6 раз снижается амплитуда
вынужденных колебаний остова машины и уменьшается разводка
между ее рабочими органами.
Для кардочесания шерсти и хлопчатобумажных угаров при
аппаратной системе прядения применяют двухпрочесную двух-
съемную машину Ч-22-Ш1 и трехпрочесную односъемную
машину Ч-31-Ш1 с рабочей шириной 1800 мм. На базе чесальных
машин этих типов выпускают машины, удовлетворяющие
требованиям переработки грубой, полугрубой и тонкой шерсти и их
смесей с химическими волокнами.
Рассматриваемые чесальные машины для переработки шерсти
(называемые чесальными аппаратами) —сложные агрегаты. В
двухпрочесную чесальную машину Ч-22-Ш1 входят самовес
(автопитатель) с весовым дозатором, предварительный прочесыватель,
первая чесальная машина (прочес /), лентообразователь-транспор-
тер, вторая чесальная машина (прочес //), ровничная каретка
(ремешковый делитель с механизмами ссучивания и наматывания
ровницы в бобины).
В трехпрочесную односъемную чесальную машину (рис. 3.4)
Ч-31-Ш1 входят самовес, предварительный прочесыватель (пред-
прочес), первая чесальная машина (прочес /), раздавливающие
валы, лентообразователь-транспортер, вторая чесальная машина
(прочес //), второй лентообразователь-транспортер, третья
чесальная машина (прочес ///), ровничная каретка.
В валяльно-войлочном производстве ровничную каретку
заменяют холстообразователем, а в фетровальном производстве—вато-
навивающим приспособлением.
В зависимости от сорта и качества перерабатываемого волокна
в состав агрегата могут быть включены отдельные дополнительные
приспособления для усиления очищающей способности (обезре-
пеивающие приставки, раздавливающие валы, сороотбойные и
другие устройства).
Рассмотрим технологический процесс обработки на трехпро-
чесной чесальной машине Ч-31-Ш1.
Шерстяная смеска поступает в узел питания — самовес. В
поточных линиях самовесы загружаются автоматически при помощи
специальных распределительных приспособлений, автопитателей
и бункерных устройств. Самовес предварительно разрыхляет
волокнистую массу, взвешивает порцию смеси и выбрасывает ее на
питающую решетку. На последней из отдельных порций смеси
формируется непрерывный равномерный слой, который питающими
валиками 14 подается к приемному барабану 13 предварительного
75
Рис. 3.4. Схема трехпрочесной односъемной чесальной машины Ч-31-Ц1!
прочесывателя. Для очистки шерсти под приемным барабаном
установлены сороотбойные ножи 12. С приемного барабана
волокно снимается главным барабаном 11 предварительного
прочесывателя и подводится к зоне взаимодействия рабочих 2 и
съемных 1 валиков, где происходит расчесывание и разделение
клочков шерсти на более мелкие группы волокон. Для усиления
очистки волокна от сорных примесей установлен сороотбойный
валик 3. Далее перегонный валик 10 передает волокно с главного
барабана предварительного прочесывателя в узел главного
барабана 9, рабочих 5 и съемных 4 валиков первой чесальной машины,
70
где в результате взаимодействия расчесывающих
гарнитур,барабана, рабочих и съемных валиков происходит основной процесс
чесания, разрыхления и перемешивания волокон.
С поверхности главного барабана волокно переходит на
съемный барабан 8, с которого прочесанная ватка снимается съемным
гребнем 6 и передается в раздавливающие валы 7, размельчающие
оставшиеся сорные примеси, что способствует лучшему очищению
от них волокон на последующих прочесах. Из раздавливающих
валов ватка поступает на лентообразователь-транспортер первой
машины, где образуется лента. Эта лента передается на питающую
решетку 15 второй чесальной машины. Далее снятая ватка снова
преобразуется в ленту и передается на прочес ///. Работа
прочесов // и /// аналогична работе прочеса /. С прочеса /// ватка
поступает в ровничную каретку, где она разделяется на узкие
полоски ремешковым делителем; каждая полоска уплотняется
сучильными рукавами и в виде нити-ровницы наматывается
на бобины накатными валиками.
В гребенной системе прядения шерсти применяют двухпрочес-
ную односъемную машину ЧТ-21-Ш2. При переработке тонкой
шерсти в машине устанавливают лентоформирующее устройство
и приспособление для намотки прочесной ленты в клубки; при
переработке полугрубой и грубой шерсти и их смесей с
химическими волокнами машину оснащают лентоформирующим
устройством и лентоукладчиком для укладки в тазы.
Чесальная машина ЧТ-21-Ш2 для гребенного прядения шерсти
(рис. 3.5) состоит из самовеса, предварительного прочесывателя,
первой чесальной машины (прочес /), второй чесальной машины
(прочес //), клубочного механизма или лентоукладчика.
Технологический процесс протекает аналогично процессу на машине Ч-31-Ш1.
Рабочие органы чесальных машин обтягивают игольчатой или
пильчатой цельнометаллической лентой или снабжают планочной
гарнитурой. Профили и размеры расчесывающих гарнитур
нормализованы. Пильчатой лентой обычно обтягивают рабочие органы
предварительного прочесывателя. Цельнометаллической или
игольчатой лентой обтягивают главные и съемные барабаны,
шляпки, рабочие и чистительные (очесывающие) валики.
Планочную игольчатую гарнитуру применяют на кардочесальных
машинах при обработке лубяных волокон.
Технологический процесс переработки волокон на чесальной
машине определяется тремя величинами: линейной плотностью
холста (или настила), поступающего в машину, линейной
плотностью чесальной ленты и производительностью.
Общая вытяжка на чесальнй машине
Еоб = Тх/Тл = С/гШТ, (3.1)
где Тх — линейная плотность холста (настила волокна), текс; Та — линейная
плотность чесальной ленты, текс; С — постоянное число вытяжки
(рассчитывается по кинематической схеме передачи движения на чесальной машине);
гвыт — число зубьев сменной вытяжной шестерни.
77
СамоВес
Рис. 3.5. Схема чесальной машины ЧТ-21-Ш2
Общая вытяжка на различных типах шляпочных чесальных
машин колеблется от 60 до 160.
Теоретическая производительность (кг/ч) машины
/7 я"в. л"60пв. ЛГЛ ,г> пч
т 1000-1000 ' { ^>
где dB. л — диаметр валиков лентоукладчика (или накатных валиков
клубочного прибора), м; пв. п — частота вращения валиков лентоукладчика, мин-1.
3.2. ПИТАЮЩИЕ УСТРОЙСТВА
Узел питания шляпочных чесальных машин. Шляпочные
чесальные машины для переработки хлопка питаются холстом,
полученным на трепальной ма'шине, или волокном из бункера
при включении чесальных машин в поточную линию.
Чесальные машины перерабатывают холсты диаметром до
500 мм и массой 16—18 кг. На машинах последних моделей можно
перерабатывать холсты массой до 30 кг.
Раскатывающий валик 15 (см. рис. 3.1) получает движение
от питающего цилиндра 12 посредством шестеренной передачи.
Слой хлопка между раскатывающим валиком и питающим
цилиндром должен быть всегда расправленным, поэтому линейная
скорость питающего цилиндра должна быть на 2—3% больше линей-
Рис. 3.6. Питающий столик шляпочной чесальной машины:
а — узел пнтання н эпюра уснлня зажима; б — схема для определения длины рабочей
грани столика
ной скорости раскатывающего валика. Это же условие выполняется
и при бункерном питании чесальных машин. Конструкции
бункерных питателей должны обеспечивать равномерную плотность
слоя волокна перед выпуском его на питающий столик машины.
Для создания необходимого зажима холста между питающим
рифленым цилиндром и столиком и предупреждения вытаскивания
отдельных клочков волокон питающие цилиндры нагружаются
при помощи рычажной системы или пружин. Нагрузка влияет
на качество прочеса волокон, а также на количество и качество
угаров. Последние исследования показывают, что нагрузка на обе
шейки вала должна составлять 2990—3920 Н с учетом его массы.
При незаправленном холсте между питающим цилиндром и
поверхностью стола имеется гарантированный зазор 0,2—0,4 мм.
Существенное значение для правильного протекания
технологического процесса имеет профиль столика, установка его по
отношению к питающему цилиндру и к приемному барабану
(рис. 3.6).
По мере продвижения холста к выходу усилие зажима должно
постоянно увеличиваться, поэтому кривая профиля столика на
этом участке не должна быть концентричной по отношению к
окружности цилиндра.
Общая длина профиля столика включает длину а (рис. 3.6, б)
верхней части (от линии зажима до передней грани),
определяемую из конструктивных соображений, и длину Ь передней
наклонной грани (угол наклона а). Продолжением передней грани
служит участок, длину которого также выбирают из
конструктивных соображений (с учетом расположения других рабочих
органов).
Определим длину рабочей грани столика. Расстояние от линии
зажима до точки вхождения зубьев гарнитуры барабана в бородку
холста (исходя из условий минимальной протяженности бородки,
предупреждающей разрыв волокна) определяем по формуле
79
5 = a + d (л/2 — a) + .v, (3.3)
где d — толщина бородки, мм; а — угол наклона передней грани, рад; х —
координата точки линии воздействия.
При коэффициенте распрямленности волокна в холсте г\ = 0,5
наименьшее свободное допустимое расстояние
5 = /т)/2 = //4,
где / — длина волокна, мм.
Длина передней наклонной грани
Ъ = г sin Yi + х,
где г — радиус приемного барабана, мм (рис. 3.6, а); у1 — угол поворота прием
ного барабана при вхождении зубьев в расчесываемую бородку, рад.
Подставляя найденные значения S и х = Ь — г sin^i в фор"
мулу (3.3), получаем длину всей рабочей грани:
а + Ъ = //4 + г sin Yi — d (я/2 — a).
Длина рабочей грани столика, как доказано исследованиями,
должна быть приблизительно равна модальной длине хлопка,
т. е. длине волокна, преобладающей в данном хлопке.
В современных чесальных машинах для хлопка с длиной
волокна более 34/35 мм общая длина передней наклонной грани
Ь + с — 31,9 мм при a = 20° и a =3,5 мм. Для хлопка с длиной
волокна до 32/33 мм Ь + с = 25,1 мм при a = 17° и а = 3,5 мм.
ВНИИЛтекмаш рекомендует переднюю грань столика делать
вогнутой. Это необходимо для улучшения разработки холста,
более эффективного проникновения зубьев приемного барабана
в его толщу. Дальнейшее совершенствование питающих устройств
чесальных машин для хлопка идет по пути увеличения массы
холста от 16 до 30 кг, создания механизмов автоматической
заправки холста на чесальной машине, а также полной
автоматизации питания путем установки бункеров вместо механизмов
питания холстом.
При производительности машин более 40 кг/ч рациональным
является автоматизированное бункерное питание.
В зарубежных машинах применяют.механизмы, изменяющие
частоту вращения питающего цилиндра в зависимости от
колебания толщины выходящей чесальной ленты. Для отечественных
машин также создаются регуляторы питания; их основное
назначение — обеспечить при бункерном питании равномерную подачу
массы волокнистого материала в машину.
Узел питания валичных чесальных машин — самовес. Само-
вес должен равномерно по времени питать машину волокнистым
материалом (определенную массу в единицу времени),
обеспечивать полную автоматичность работы, точность отвешивания
отдельных порций смеси шерсти и равномерно распределять ее по
ширине слоя на питающей решетке.
80
15 П
Рис. 3.7. Схема самовеса:
1 — подводящая питающая решетка; 2 — уплотняющий валнк; 3 — уплотняющая
доска; 4 — весовая коробка; 5 — снимающий гребень; 6 — диск; 7 — палец; 8 —
уравнивающий гребень; 9 — наклонная игольчатая решетка; 10. 12 — тягн; // —
подводящая решетка; 13 — палец; 14 — собачка; 15 — храповик
Объем загрузочного бункера самовеса 1,15—3,5 м3 в
зависимости от рабочей ширины машины. Уровень смеси в бункере
контролируется фотоэлементом. При сокращении объема смеси менее
чем на 3/4 загорается лампочка, что служит сигналом о
необходимости загрузки бункера. В поточных линиях фотоэлемент соединен
с загрузочным устройством питания самовеса, и загрузка бункера
осуществляется автоматически.
Привод подводящей 11 (рис. 3.7), наклонной игольчатой 9
решеток, уравнивающего 8 и снимающего 5 гребней осуществляется
от индивидуального электродвигателя через клиноременную и
зубчатую передачи.
Самовес является машиной периодического действия.
Электродвигатель автоматически включается и выключается в зависимости
от положения коромысла весовой коробки.
Цикл работы самовеса можно условно разбить на четыре
периода.
Первый период — наполнение весовой коробки самовеса и
взвешивание порции смески. В течение этого периода движутся
подводящая И и наклонная игольчатая 9 решетки, уравнивающий 8
и снимающий 5 гребни. Створки чашки весов 4 закрыты.
Уплотняющая доска 3 сдвигает в сторону питающих валиков порцию
смески, сброшеннуюв предыдущем цикле. На медленнодвижущейся
81
1 Н в
Рис. 3.8. Рычажная система самовеса
питающей решетке 1 образуется слой смеси. При заполнении
весовой коробки смеской до заданной массы коромысло весовой
коробки поворачивается, электродвигатель останавливается,
движение подводящей и игольчатой решеток, уравнивающего и
съемного гребней прекращается. Время питания зависит от массы
порции, от степени разрыхленное™ смески, от разводки между
уравнивающим гребнем и наклонной игольчатой решеткой, а
также от скорости ее движения.
Второй период — выдержка времени от момента заполнения
весовой коробки до момента открывания ее створок.
Третий период — выброс шерсти на горизонтальную
питающую решетку предварительного прочеса. Створки весовой коробки
раскрываются.
Четвертый период — подготовка к питанию. Створки весовой
коробки весов закрываются, включается электродвигатель
самовеса.
Продолжительность цикла определяется временем одного
оборота кулачка 11 (рис. 3.8), который получает'движение от вала
питающей решетки предварительного прочесывателя, и зависит
от устанавливаемой загрузки машины волокнистым материалом
но массе волокна в единицу времени.
Продолжительность цикла (с)
Т = 60/л,
где я — частота вращения кулачка, мии-1.
За один оборот кулачка происходит один бросок (порция)
волокна. Тогда
п = М/пг или Т = 60т/М,
где М — масса волокна, поступающая за 1 мии, кг; m — масса одной порци
волокна, кг.
82
Теоретическая производительность (кг/с) самовеса
пропорциональна частоте вращения кулачка и массе порции смеси,
выбрасываемой на питающую решетку:
Р = лт/60, (3.4)
где я — число порций, подаваемых в 1 мии иа решетку, равное частоте
вращения кулачка.
Рассмотрим весовой механизм и рычажную систему самовеса.
Назначение весового механизма — равномерное отвешивание
подаваемой смески и выбрасывание ее на питающую решетку
чесальной машины.
Весовая коробка 5 (см. рис. 3.8) со створками 6 подвешена
на двух рычагах-коромыслах. Призма 2 является центром качания
коромысла 1 при опускании или подъеме весовой коробки.
Рычаги 4, имеющие пазы, и рычаг 13, на котором укреплены палец 7
и пружина 8, удерживают створки весовой коробки в закрытом
положении. Створки открываются и закрываются при помощи
кулачка 11, получающего вращение от питающей решетки 1
(см. рис. 3.7).
В первом периоде работы самовеса конец рычага 13 (см. рис. 3.8)
скользит по поверхности кулачка 11 на постоянном расстоянии
от центра кулачка. Во втором периоде к этому концу рычага 13
подходит выемка кулачка, в которую опускается конец рычага.
Рычаг 13 поворачивается вокруг оси 9 по часовой стрелке, при
этом палец 7 освобождает рычаги 4, и створки весовой коробки
раскрываются. При повороте рычага 13 по часовой стрелке
отключается вспомогательный контакт ТК 12. Как только порция
смески выбрасывается из весовой коробки, рычаг 1 поворачивается
против часовой стрелки и занимает исходное положение.
Контакт ТК 3 включается. Однако электродвигатель самовеса не
включается до тех пор, пока не закроются створки весовой коробки,
так как в это время контакт ТК 12 отключен. Кулачок 11,
продолжая вращение по часовой стрелке, пальцем 10 нажимает на
прилив рычага 13 и поворачивает его против часовой стрелки.
Створки весовой коробки закрываются, и одновременно включается
контакт ТК 12 и электродвигатель самовеса.
X
ЕгЧ
1
Г
г
1з
Г
. 1*
_—^
LJ
1 .
г я т
Pi t
г
"
а.
-*————■■ ■■—**
!?'
//УХ/у
t
\ 1 к }
Pz\
\
Рис. 3.9. Схема весовой коробки самовеса
83
Весы устанавливают и тарируют следующим образом. Пустую
весовую коробку (рис. 3.9) уравновешивают основным Q и
дополнительным q грузами. Рассматривая условия равновесия, составим
уравнение моментов:
qh + Qlt + Pita =Ра + Рга1У (3.5)
где Plt Р и Рг — силы тяжести левой, правой частей коромысла и весовой ко
робки соответственно.
Задаваясь значением /2, определяющим положение основного
груза Q, находим
Q = (Pa + P&l — Pla — ql1)/l3.
При заполнении весовой коробки шерстью справа от призмы 1
действует дополнительный момент q^i от силы тяжести порции
шерсти. Для равновесия системы слева от призмы 1 необходимо
приложить такой же (по абсолютной величине) момент, т. е.
отодвинуть груз q на расстояние х. Тогда
qx = q^x или х = q^Jq.
Задаваясь массами возможных порций шерсти, определяют
каждое положение дополнительного груза q.
Для обеспечения равномерной толщины слоя волокнистого
материала, подаваемого наклонной игольчатой решеткой в весовой
механизм самовеса, а также для разрыхления крупных клочков
на более мелкие служит уравнивающий гребень 8 (рис. 3.7).
Рассмотрим гребень 8 (рис. 3.10), в котором регулировка
толщины слоя подаваемой смески шерсти достигается изменением
расстояния между иглами гребня и иглами наклонной игольчатой
решетки. Расстояние изменяется при перемещении регулирующего
рычага 7 или подшипников 1, в которых установлен вал 3.
Гребень получает движение от круглого эксцентрика 2, насаженного
на валу 3. Эксцентрик охвачен хомутом 4, который оканчивается
шарниром 5, соединенным с коромыслом 6. Коромысло во время
работы совершает колебательное движение. Траекторией
шарнира 5 является дуга, описанная радиусом CD. Положение дуги
зависит от установки рычага 7. Гребень 8 соединен
непосредственно с хомутом 4. Таким образом, механизм гребня
представляет собой шарнирный четырехзвенный механизм EFBACD, иглы
которого (точки Е и F) описывают определенные траектории.
Форма шатунных кривых зависит от положения рычага MD и
положения подшипников 1. Наиболее эффективное рыхление
клочков шерсти и выравнивание толщины слоя будет при такой
установке гребня, которая обеспечивает наибольшую очесываемую
поверхность полотна наклонной решетки.
Проведем кинематический анализ механизма уравнивающего
гребня. Передачи движения к наклонной игольчатой решетке и
уравнивающему гребню являются независимыми. Если скорость
гребня, т. е. частота вращения эксцентрикового вала, остается
84
Рис. ЗЛО. Регулирующий (уравнивающий) гребень самовеса
постоянной, то скорость игольчатой решетки можно регулировать,
меняя сменную шестерню. При увеличении скорости наклонной
игольчатой решетки число качаний гребня на единицу длины
подачи уменьшается. Это соотношение определяется по
кинематической схеме машины.
В отечественных самовесах скорость vp наклонной игольчатой
решетки находится в пределах от 0,0416 до 0,0668 м/с, число
качаний (взмахов) гребня п,.р = 1,172 1/с. Число зубьев сменных
шестерен составляет 60 и 96. Тогда число качаний гребня на 1 м
подачи наклонной решетки
лк = njvv = 28,2 и 17,6.
Подаваемый слой волокна выравнивают иглы верхнего и
нижнего рядов гребня. Иглы нижнего ряда предупреждают пропуск
наиболее крупных клочков шерсти. Траектория движения игл
верхнего ряда ближе подходит к игольчатому полотну, что
позволяет выравнивать подаваемый слой волокна. За время одного
полного качания иглы гребня только на части своей траектории
участвуют в работе по рыхлению шерсти и выравниванию слоя.
На"рис. 3.11 построены методом засечек траектории гребня
по 12 положениям механизма при трех различных (/, //, ///)
положениях рычага MD, от которого зависят траектории игл
85
Рис. 3.11. Траектория движения регулирующего гребня
Е и F гребня по отношению к полотну наклонной игольчатой
решетки. Аналогичного рода траектории можно построить также
в зависимости от положения оси вращения подшипников Л
эксцентрика механизма гребня.
Время (с) поворота эксцентрика (кривошипа АВ) на 1°
t0 = 60/(ягр-360) = 1/(блгр), (3.6)
где ягр — число качаний гребня, мин-1.
Если рабочая часть траектории гребня, обусловливаемая
технологией процесса, степенью разрыхления смески и разводкой
между гребнем и наклонной игольчатой решеткой, определяется
участком ab, то гребень эту часть траектории пройдет за время (с)
где ccj; — угол поворота эксцентрика за время прохождения рабочей части
траектории.
Длина (м) очесываемой поверхности наклонной игольчатой
решетки за время прохождения гребнем рабочей части траектории
S = (у,.р + »р) ti = Srp + vvtlt
где 5гр — рабочая часть траектории гребня, м.
86
За остальное время движения гребня решетка пройдет путь
Si = vpt2 = vpa2t0, (3.7)
где t2 — время движения гребня по нерабочей части траектории; сс2 — угол
поворота кривошипа (а2 = 360—ах).
При Sip < S2 полного выравнивания слоя не происходит.
Движущаяся поверхность решетки не будет полностью
контролироваться гребнем. При Srp = S± возможно проскальзывание, и
также часть решетки не будет контролироваться гребнем. При
Srp > Si происходит повторное выравнивание части подаваемого
слоя волокнистого материала. Оптимальное соотношение
S„ =(1,5-5-2)5!.
Подставляя в выражение (3.7) значение Slf получаем
Srp/(1,5 -:- 2) = vipa2tn, откуда t0 = Srp/[(1,5 -н 2) урст2].
Если найденное значение ^0 подставим в уравнение (3.6), то
получим
Srp/l(l,5-f-2)opaal = l/(6/irp),
откуда
Hrp = (l,5-f-2)op02/(6Srp). (3.8)
Волокно снимается с игольчатой решетки съемным гребнем,
который имеет другую конструкцию. Направление движения
игольчатой решетки и рабочего размаха гребня одинаковое. Длина
очесываемой поверхности игольчатой решетки за время
прохождения гребнем рабочей части траектории определяется разностью
путей, проходимых решеткой и гребнем за это время. Скорость
съемного гребня, назначение которого снять волокно шерсти
с игольчатой решетки в весовую коробку, определяется
аналогично:
nrp = (2-2,5)opo2/(6Sip), (3.9)
где сс2 — угол поворота кривошипа за время нерабочего хода гребня, град;
Srp — длина рабочей части траектории гребня, мм; ир — скорость наклонной
игольчатой решетки самовеса, м/с.
Величины а2 и 5гр определяют непосредственно из чертежа.
Задача конструктора также заключается в том, чтобы, учитывая
условия работы механизма, его габаритные размеры,
устойчивость, технологию изготовления детали, равномерное
распределение давлений на опоры и другие факторы, найти наилучшее
конструктивное оформление деталей, удовлетворяющих условиям
уравновешенности.
Уравновешивание масс сводится к нахождению
конструктивных форм звеньев механизма, при которых обеспечивалось бы
полное или частичное гашение сил инерции, возникающих в
процессе движения.
Основным условием уравновешивания масс
плоскопараллельных механизмов (без уравновешивания моментов от сил инерции),
87
при котором результирующая сила инерции равна нулю, должно
быть условие неподвижности общего центра тяжести механизма,
чего в большинстве случаев достичь трудно. Поэтому чаще всего
производят частичное уравновешивание механизмов, при котором
уравновешиваются только слагающие сил инерции, оказывающие
наиболее неблагоприятное влияние на работу механизма, или
производят только статическое уравновешивание.
Статически уравновесить силы инерции механизма гребня
можно приведением общего центра тяжести механизма к оси
вращения вала А (см. рис. ЗЛО и 3.11). Для этого на концах вала А
справа и слева устанавливают уравновешивающие шкивы,
являющиеся маховиками.
В шкиве размещают противовес с центром тяжести, удаленным
от оси вращения вала А.
При установке маховичков их противовесы должны быть
расположены прямо противоположно эксцентриситету эксцентрика 2
(см. рис. 3.10) гребенного механизма.
Дальнейшее совершенствование конструкции самовеса идет
по пути повышения чувствительности весового механизма,
обеспечения равномерной подачи волокна в питающие валики
чесальной машины и полной автоматизации, включая питание
бункера.
В целях повышения точности взвешивания и большей
чувствительности весов применяют сплавы из легких металлов для
изготовления рычажной системы и весовых коробок. Особое
внимание обращают на изготовление и установку призм весовой
коробки и коромысла. Призмы весового механизма укрывают от
попадания сора, пыли и пуха. Новые конструкции весовых
механизмов позволяют обеспечить точность взвешивания в пределах
=£(2—5)%.
В зарубежных машинах при рабочей ширине машин 2000 —
2500 мм применяют самовесы с увеличенным объемом бункера
(до 3—3,5 м3); задняя часть бункера выдвижная, телескопического
типа. В некоторых конструкциях нижнюю подводящую решетку
самовеса выполняют качающейся, что позволяет держать смеску
в бункере на определенном уровне. При снижении уровня смески
в бункере при помощи фотоэлемента включается световой или
звуковой сигнал.
3.3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ПРОЧЕСЫВАТЕЛЬ
Предварительный прочесыватель предназначен для
предварительного разделения клочков массы волокон на более мелкие
группы волокон, освобождения их от оставшихся примесей
растительного и минерального происхождения.
В шляпочной чесальной машине, предназначенной для
переработки хлопкового и штапельного волокна, предварительный
прочес осуществляет приемный барабан во взаимодействии с питаю-
88
Рис. 3.12. Узел приемного
барабана с расчесывающей парой
валиков
щим цилиндром и
столиком, сороотбойным ножом
и расчесывающими
валиками.
Приемный барабан 7 ^_^
(рис. 3.12), обтянутый {Ш$
пильчатой лентой,
интенсивно разделяет
подаваемый питающим
цилиндром слой хлопка (холста)
на мелкие пучки и
отдельные волокна. Слой
хлопка, свешивающийся
в виде бородки на рабочей
грани питающего столика,
прочесывается зубьями
приемного барабана.
Волокна, захваченные зубьями приемного барабана, подвергаются
воздействию сороотбойного ножа 4, расчесывающего валика 1 и
съемного валика 2 и передаются к главному барабану. Для
направления воздушного потока между главным и приемным
барабанами установлен разделяющий лист 8.
Исследования показали, что в зоне приемного барабана
разделяется на отдельные волокна до 70—80% клочков хлопка;
20—30% клочков значительно уменьшаются в размерах и по массе.
При взаимодействии приемного барабана 7 с сороотбойным
ножом 4 происходит интенсивное выделение различного рода
сорных примесей и волокон с пороками (жгутиков, незрелого
волокна, остатков хлопковых семян, стебельков и др.). Под
расчесывающими валиками 1 и 2 выделяется главным образом
короткое волокно — пух. В зоне приемного барабана выделяется около
55% примесей, содержащихся в холсте, и до 75% общего
количества примесей, выделяемых на чесальной машине.
Количество выделяемых угаров зависит от установки
сороотбойного ножа 4. Регулируются три параметра: расстояние А от
носика питающего столика до сороотбойного ножа (А = 77-s-
94 мм), угол наклона ножа (а = я/3-*-я/2) и расстояние между
ножом и приемным барабаном. При регулировании траверса 5
поворачивается вокруг оси 6 и перемещается поступательно.
Болтом 3 устанавливают разводку (зазор) между ножом и
приемным барабаном. Рекомендуемыми являются параметры: разводка
0,5—1,5 мм; А = 90 мм; а = я/2.
Частота вращения рабочего валика пропорциональна частоте,
вращения питающего цилиндра и находится в пределах 3,78—
89
10,8 мин"1. Диаметр рабочего валика 88 мм. Частота вращения
съемного валика 825 мин"1, диаметр 60 мм. Частота вращения
приемного барабана 900—1650 мин"1, диаметр по гарнитуре
234 мм. Отношение окружных скоростей главного и приемного
барабанов 1,39.
Исследования показали, что при повышении окружной
скорости приемного барабана все машины обеспечивают более
эффективную переработку поступающей массы волокна, более
эффективное выделение волокон с пороками и сорных примесей. Однако
повышение окружной скорости приемного барабана
ограничивается необходимостью выдержать определенное соотношение
скорости приемного и главного барабанов, при котором имеет
место нормальный переход волокна на главный барабан. Эти
противоречивые требования удовлетворены в предварительном про-
чесывателе с двумя барабанами (приемным и передающим
расчесывающим) .
Узел предварительного прочесывателя с двумя барабанами
имеется на малогабаритной чесальной машине ЧММ-14 (см.
рис. 3.2). Приемный барабан вращается с частотой 1620 мин-1
(диаметр 234 мм), а передающий расчесывающий барабан с
частотой 1305 мин"1.
Во всех чесальных машинах приемный барабан (рис. 3.13)
представляет собой чугунный полый цилиндр 6, жестко
соединенный с днищами 5. Барабан установлен на валу 4 и обязательно
статически и динамически сбалансирован. Днища жестко
посажены на валу 4 на конических втулках 3. Опорами барабана
Рис. 3.13. Приемный барабан и рабочий валик
90
Рис. 3.14. Схема
предварительного прочесывателя с
четырьмя линиями рыхления и
десятью линиями съема:
1 — съемные валики; 2 —
рабочие валики; 3 — перегонный
валик; 4 — барабан
предварительного прочесывателя; 5 —
приемный барабан; 6 — соро-
отбойные ножи; 7 —
очищающий валнк; 8 — питающие
валики
служат
шарикоподшипники. Корпуса 2
шарикоподшипников
прикреплены к щекам 1 и 7,
которые являются
станинами (каркасом) узла
приемного барабана.
Корпуса 10 подшипников рабочего валика соединены с
торцами щек каркаса. На корпуса надеты хомуты 9, в
горизонтальных пазах которых установлены подшипники съемного
(чистительного) валика. Заглушка 8 закрывает фигурный паз в правой
щеке, служащий для протаскивания валиков во время сборки
и разборки узла.
Конструкция узла приемного барабана предусматривает
установку его на машине в собранном виде. Для регулирования
зазоров между валиками 1 я 2 (см. рис. 3.12) и зазоров между
валиками 1, 2 и приемным барабаном 7 имеются регулировочные
болты.
Расчесывающий и съемный валики представляют собой
стальные трубы (диаметр трубы расчесывающего валика 80 мм,
съемного валика 52 мм) с запрессованными в них цапфами. Трубы
обтянуты цельнометаллической пильчатой лентой.
На приемном барабане по внешней поверхности нарезаны
узкие канавки по винтовой линии. Число заходов для разных
конструкций машин может быть различно — от 1 до 8. В канавки
запрессована пильчатая лента.
Предварительный прочесыватель валичных чесальных машин,
предназначенных для переработки шерсти и длинных химических
волокон, состоит из группы валиков и барабанов различных
диаметров, обтянутых пильчатой или игольчатой гарнитурой
(рис. 3.14 и 3.15).
' Растаскивание крупных клочков волокна на более мелкие,
отдельные группы и отдельные волокна происходит благодаря
тому, что зубья гарнитуры рабочих органов и относительные
скорости их движения направлены в противоположные стороны.
Волокно переходит с одного рабочего органа на другой, когда
зубья или иглы на рабочих органах направлены в одну сторону
91
Рис. 3.15. Схема предварительного прочесывателя для тонкой шерсти:
1, 2 — питающие валики; 3, 7, 11, 15 — съемные валики; 4, 9, 10, 16 — рабочие валики;
5 — первый барабан предварительного прочесывателя; 6, 14 — сороотбойные валики;
8, 19 — очищающие валики; 12, 17 — перегонные валики; 13 — второй барабан
предварительного прочесывателя; 18 — сороотбойные иожи; 20 — приемный барабан
и скорость снимающего органа больше скорости рабочего органа
(с которого снимается волокно).
Посторонние примеси удаляются сороотбойными ножами и
отбойными валиками.
Расчесывающая способность предварительного прочесывателя
определяется количеством повторных операций, т. е. числом
линий разрыхления, съема волокна и удаления примесей. Количество
повторных операций зависит от качества перерабатываемого
сырья, степени засоренности, длины волокна и предварительной
степени разрыхления. Для коротковолокнистого материала с
небольшим содержанием сорных примесей применяют предпрочесы-
ватель с одной линией разрыхления.
Для переработки длинной аппаратной шерсти наиболее
распространен предварительный прочесыватель, имеющий четыре
линии разрыхления (см. рис. 3.14) (одну 8—5 и три 4—2), десять
линий съема (4—5, 7—8, 5—7; три 1—2; три 4—1 и одну 3—4),
одну линию удаления примесей (5—6).
Для переработки шерсти по гребенной системе прядения
применяют более мощные конструкции предварительных прочесыва-
телей. Отечественный предварительный прочесыватель (рис. 3.15)
для переработки тонкой шерсти имеет шесть линий разрыхления
(1—2, 20—2, 5—4, 5—9, 13—10, 13—16), двенадцать линий съема
(20-.19, 3-4, 5-3, 7-9, 5-7, 12—5, 13—12, 11-10, 13-11,
15—16, 13—15, 17—13) и четыре линии удаления примесей (20—18,
6-5, 8-7, 14-13). '
92
Главный барабан предварительного прочесывателя
представляет собой чугунный полый цилиндр (обечайку) с укрепленными
на валу крестовинами. Торцы барабана закрываются боковыми
металлическими щитками. Опорами барабана служат
шарикоподшипники.
Рабочие и съемные, перегонный и приемный барабаны —
также чугунные или стальные полые цилиндры, в торцах которых
укреплены днища. В днищах впрессованы ступицы стальных цапф.
Опорами являются шарикоподшипники, посаженные в корпусах.
В настоящее время для изготовления рабочих и съемных валиков
применяют трубы из легких сплавов.
Обечайки рабочих органов предварительного прочесывателя
обтягивают пильчатой гарнитурой, которую запрессовывают в
винтовые канавки. Корпуса подшипников рабочих и съемных валиков
устанавливают в подшипниковых стойках, прикрепленных к
чугунным дугам; дуги присоединяют к станине главного барабана
предварительного прочесывателя.
Взаимное расположение рабочих и съемных валиков, а также
их положение по отношению к главному барабану регулируется
перемещением подшипниковых стоек в радиальном направлении
и по окружности барабана.
3.4. КОНСТРУКЦИИ ОСНОВНЫХ РАСЧЕСЫВАЮЩИХ
ОРГАНОВ
Главное назначение основных расчесывающих органов
чесальной машины — дальнейшее разделение отдельных мелких групп
волокон на еще более мелкие группы и отдельные волокна, их
распрямление и параллелизация, смешивание и очищение от
мелких сорных примесей.
В чесальных машинах шляпочного типа основными рабочими
органами, выполняющими указанные операции, являются главный
барабан 9 и шляпочное полотно 8 (см. рис. 3.1); в валичных
чесальных машинах — главный барабан 9 (см. рис. 3.4), рабочие 5
и съёмные 1, 4 валики, перегонный валик 10.
Главный барабан чесальной машины ЧМ-50 (рис. 3.16)
представляет собой тонкостенный цилиндр 5 (обечайку) толщиной 12—
20 мм, обтянутый цельнометаллической пильчатой лентой, концы
которой прикреплены к реборде 13. Обечайка главного барабана
смонтирована на крестовинах 2, установленных на валу 8 с
затяжкой разрезных конических втулок 10 гайками 6. На концах
вала размещены шкивы 7 я 12. К крестовинам 2 прикреплены
балансировочные грузы 3. Для предотвращения попадания
волокна и пуха внутрь барабан с торцов закрыт щитками 9.
Главный барабан вращается в сферических
роликоподшипниках 1 повышенного класса точности, смонтированных в
диаметрально-разъемных корпусах 11.
93
Рис. 3.16. Главный барабан чесальной машины ЧМ-50
Обечайки главных барабанов обычно изготовляют из серого
чугуна марки СЧ 18-36, а иногда из листа стального проката
толщиной 12—18 мм.
При обтяжке барабанов игольчатой лентой для ее крепления
на поверхности барабана просверливают отверстия под
деревянные пробки.
Изготовленный барабан не должен деформироваться под
действием сил внутреннего напряжения. После отливки чугунные
барабаны подвергают обычно естественному или искусственному
старению. Барабаны, изготовленные из стального листа,
подвергают искусственному старению. Затем следует механическая
обработка. После обдирки и сверловки отверстий барабан также
подвергают старению. Барабан должен быть достаточно жестким:
деформация его поверхности при обтяжке гарнитурой и под
действием центробежной силы при вращении должна быть
минимальной (не более 2—3 мкм). На внутренней поверхности средней части
обечайка имеет ребра жесткости 4. При ширине барабанов 2000—
2500 мм в средней части барабана устанавливают дополнительную
третью крестовину. Для плотного прилегания гарнитуры
цилиндрическая наружная поверхность барабана должна
соответствовать квалитету допуска Js6; шероховатость этой поверхности
должна соответствовать Ra 0,63...0,32. Кардная гарнитура и ее
крепление должны быть прочными.
Барабан должен быть хорошо отбалансирован, так как
динамические нагрузки, возникающие при его вращении, вызывают
вибрацию, которая ухудшает характеристики машин.
94
Мерой неуравновешенности вращающихся деталей (типа диска)
является параметр D, определяемый произведением
неуравновешенной массы т на расстояние г от центра до оси вращения:
D = тг. Неуравновешенность протяженной детали (типа барабан)
характеризуется двумя параметрами Dx и D2, действующими
в двух плоскостях (по торцам крестовин).
При вращении барабана с угловой скоростью со создаются
две неуравновешенные силы инерции: Рх = (a'?D1 и Р2= co2D2,
которые могут быть в общем случае сведены к силе и моменту.
Неуравновешенными силами инерции являются динамические
нагрузки, которые вызывают вибрации машин и перекрытий
этажей фабричных зданий, что нарушает технологические разводки
и устойчивость процесса расчесывания волокон. Статическую
балансировку барабанов производят путем добавления к
крестовинам балансировочных грузов 3 (см. рис. 3.16), при этом
остаточная неуравновешенность составляет примерно 10 000 г-см
с каждой стороны барабана. Затем выполняют тщательную
динамическую балансировку на специальном балансировочном станке
в двух плоскостях по торцам крестовин путем высверливания
в материале крестовин излишнего металла. Остаточная
неуравновешенность после динамической балансировки составляет 300—
500 г-см с каждой стороны барабана.
Фрикционная муфта и шкивы, насаживаемые на вал барабана,
также должны подвергаться динамической балансировке.
Динамическая нагрузка от вибрации машин, действующая на
основание, находится в пределах 100—300 Н при частоте
вибрации, равной частоте вращения главного барабана.
Контроль сбалансированности главных барабанов в собранном
виде производится по вибрации корпусов подшипников.
Допустимый дисбаланс барабана в сборе должен обеспечить
вибросмещения подшипников барабана относительно рам станины не более
15 мкм. Поверхность барабана должна быть отшлифована,
допустимое биение — не более 0,03 мм. После обтяжки барабана
гарнитурой производят повторную динамическую балансировку
барабана -в сборе на машине в своих подшипниках.
При выборе частоты вращения главного барабана чесальной
машины, а следовательно, и кинематического режима работы всей
машины следует иметь в виду, что самая прочная игольчатая лента
может отходить от поверхности барабана, в результате будет
нарушаться нормальная работа машины. При обтяжке барабана
цельнометаллической пильчатой лентой частоту вращения
барабана можно значительно повысить.
Условия перехода волокна с приемного на главный барабан
зависят от опережения главным барабаном приемного барабана,
действия центробежной силы, силы тяжести комплекса волокон,
разводки между барабанами, угла наклона зубьев приемного и
главного барабанов и образуемых вращением главного барабана
воздушных потоков, направленных в затылочную часть зубьев
95
приемного барабана в месте перехода волокна на главный
барабан.
Линейная скорость главного барабана шляпочной чесальной
машины должна быть более чем в 1,2 раза выше линейной скорости
приемного барабана:
уб>1,2упр,
где vQ и 1>Пр — линейная скорость главного и приемного барабанов
соответственно, м/с.
Частота вращения главного барабана
п0 > 1,2dnPnnp/dCl, (3.10)
где dnp и da — диаметр приемного н главного барабанов соответственно, м;
лПр — частота вращения приемного барабана, мин-1.
При выборе скоростного режима валичных чесальных машин
необходимо избегать излишнего растяжения-разрыхления на
первой стадии расчесывания, чтобы не было обрыва волокон.
Скорости рабочих органов предварительного прочесывателя должны
быть значительно меньше скоростей рабочих органов
последующих прочесывателей. По мере разделения массы волокна на
отдельные группы и отдельные волокна окружные скорости рабочих
органов по ходу технологического процесса постепенно
повышают.
Исходными факторами при определении соотношения скоростей
являются сохранность волокна по длине, эффективность
разъединения (расчесывания) волокон, выравнивающая и смешивающая
способности чесальной машины.
На чесальных машинах для переработки тонкой камвольной
шерсти частота вращения главных барабанов диаметром 1230 мм
составляет: на первом прочесывателе 115—120 мин-1, на втором
125—130 мин"1.
При вращении центробежная сила массы волокон,
находящихся на барабане, в несколько раз превышает их силу тяжести.
Отношение центробежной силы С группы волокон, находящихся
на поверхности вращающегося барабана, к их силе тяжести G
4 = ^ = f-2- (з.п)
При гб = 0,644 м, g = 9,81 м/с2 и со = 36 рад/с
/•«ю2 0,644 0„, ос 1
~T~==TW 36 ==85-1 РаД-с-
Центробежные силы способствуют очистке волокна от твердых
тяжелых примесей.
Как показали исследования, при повышении частоты
вращения главного барабана уменьшается загрузка волокном
расчесывающей гарнитуры, что позволяет увеличить производительность
машины и улучшить качество прочеса.
96
Линейная скорость (м/с) главного барабана шляпочной
чесальной машины
l°e='3,6Qc!B*c ' (ЗЛ2)
где Гб — радиус главного барабана, м; Р — теоретическая производительность
машины, кг/ч; QC.B — масса свободного волокна в машине, т. е. масса волокна,
выходящего из машины после прекращения питания (подачи хлопка в машину), г;
kc — коэффициент съема; kc = qlQc. в (здесь q — масса волокна, переходящего
на съемный барабан за один оборот главного барабана, г).
Для современных шляпочных чесальных машин с
цельнометаллической расчесывающей гарнитурой kG = 0,08-^0,16; Qc B =
= 8^ 12 г.
Скорость главного барабана чесальной машины для шерсти
можно определить из условия равенства массы, сходящей с
барабана ватки в минуту, массе ровничных нитей, наматываемых
накатными валиками за это же время:
npt»HTp tipVaTp
ч1х>* = -тг' 0ТКУда уб = 1оож, (ЗЛЗ)
где q — масса волокна, приходящаяся на единицу площади кардной
гарнитуры, г/м2; I — рабочая ширина главного барабана, м; vq — линейная скорость
главного барабана, м/с; ир — число ремешков; % — линейная скорость
накатных валиков, м/с; Тр — линейная плотность ровницы, текс.
Масса волокна q зависит от качества и характера
перерабатываемых смесей шерсти и колеблется от 0,36 до 1 г/м2.
При существующем технологическом режиме работы
шляпочной чесальной машины частота вращения главного барабана
диаметром 670 мм составляет 490—780 мин-1; при диаметре барабана
1280 мм — 350—400 мин-1; на последних образцах
отечественных и зарубежных машин частота вращения повышена до 500—
620 мин-1 при диаметре барабана 1280 мм.
Однако повышение частоты вращения главного барабана
требует повышения прочности обечайки, жесткости остова, точности
изготовления машины и ее главных рабочих органов.
Обечайка барабана растягивается центробежными силами; ее
рассчитывают по формуле
<т = руа, (3.14)
где р — плотность материала, кг/м3; v — линейная скорость барабана, м/с.
Как видно из формулы (3.14), напряжение зависит не от
толщины обечайки, а от плотности материала и линейной скорости
барабана.
В сечениях обечайки барабана, ослабленных отверстиями для
деревянных пробок, напряжение повысится приблизительно на
80%, т. е. ах = 1,8ро". При р = 7,06-103 кг/м3 и v = 23,5 м/с
<*г = 7,25 МПа.
Выбор толщины стенки обечайки барабана должен быть
обоснован расчетом на жесткость и прочность, предупреждающим воз-
4 П/р1 А. И. Макарова 97
Рис. 3.17. Схема сил, действующих на элемент
обечайки
можность радиальной деформации при
его обтяжке пильчатой гарнитурой.
Жесткость обечайки является
условием одного из главных
технологических требований — сохранения
постоянства разводок.
Следует иметь в виду, что
увеличение толщины стенки увеличивает массу
и момент инерции барабана, что
отрицательно сказывается на режиме работы машины в периоды
пуска и останова.
Обечайку относят к тонкостенным цилиндрическим оболочкам,
у которых отношение радиуса к толщине -г- = 15-^20.
Рассмотрим условие равновесия при обтяжке барабана пильчатой
лентой.
На участке поверхности длиной ds (рис. 3.17), соответствующей
углу dq>, будут действовать сила натяжения ленты Р и нормальная
реакция dN со стороны барабана.
Проектируя силы на вертикальное направление, имеем
2Р sin (dcp/2) = dN.
Принимая ввиду малости угла sin <p = dcp, получаем
dN = Pdq>.
Давление, передаваемое на единицу поверхности барабана при
его обтяжке [33],
__ dN _ Pdy _ Р
где 6 — ширина опорной части пильчатой леиты, м.
Отсюда следует, что натяжение ленты вызывает равномерно
распределенное по всей поверхности давление и что радиальные
деформации во всех точках образующей барабана будут
одинаковыми.
В сечениях обечайки, не совпадающих с боковыми
крестовинами, сжимающее напряжение в тангенциальном направлении
Р _ qbr _ qr_
°~~ bh ~~ ~W ~ h '
(3.16)
где г—радиус барабана; h — толщина обечайки.
Периметр сечения барабана в результате действия нагрузки q
при относительном удлинении а/Е
2пгг = 2л г — 2пго/Е,
где гх — радиус обечайки после деформации, м; Е — модуль упругости, Па.
98
Радиальная деформация
б = г- rx = raIE = qr2/(hE).
Подставляя в это выражение значение q из формулы (3.15),
получаем
б = Prl{bhE).
Вводя понятие удельной нагрузки на пильчатую ленту
<7i = Р1Ь,
получаем окончательное выражение радиальной деформации
б = qirl(hE). (3.17)
Формула (3.17), не учитывающая деформацию крестовин,
является приближенной и дает несколько завышенное значение б.
Она показывает, от каких величин зависит радиальная деформация.
Обычно натяжное усилие Р = 59-4-98 Н, что соответствует
приблизительно семикратному запасу по отношению к разрывному
усилию ленты.
Максимальная радиальная деформация барабана определяется
допустимой максимальной сточкой зуба пильчатой ленты в
процессе ее эксплуатации. Практически можно принять бтах =
= 0,15 мм.
Для уменьшения радиальной деформации рекомендуется усилие
обтяжки сводить к минимуму, а для изготовления обечайки
применять чугун с повышенным модулем упругости или сталь.
При учете деформации крестовин расчет на прочность от
натяжного усилия Р можно производить по формуле
аг = 1,82Р/(Ыг).
Более точное определение деформации поверхностей барабанов
высокоскоростных чесальных машин изложено в работе [13].
При расчете вала главного барабана необходимо определить
стрелу прогиба, влияющую на величину разводки между кардными
поверхностями. Для нахождения нагрузок, действующих на вал
главного барабана, можно пользоваться данными о
распределении мощности по отдельным узлам машины (по результатам
испытаний).
В современных чесальных машинах типа ЧМ-50 в зоне чесания
находится до 46 шляпок. Исследования показывают, что качество
прочеса зависит не только от числа шляпок, но также и от
увеличения активности работы каждой шляпки (более тесной присадки
к главному барабану), что, в свою очередь, зависит от конструкции
узла барабан—шляпки.
Сечение шляпки — тавровой формы (рис. 3.18). К полочке
шляпки прикрепляется игольчатая или полужесткая лента. Угол
между игольчатыми поверхностями шляпок и барабана составляет
приблизительно 1,5° (один платик шляпки делается выше, чем
другой). В месте входа волокна под шляпку зазор больше, в месте
выхода волокна — меньше.
4*
99
Рис. 3.18. Шляпки
В выступы 3 на концах шляпок ввертываются винты 1
крепления со втулкой 2 звеньев цепи. Шляпки и цепь представляют собой
бесконечное шляпочное полотно. Для обеспечения свободного
относительного вращательного движения шляпок при их
прохождении по дуге необходимо, чтобы внешний диаметр втулки цепи
был несколько меньше диаметра отверстия звена цепи (ходовая
посадка). Для той же цели внутренний диаметр втулки 2 цепи под
винт 1 следует делать несколько больше диаметра винта (ходовая
посадка).
Большое влияние на качество процесса оказывает разводка,
т. е. расстояние между гарнитурой главного барабана и шляпками.
Разводка между барабаном и шляпками (0,22—0,18 мм по ходу
движения продукта) устанавливается при помощи специального
приспособления. На рис. 3.19 показан механизм подвода шляпок 2
к главному барабану 1. На раме установлена арочная дуга 7,
на которой размещена гибкая подвижная дуга 3. Концы шляпок
опираются на гибкие дуги и располагаются концентрично рабочей
поверхности главного барабана. Цилиндрическая поверхность
гибкой дуги служит опорой для шляпок; во время работы машины
шляпки скользят по этой
поверхности. Для создания необходимой
разводки гибкую дугу 3
перемещают при помощи болтов 4 с
гайками 5 и 6. Для регулирования
разводки между гарнитурами
шляпок и главного барабана
установлено пять таких приспособлений.
На машине имеется также
механизм привода и очистки
шляпочного полотна.
Рис. 3.19. Механизм подвода
к главному барабану
шляпок
100
Рис. 3.20. Рама-дуга с подшипниками.
В результате экспериментов, проведенных в нашей стране,
установлено, что скорость шляпочного полотна необходимо
выбирать с учетом производительности машины. При
производительности 15—40 кг/ч скорость полотна должна быть равной 2,3—
2,5 мм/с. Направление движения шляпок обычно совпадает
с направлением вращения барабана. Если направление движения
шляпок сделать встречным по отношению к вращению барабана, то
качество прочеса и чистота пряжи несколько улучшаются, но
одновременно возрастают потери полноценных длинных волокон,
уносимых вместе с очесом.
В валичных чесальных машинах по мере перехода волокна
с одного рабочего органа на другой (последующий) расстояние
(разводка) между рабочими органами должно уменьшаться.
Поэтому подшипники рабочих органов, сопряженные с главным
барабаном, устанавливают на раме-дуге (рис. 3.20), закрепленной
на остове ма'шины. Зазор между дугами и главным барабаном
составляет 0,5—1 мм. Для правильной фиксации дуги штифтуются
к остову.
Подшипники 1 съемных валиков, 2 — рабочих валикож 6 —
бегунов, 7 — подбегунников и 5 — надбегунников- можно
перемещать в радиальном направлении (для установки разводки между
ними и главным барабаном) и по дуге окружности (для установки
разводки между рабочим и съемным валиками, бегуном-надбегун-
ником и подбегунником). Подшипники съемного барабана
размещают на остове; их можно перемещать, по. горизонтали. Подшип-
101
ники прикрепляют к дуге шпилькой и гайкой 4. Нижняя часть
подшипника имеет винт, который проходит через продольное
отверстие прилива дуги, и закреплена гайками 8 (для перемещения
подшипника в радиальном направлений). Для перемещения
подшипников по дуге служат болты 3. Перемещение подшипников
должно обеспечить следующие рекомендуемые разводки: между
барабаном и рабочими валиками 0,5—1 мм, между барабаном и
съемными валиками 0,5—1 мм, между рабочими и съемными
валиками 0,5—0,6 мм, между барабаном — подбегунниками и надбегун-
никами 0,5—0,7 мм, между бегуном-подбегунниками и надбегун-
никами 0,5—0,75 мм, между главным барабаном и съемным
барабаном 0,3—0,6 мм, между съемным барабаном и гребнем 0,2—
0,35 мм.
Частоту вращения рабочих валиков изменяют путем замены
шестерни в передаче или включением в привод к валикам вариатора
скорости (рис. 3.21) с диапазоном регулирования 1,5—2,3.
Движение передается от клиноременного шкива 1 к клиноременному
шкиву 2, далее через червячный редуктор 3 на выходной вал 4,
на конец которого насажена звездочка 5, передающая движение
всем рабочим валикам прочесывателя. Аналогичная передача
установлена на каждом прочесывателе. Для настройки вариатора
служит маховик 6, при помощи которого можно изменять диаметр
клиноременного шкива без останова машины. Рабочие валики
чесальных машин аппаратной системы прядения обычно имеют
линейную скорость 0,03—0,11 м/с. При диаметре рабочих валиков
210 мм их частота вращения изменяется от 2,5 до 9 мин-1. Обычно
скорости рабочих валиков от первого к пятому (по ходу движения
продукта) несколько понижаются. Съемные валики (диаметр
102 мм) приводятся во вращение ремнем от вала главного барабана.
Частота вращения съемных валиков составляет около 500 мин-1.
Линия торца барабана
102
Рис. 3.21. Вариатор скорости в передаче..к рабочим валикам
Рис. 3.22. Пильчатая гарнитура:
а — высота ленты; Ъ — высота зуба; t — шаг
зубьев; а — угол наклона рабочей грани
зуба; с — толщина основания
Назначение бегуна — поднять
на поверхность барабана
находящиеся в его гарнитуре волокна.
Диаметр бегуна составляет 310—
350 мм, окружная скорость около 12 м/с (на первом прочесе).
Окружная скорость бегуна несколько превышает скорость
главного барабана. Для регулирования скорости бегуна (в зависимости
от скорости главного барабана и протекания технологического
процесса) в машины встраивают вариаторы (конструкция аналогична
рассмотренной) с диапазоном регулирования 1,05—1,25.
Качество прочеса во многом зависит от выбора расчесывающей
гарнитуры. Для обтяжки рабочих органов чесальных машин
применяют следующие гарнитуры: пильчатую, эластичную
игольчатую, полужесткую, цельнометаллическую пильчатую ленту.
Выбор типа расчесывающей гарнитуры зависит от многих
факторов, в том числе от назначения рабочего органа машины в
технологическом процессе чесания, от вида волокна, его длины и
толщины, степени разрыхленности пучков волокон, засоренности,
дальнейшего назначения прочесанного волокна и т. д.
В начале технологического процесса чесания, на первых
расчесывающих рабочих органах, применяют гарнитуру с более
крупными зубьями, с меньшим числом зубьев на единицу
поверхности рабочего органа. На последующих рабочих органах
плотность зубьев на единицу поверхности увеличивается; используют
гарнитуру с более мелкими зубьями, а также эластичную
игольчатую ленту.
При переработке более тонких волокон применяют гарнитуру
с более тонкими иглами или зубьями, с большим числом игл или
зубьев на единицу поверхности расчесывающего органа.
Пильчатую гарнитуру (рис. 3.22) используют для обтяжки
приемных барабанов и расчесывающих валиков шляпочных чесальных
машин.
В валичных чесальных машинах пильчатой гарнитурой
обтягивают рабочие органы предварительного прочесывателя:
питающие, приемные, поддерживающие, рабочие, съемные, перегонные,
чистительные валики и главные барабаны. Для обтяжки рабочих
органов первого, второго и третьего прочесывателей, в том числе
главных барабанов, рабочих и съемных валиков,. бегунков, под-
бегунников и надбегунников съемных барабанов, обычно
применяют эластичную игольчатую ленту (рис. 3.23). В отдельных
случаях главные и съемные барабаны обтягиваются
цельнометаллической пильчатой лентой.
Для обтяжки главных и съемных барабанов шляпочных
чесальных машин применяют цельнометаллическую пильчатую ленту
103
JflftH Jt|:;W
Рис. 3.23. Эластичная игольчатая лента:
1 — скобка из стальной проволоки; 2 — основание, склеенное из нескольких слоев
ткаии
Рис. 3.24. Полужесткая гарнитура:
1 — скобка из стальной проволоки; 2 — основание, склеенное из нескольких слоев
ткани
(ЦМПЛ) и реже эластичную игольчатую. Для обтяжки шляпок
используют эластичную игольчатую гарнитуру, а в последние
годы получила распространение полужесткая гарнитура (рис. 3.24).
Чтобы обеспечить безопасность работы на чесальных машинах,
быстровращающиеся рабочие органы и особенно обтянутые
расчесывающей гарнитурой обязательно закрывают глухими
футлярами. Откидные крышки, необходимые для наладки, чистки,
точки и другого обслуживания машины, должны быть
сблокированы с управлением приводом, чтобы устранялась возможность
их открывания на ходу машины и пуск ее при открытом положении
любой крышки. Следует применять стационарно закрепленные или
блокированные откидные заслонки для перекрывания отверстий
в рамах и стойках или предусматривать другие защитные и
предохранительные устройства от доступа персонала на ходу машины
в зону действия вращающихся барабанов. При разработке
конструкций узлов, механизмов и приспособлений необходимо
соблюдать технические условия безопасности работы на чесальных
машинах.
3.5. ПРИВОД
Чесальные аппараты для шерсти и хлопковых угаров имеют
отдельный электродвигатель на каждый прочесыватель.
Чесальные машины для гребенного прядения шерсти обычно имеют один
электродвигатель. В новых конструкциях машин применяют
привод самовеса от отдельного электродвигателя. Чесальные
шляпочные машины имеют один или два электродвигателя. Для
привода малогабаритных чесальных машин используют два
асинхронных электродвигателя: один для привода главного барабана
и узла приемного барабана мощностью 2,2—4 кВт (односкорост-
ной), второй — для привода системы питание — выпуск — трех-
скоростной (с переключением полюсов) максимальной мощностью
1,2—1,7 кВт.
Для машин типа ЧМД имеется еще один двигатель мощностью
3 кВт для привода второго барабана и узла промежуточных
барабанов.
104
Чесальная машина ЧМ-50 имеет два электродвигателя:
ЛОТ2-41-4 мощностью 3 кВт для привода приемного и главного
барабанов; трехскоростной А02-326/4/2 мощностью 1,1/1,3/1,7 кВт
для привода системы питание—выпуск.
Электросхемы управления электроприводом шляпочных
чесальных машин ЧМД и ЧМ-50 должны обеспечивать:
включение электродвигателя привода системы
питание—выпуск только после включения и разгона главных барабанов
(включение рабочей скорости машин возможно после включения
заправочной скорости);
автоматическое переключение с рабочей скорости на
заправочную при срабатывании технологического контакта окончания
холста;
автоматическое отключение электродвигателя системы
питание—выпуск при нарушении технологического процесса, обрыва
ленты перед лентоукладчиком и т. д.
. Электродвигатель привода главного барабана шляпочных
чесальных машин всех типов может работать как при прямом, так
при обратном ходе.
Рабочие органы трехпрочесного односъемного аппарата
Ч-31-Ш-1 приводятся от трех асинхронных электродвигателей
типа АОТ-63-8 каждый мощностью 5,5 кВт. Кроме того, имеется
еще один двигатель АОЛ2-Н-2 мощностью 0,8 кВт привода
вентилятора для отсоса краевой нити.
Валичная чесальная машина для шерсти ЧТ-21-Ш2 приводится
асинхронным электродвигателем типа АОТ-63-6 мощностью
7,5 кВт.
Многодвигательный привод чесальных аппаратов должен
обеспечить синхронное вращение всех двигателей в период пуска,
останова и при стационарном режиме, а также останов и
реверсирование электродвигателя каждого прочеса. Большие моменты
инерции вращающихся деталей чесальных машин, особенно
главных барабанов, обусловливают выбор таких электродвигателей,
у которых пусковой момент в 2,8—3 раза больше номинального.
Для обеспечения плавного пуска шляпочной чесальной машины,
разгрузки электродвигателя и головной передачи в привод
включают фрикционную муфту и тормоз для уменьшения времени
останова машины. На машине ЧМ-50 в системе питание—выпуск
имеется три электромагнитных муфты: съемного барабана,
питающего цилиндра и вытяжного прибора с лентоукладчиком. Они
служат для уменьшения инерции привода этой системы при
останове.
При пуске машины уравнение движения имеет вид
М — Мс = Jdcafdt, (3.18)
где М — момент движущих сип (момент, развиваемый электродвигателем), Н-м
Мс —момент сопротивления, приведенный к валу двигателя, Н-м; / —
приведенный момент инерции вращающейся системы, кг-м2; м — угловая
скорость, рад/q.
105
Рис. 3.25. Фрикционная муфта
Если принять, что М = const
и Мс = const, то
Л1 — Мс = const.
Интегрируяуравнение (3.18),
получаем время пуска
'n-J.
м — м.
= -га7°>р + с- (ЗЛ9)
где Шр — угловая скорость вала
двигателя по окончании времени пуска.
Постоянную
интегрирования С определим из начальных
условий. В начальный момент при t = 0 угловая скорость
со = 0; тогда из уравнения (3.19) следует, что С = 0.
Время пуска двигателя чесальной машины можно найти из
выражения
]л—,, __ jW— (3.20)
L
м — м.
•сог
30 (М — Мс)'
где /0 = Уд -f- 2j /,-i2 — приведенный к валу двигателя момент инерции, кг-м2
1
(здесь /д — момент инерции вращающихся масс двигателя, кг-м2; /,- — момент
инерции вращающихся деталей машины, кг-м2; i2 = ш?/сОр; со£ — угловая
скорость' 1-й вращающейся детали машины, рад/с); лр — частота вращения вала
электродвигателя при установившемся движении, мин"1.
Приведенный к валу двигателя статический момент, с учетом
потерь, можно определить из формулы
Мс = A&(t0Ti), (3.21)
где M'z — статический момент на главном валу машины; i0 — передаточное
число между электродвигателем и главным валом машины; т| — КПД
передачи от электродвигателя к главному валу.
Время останова машины
У0ялр
ост = 30 (Л!с + МТ) '
(3.22)
где М-,— тормозной момент, Нм.
Рассмотрим устройство фрикционной муфты (рис. 3.25) и
тормоза (рис. 3.26). На рис. 3.25 муфта изображена в рабочем
положении. Фрикцион 8 зажат шестью пружинами 11 между
подвижным диском 6 и торцовой рабочей поверхностью шкива 7. При
помощи шпонки 10 фрикцион через втулку 9 передает крутящий
момент валу главного барабана. Управление муфтой и тормозом
106
Рис. 3.26. Система управления муфтой главного барабана и тормозом:
1 — тормозная лента; 2 — вал главного барабана; 3 — рукоятка управления; 4 —
хомутик запорного устройства откидной крышки главного барабана; 5 — тяга; 6 — рычаг
управления тормозом; 7 — рычаг управления фрикционной муфтой; <S — конечный
выключатель
происходит следующим образом. При отводе рукоятки управления
3 (см. рис. 3.26) вправо «на себя» рычаг 7 поворачивает корпус 1
(см. рис. 3.25), который при помощи упоров отодвигается вправо,
передавая давление через шкив 2 и подшипник 3 рычагам 4.
Винты 5 отжимают диск 6 и освобождают фрикцион; шкив 7
вращается вхолостую.
Одновременно с поворотом рукоятки 3 (см. рис. 3.26) рычаг 6
натягивает тормозную ленту 1, осуществляя торможение главного
барабана, вращающегося по инерции.
3.6. УСТРОЙСТВА ДЛЯ СЪЕМА ВАТКИ
СО СЪЕМНЫХ БАРАБАНОВ
Конструкция съемного барабана аналогична конструкции
главного барабана. За съемным барабаном располагается съемное
устройство, основное назначение которого снять с поверхности
съемного барабана прочес в виде тонкого слоя ватки.
На чесальных машинах для переработки шерсти и хлопка
получил широкое распространение четырехзвенный шарнирный
механизм съемного гребня. В последние годы все больше используют
различные конструкции механизмов валичного съема, которые
обеспечивают снятие прочеса со съемного барабана при
значительно больших линейных скоростях, что необходимо при создании
высокоскоростных высокопроизводительных чесальных машин.
Рассмотрим конструкцию четырехзвенного шарнирного
механизма съемного гребня, состоящего из гребенной коробки 1
107
Рис. 3.27. Гребенная коробка
(рис. 3.27) и съемного гребня. Эксцентриковый валик 2 приводится
в движение от главного барабана клиноременным шкивом,
посаженным на шпонке 8. На эксцентрике 4, представляющем собой
единое целое с валиком 2, на шарикоподшипнике 5 установлена
серьга 12. Последняя связана с поводком 8 осью П. Поводок 8
при помощи шпонки 10 и стягивающего болта 14 разрезной втулки
жестко укреплен на гребенном валике 9. Конец гребенного валика
9 представляет собой единую деталь с гитарой 6.
Съемный гребень (рис. 3.28) состоит из пустотелого вала 2,
в концы которого впрессованы цапфы 1. Правая цапфа
представляет собой одно целое с гитарой 3, при помощи которой гребень
связывается в единое целое звено с гитарой 6 (см. рис. 3.27).
Положение гребня по отношению к съемному барабану
регулируется связывающим болтом 7 гитары 6.
Полотно 6 гребня (см. рис. 3.28), являющееся исполнительным
рабочим органом, крепят к подошве колонок 5 заклепками 7
(расклепываются заподлицо с полотном гребня). Колонки 5
устанавливают в отверстия гребенного вала; основания колонок
расклепывают и зачищают заподлицо с телом вала. Крайние
колонки, установленные в цапфах, для жесткости полотна гребня
штифтуют электрозаклепками. Количество колонок зависит от
длины вала, т. е. от рабочей ширины машины.
В последних конструкциях малогабаритных шляпочных машин
колонку делают не точеной, а из полосовой стали и в нижней части
108
Рис. 3.28. Съемный гребень
приваривают к валу гребня {рис. 3.29, а). Колонка постепенно
суживается и в верхней части отгибается под прямым углом
в сторону, образуя опору для полотна гребня. Полотно гребня
прикрепляют к каждой колонке двумя заклепками и размещают
на восьми колонках. На валичных чесальных машинах колонки
делают литыми и'каждую располагают на валу при помощи
разрезной втулки и закрепляют болтом (рис. 3.29, б). Число колонок на
машине шириной 1800 мм равно восьми. Для изготовления колонок
(держателей) применяют сталь 45.
Полотно гребня является ответственной деталью, от качества
изготовления которой зависит съем прочеса. К качеству полотна
гребня и его зубьям предъявляются высокие требования. Полотно
гребня изготовляют только цельным из стали У8, со всех сторон и
между зубьями полируют (шероховатости и заусенцы не допуска-
Pur. 3.29. Конструкция съемног/i гребня чесальной машины:
а — малогабаритной; б — валичной для шерсти
109
Pue. 3.30. Кинематическая схема
съемного гребня
ются). Для увеличения
прочности и жесткости сечение
полотна гребня делают
в виде угольника. Гребень
снимает ватку только при
движении вниз, а при
движении вверх совершает
холостой ход. Эта
особенность рабогы съемного гребня заставляет увеличивать число
его качаний до достаточно большой величины для
обеспечения непрерывного съема волокна. В современных
шляпочных чесальных машинах съемный гребень совершает до 2400,
а в валичных чесальных машинах до 1000 колебаний в минуту.
Поэтому при проектировании и изготовлении деталей механизма
гребня необходимо предусмотреть достаточную точность и прочность.
Для устранения вибрации, уменьшения нагревания и
изнашивания трущихся поверхностей целесообразно произвести
уравновешивание звеньев механизма. Весь четырехзвенный шарнирный
механизм устанавливают в гребенной коробке и заливают
минеральным маслом через отверстие 13 (см. рис. 3.27). Число
колебаний съемного гребня определяется из условия непрерывности
снимаемой со съемного барабана ватки, постоянства ее натяжения,
допускаемого технологическим процессом.
Рассмотрим совместную работу гребня со съемным барабаном
(рис. 3.30).
Гребень при движении вниз на определенном участке силой
удара снимает ватку с игл съемного барабана и уплотняет ее,
а транспортирующая решетка или последующий рабочий орган,
на который переходит ватка, отводит ее от гребня. Для
надлежащего съема ватки скорость (число колебаний) гребня должна
строго соответствовать скорости съемного барабана и
последующих рабочих органов (транспортирующей решетки, плющильных
валиков, делительных цилиндров и т. п.).
Размах гребня 5гр для различных чесальных машин делается
неодинаковым. Так, у механизмов съемного гребня шляпочных
машин Srp = 26 + 36 мм, валичных машин Srp = 36 + 50 мм. Если
считать, что съем происходит на всей дуге кинематического
размаха гребня Srp, то можно написать
^rp'Srp = п^с. бпс. б> (3.23)
где лгр и пс, б— соответственно частоты вращения приводного вала
гребенной коробки и съемного барабана; dc. „— диаметр съемного барабана.
Согласно исследованиям[33] рабочая часть траектории гребня S'rp
меньше измеренного по дуге кинематического размаха гребня Srp:
S'rp = (0,67 --0,7) Srp.
ПО
Подставив в выражение (3.23) вместо Srp значение Srp и решая
его относительно пгр, получим
пгр = ndc. бпс. „/[(0,67 -*- 0,7) SIP]. (3.24)
Кинематическое исследование механизмов гребня.
Кинематическая схема механизма съемного гребня представлена на рис. 3.30.
Во время работы в деталях съемного гребня возникают большие
инерционные усилия, которые необходимо учитывать при расчете
их на прочность и жесткость. Для этого надо прежде всего
провести кинематическое исследование механизма и определить
скорости и ускорения во время одного оборота ведущего вала при
разных положениях кривошипа. Такое исследование можно
провести аналитическим или графоаналитическим способом. При
аналитическом исследовании необходимо знать зависимость между
углами а (кривошипом ОА и стойкой OD) и р* (коромыслом BD
и стойкой OD) в шарнирном четырехзвеннике OABD. Эта
зависимость выражается формулой
и —- almoin , г -
Va2 -f2 — lar cos a
с2 — &2 + а2 + г* — 2arcos а. /Ч <?г,\
+ arccos l/a2 + r2_2arcosa ' ^го)
где г, а, Ь и с — длины звеньев механизма.
Так как a = Ы (ю — угловая скорость кривошипа ОА;
t — время), дифференцируя выражение (3.25) по t, получим
угловую скорость coj = dfyldt и угловое ускорение е1 — d?$ldf
качающегося вала, на котором жестко закреплены коромысло BD и
гребень CD. Зная значения о^ и гъ можно легко вычислить
линейную скорость, центростремительное и тангенциальное ускорения
точки С (полотна гребня) звена CD механизма, а именно
uc = o)1CD; a£ = ©?CD; ас = bxCD.
Аналогично можно определить линейные скорости и ускорения
любых точек звена CD. Эти вычисления целесообразно провести на
электронной цифровой вычислительной машине.
Графоаналитическое исследование шарнирного четырехзвенного механизма
проводят путем построения годографов скоростей и ускорений. Для
этого методом засечек строят планы положений точки С для
различных положений кривошипа, соответствующих равным
промежуткам времени. Затем строят годограф скоростей и годограф
ускорений по уравнениям
йв = v + vBA; ав = ав -j- ав -j- авл + авд,
где vBA— относительная скорость точки В по отношению к А; аВА и аВА —
нормальное и тангенциальное ускорения точки В по отношению к А
соответственно; ав к а'в — нормальное и тангенциальное ускорение точки В
соответственно.
Ш
Рис. 3.31. План положений и годографы скоростей и ускорений для механизма
съемного гребня валичной машины Ч-31-Ш4:
а — годограф скоростей; б — годограф ускорений; в — план положений механизма
Скорость и ускорение точки С находят на основании теоремы
подобия. На рис. 3.31 изображены план положений и годографы
скоростей и ускорений для механизма съемного гребня чесальной
валичной машины Ч-31-Ш4.
Расчет звеньев механизма съемного гребня. Большое значение
для гребенного механизма имеет подбор подшипников. Усилия
112
в шарнирах четырехзвенного механизма гребня определяют обычно
кинетостатическим методом. Кинетостатический метод расчета
показывает, что усилия в деталях гребня зависят главным образом
от момента сил инерции гребня.
Момент силы инерции гребня (см. рис. 3.30)
МИ = /е1? (3.26)
где / — момент инерции масс гребня относительно оси вращения, кг-м2; г± —
угловое ускорение гребня, рад/с2.
Угловое ускорение
б1 = dclCB.
Максимальное угловое ускорение возникает вблизи мертвого
положения механизма.
Момент инерции масс гребня / определяют экспериментально
способом бифиляра или вычисляют по чертежам.
Для гребенного валика (рис. 3.32) по ранее определенному
моменту от сил инерции Ми проверяют сечение А—А на
скручивание по формуле
о = MjWKp,
где WKp — момент сопротивления сечения А—А на скручивание.
Гребенной валик жестко соединен с гребнем болтом 7 (см.
рис. 3.27). Передаваемый максимальный момент силы инерции
гребня уравновешивается моментом от силы трения в плоскости
их соединения:
Мя = J elmax = I г,
откуда
Т = Mjr, (3.27)
где Т — сила трения, создаваемая натяжением болта; т — расстояние от оси
вала гребня до центра болта.
Сила натяжения болта
N = Т/ц,
где (а — коэффициент трения скольжения (\i = 0,2).
А-А
Рис. 3.32. Гребенной валик
1J3
Рис. 3.33. Серьга механизма
Согласно расчетам данная
сила может достигать большой
величины (около 10 400 Н).
Серьгу четырехзвенного
шарнирного механизма съемного
гребня (рис. 3.33) рассчитывают по
формуле для определения
напряжений в круговом кольце
прямоугольного сечения:
ашах = Я {Л + r|)/(r| - rf), (3.28)
где q = Mj(lab) — давление на единицу
площади, Па (здесь / — расстояние от
оси вращения до центра серьги, м;
а и Ь — толщина и ширина серьги, м);
г2 и гх — наружный и внутренний
радиусы кольца серьги, м.
Переходим к расчету шипов гребня. Шип 4 (см. рнс. 3.28)
работает на сложное сопротивление — изгиб и кручение.
Максимальный изгибающий момент
Мнъ = QI,
где Q = G/2 + R (здесь G — сила тяжести гребня, Н; R — реакция в шипе
от сил инерции, Н); / — расстояние от центра подшипника до места заделки
цапфы, м.
Максимальный крутящий момент
^кр == *'elmax-
По теории наибольших касательных напряжений
1 -умЪ + м*
№из
'кр.
(3.29)
Шип второго конца гребня, к которому не прикреплен
гребенной валик механизма привода, работает только на изгиб;
напряжение в нем будет меньше.
Проведем поверочный расчет полотна гребня. Полотно гребня
прикреплено к колонкам и может быть разделено на средние и
концевые пролеты (рис. 3.34).
Полотно гребня работает на изгиб под действием
тангенциальных снл инерции и центробежных сил.
Масса полотна среднего пролета
т = Flp,
где F — площадь поперечного сечения полотна гребня без учета выреза зубьев, м2;
I — расстояние между колонками для среднего пролета или длина консоли
для крайнего пролета, м; р — плотность материала полотна, кг/м3.
Рассматривая полотно гребня между колонками как
защемленную с двух сторон балку с равномерно распределенной нагрузкой,
114
определим напряжения в опасном еечении с учетом режима работы
от действия сил. Максимальная центробежная сила
/>„ = •
-тап =
- т<»1 щах'')
(3.30)
где т — масса полотна гребня между колонками; а™, и coimax — максимальные
нормальное ускорение полотна гребня и угловая скорость; г — расстояние
от центра тяжести полотна гребня до оси его качания.
При заданных размерах гребня опасным сечением будет место
соединения полотна с колонками. Напряжение на изгиб в этом
сечении
аиз = М„з/№из==/у/№из,
где / — длина среднего или крайнего пролета полотна гребня; №из — момент
сопротивления на изгиб поперечного сечения полотна гребня в направлении
действий силы Ра.
•Поперечное сечение полотна гребня представляет собой или
прямоугольник или угольник.
Стрела прогиба среднего пролета гребня от действия
центробежной силы
/ = PJ3/(384EJ), (3.31)
где / — длина среднего пролета полотна; EJ — жесткость полотна при изгибе.
Длину концевой (консольной) части полотна гребня определяют
из условия равенства прогибов. Максимальный прогиб должен
быть меньше минимальной разводки между съемным барабаном н
полотном гребня по всей его длине. Стрела прогиба для консольной
части
h = P'nlV(8EJ), (3.32)
где Р'п — центробежная сила крайнего пролета; 1Х — длина крайнего пролета.
Полотно гребня
i
Рис. 3.34. Схема съемного гребня
115
Приравнивая выражения (3.31) и (3.32) и решая полученное
уравнение относительно 1и получаем соотношение между длинами
крайнего и среднего пролетов полотна гребня:
/i=^~jl?e0,38/. (3-33)
Рассчитаем колонку на прочность. Колонку (см. рис. 3.34)
рассматриваем как консольную балку, на которую действует сила
инерции, приложенная в центре качания, и сила инерции полотна
гребня, сосредоточенная на конце консоли. Опасным сечением
такой балки будет сечение в месте ее заделки. Если ^ —
расстояние центра тяжести колонки до оси качания, й„ — тангенциальное
ускорение полотна гребня, то тангенциальное ускорение центра
тяжести колонки S
4 = aUjSD.
Тангенциальная сила инерции колонки, приложенная в точке S,
Ps = —mKas,
где тк — масса колонки.
Расстояние от точки приложения силы инерции Pi до места
заделки
где /к — момент инерции колонки относительно места заделки; Rs —
расстояние от места заделки до центра тяжести.
Сила инерции полотна, приложенная на конце консоли,
pt t
где тп — масса полотна гребня одного пролета; а*п — тангенциальное
ускорение конца полотна гребня.
Наибольший изгибающий момент
Миз = Р{х -|_ Рп/0, (3.34)
где lQ — расстояние от места приложения силы Р*п до места заделки колонки.
По наибольшему изгибающему моменту определяем
максимальное напряжение в колонке. Величина и направление сил инерции,
действующих на детали механизма гребня в течение одного оборота
ведущего звена, изменяются. Поэтому необходимо провести
поверочный расчет этих деталей на выносливость.
Расчет съемного гребня на вибрацию. В современных
конструкциях чесальных машин частота съемного гребня доходит
до 2400 колебаний в минуту. Поэтому особое внимание необходимо
уделять ^расчету на вибрацию. Если совпадут частоты
вынужденных и собственных колебаний, то наступит явление резонанса, при
котором возможны большие деформации деталей и их разрушения.
Необходимо так рассчитать съемный гребень, чтобы частота его
колебаний находилась вне зоны собственных частот.
116
Для гребня а сборе (вал, коленки и полотна) основную
критическую скорость приближенно можно определить по формуле для
нахождения основной критической скорости балки с одной
заделанной и одной свободно опертой опорами: [33]
сокр = 15,42 V tJ0/(l3m), (3.35)
где EJ0 — приведенная жесткость гребня; / — расстояние между опорами гребня;
т —■ масса гребня в сборе.
Жесткость гребня в основном определяется жесткостью вала.
С учетом жесткости полотна и колонок для механизмов съемных
гребней шляпочных чесальных машин приблизительно можно
принять У0 = 1,2/,,, где JB — момент инерции сечения вала.
Опыты показывают, что вследствие неодинаковости моментов
инерции гребня относительно различных диаметральных сечений
бдльшую опасность представляют критические скорости второго и
третьего порядков (сойф = сокр/2 и ю3кр = сйкр/3), поэтому рабочие
скорости гребня должны быть выбраны вне этих зон скоростей.
Рекомендуется принимать рабочую скорость сог < 0,7(й1кр на
удалении от этих опасных зон.
Для повышения критической скорости разработана
конструкция гребня с тремя опорами для чесальных машин по переработке
льна и шерсти и конструкция облегченного гребня с повышенной
жесткостью для чесальных машин по переработке хлопка.
При выборе размеров сечения полотна следует также
учитывать, что частота собственных колебаний может совпасть с рабочей
частотой. Поэтому следует определить частоты собственных
колебаний крайнего и среднего пролетов (как для консольной балки
с равномерно распределенной нагрузкой, так и для балки, зажатой
с двух сторон с равномерно распределенной нагрузкой) и убедиться
в том, что они не совпадают с рабочими частотами вращения
вала гребня.
Валичный съем. В последнее время на
высокопроизводительных шляпочных чесальных машинах вместо съемных гребней
устанавливают валичные съемные механизмы, которые позволяют
резко цовысить скорость съема прочеса.
Рассмотрим механизм валичного съема машины ЧМ-50Б
(рис. 3.35).
Валичный съем предназначен для съема прочеса со съемного
барабана чесальной машины с последующим раздавливанием
сорных примесей в прочесе при прохождении его через
раздавливающие валы. Механизм валичного съема состоит из съемного 2
и передающего 7 валиков, обтянутых цельнометаллической
пильчатой лентой, и гладких раздавливающих валов 14 и 18. Съемный
валик 2 снимает прочес со съемного барабана / и направляет его
на передающий валик 7, с которого он передается в зону
контактирования раздавливающих валов 14, 18, где прочес проглаживается,
сорные примеси раздавливаются. Затем прочес поступает в ленто-
формирующую воронку 22 вытяжного прибора.
117
Рис. 3.35. Наличный съем и вытяжной прибор
Все валики механизма вращаются на подшипниках качения,
установленных в сферических корпусах, что позволяет валикам
самоустанавливаться относительно опор.
Съемный 2 и передающий 7 валики непрерывно очищаются от
случайно оставшихся волокон валиком 4 с эластичным покрытием.
Передача движения рабочим органам механизма
осуществляется зубчатой передачей от съемного барабана.
Нагрузка на верхний раздавливающий валик передается
через шарик 12, кронштейн 9, штангу 10, на которой закреплен
груз 11. Нагрузка регулируется перемещением груза 11 по штанге
10, на которой нанесены деления. Сила прижатия для засоренных
волокон хлопка составляет 1180—1220 Н.
Раздавливающие валы — высокоточные детали машины,
изготавливаются из стали 50Г и имеют высокий класс шероховатости
рабочих поверхностей — Ra 0,040, твердость HRC 59...63,
прямолинейность 0,005 мм, отклонение от цилиндричности 0,003 мм.
Раздавливающие валы очищаются раклями 13 и 19,
закрепленными на кронштейнах 8 и 20 с осями поворота 6 и 21. Очищающие
ракли прижимаются к раздавливающим валам пружинами сжатия
15. Кромки раклей, контактирующих с раздавливающими валами,
должны устанавливаться параллельно осям валов и плотно при-
118
легать к ним. Усилие каждой пружины на ракле должно быть
не более 20—25 Н.
Наиболее полное раздавливание сорных примесей происходит
при равномерном распределении нагрузки по всей длине
соприкосновения валиков, для этого в конструкции механизма заложено
смещение в горизонтальной плоскости оси нижнего
раздавливающего валика относительно верхнего.
Зазор между съемным барабаном 1 и съемным валиком 2
устанавливается перемещением кронштейнов 3 при помощи шпилек 5.
Зазор между верхним давильным валом 14 и передающим валиком/
устанавливается перемещением стоек 16 при помощи шпилек 17.
Зазор между съемным барабаном и съемным валиком, а также
между съемным и передающими валиками устанавливается точно и
должен быть равен 0,125 мм. Зазор между передающим валиком и
верхним раздавливающим валом должен составлять 1 мм.
При правильной эксплуатации машины и уходе валичный съем
обеспечивает полное снятие прочеса со съемного барабана и
эффективную очистку от сорных примесей.
3.7. ВЫТЯЖНОЙ ПРИБОР И РЕГУЛЯТОР
ПЛОТНОСТИ ЛЕНТЫ
Установка на шляпочной чесальной машине вытяжного
прибора позволяет иметь на съемном барабане прочес большей
линейной плотности, что обеспечивает при высокой линейной скорости
(15—30 м/с), более спокойное его прохождение и формирование
ленты на участке между раздавливающими валами и вытяжным
прибором, а также получение чесальной ленты, необходимой по
плану прядения, линейной плотности с увеличенной параллелиза-
цией волокон.
Для нормального прохождения прочеса между
раздавливающими валами и первой парой валиков вытяжного прибора (по ходу
продукта) вытяжка должна составлять 1,05—1,17, что
обеспечивается сменными звездочками на валу привода вытяжного прибора.
При производительности машины 30—40 кг/ч вытяжку
рекомендуется принимать равной 1,1.
Вытяжной прибор (см. рис. 3.35) имеет две вытяжные пары.
Каждая пара состоит из одного металлического рифленого
цилиндра 25 и нажимного валика 24 с эластичным покрытием.
Вытяжка ленты, получаемая между вытяжными парами, зависит от
установки сменных колес и находится в пределах 1,3—1,72.
Шейки цилиндров 25 установлены в шарикоподшипниках. Для
получения давления на нажимные валики применена пружинная
система. Сжатие пружины фиксируется гайкой 23. На выпускной
паре на каждый конец нажимного валика дается нагрузка 88 Н,
на второй линии — 59 Н.
Движение передается вытяжному прибору от нижнего
раздавливающего вала 18 через цепную передачу, промежуточный валик
П9
с зубчатой муфтой сцепления, расположенной на столике
вытяжного прибора, на металлический рифленый цилиндр 25 первой
(по ходу продукта) вытяжной пары.
В связи с применением бункерного питания высокопроизводич
тельных чесальных машин вместо питания холстами с трепальных
машин, а также стремлением сократить в прядении число переходов
ленточных машин, возникла необходимость дополнительного
регулирования линейной плотности ленты. На чесальных машинах
применяют различные системы автоматического выравнивания
линейной плотности ленты:
системы, основанные на поддержании постоянства массы
волокна, поступающей в машину, путем регулирования скорости
питающего цилиндра в зависимости от изменения линейной
плотности ленты, выходящей из машины, или слоя волокна,
поступающего в машину (в этом случае достигается постоянство
линейной плотности ленты на длинах 5 м и более и сохраняется
ровнота чесальной ленты на коротких длинах);
системы, основанные на регулировании вытяжки в зоне
вытяжного прибора в зависимости от изменения линейной плотности
прочеса, сформированного в ленту и поступающего в вытяжной
прибор (в этом случае обеспечивается регулирование линейной
плотности ленты на длинах до полуметра, но ухудшается ров-
нота на коротких длинах, близких к длине перерабатываемого
волокна).
Некоторые зарубежные фирмы (Ритер, Швейцария) применяют
комбинированные системы регулирования линейной плотности
ленты, включающие регулирование по питанию чесальной машины
волокном и по выпуску чесальной ленты.
3.8. КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ЛЕНТОУКЛАДЧИК А
Для приема прочеса (ватки со съемного барабана),
сформированного в виде ленты, на чесальных машинах в различных системах
прядения применяют лентоукладчики (рис. 3.36). Их используют
также в гребнечесальных и ленточных машинах. Лента,
сформированная в выпускном устройстве чесальной машины, через
уплотняющую воронку / лентоукладчика захватывается плющильными
валиками и через направляющий наклонный канал верхней
тарелки, находящейся в головке 2, поступает в таз 4, установленный
на нижней тарелке головки 5. Кинематическая связь между
нижней и верхней тарелками осуществляется при помощи зубчатой
передачи, расположенной в стойке 3. Верхняя и нижняя тарелки
обычно вращаются в противоположных направлениях с разной
скоростью; оси их вращения смещены на величину а. Диаметр
таза задается техническими условиями на проектирование
машины. На чесальных машинах для переработки хлопка наиболее
распространены тазы диаметром 500 мм и высотой 1000 мм. При
переработке шерсти, химических волокон и их смесей применяют
120
Рис. 3.36. Лентоукладчик
тазы диаметром 600—700 мм и
высотой 900 мм. Тазы диаметром 500 мм
и выше имеют шаровые опоры. В
отдельных случаях, как при переработке
шерсти, так и хлопка используют тазы
диаметром до 1000 мм и высотой до 1200 мм.
Современные чесальные машины
оснащают механизмами автоматической
замены наработанных тазов, что снижает
трудовые затраты по обслуживанию
машины. В лентоукладчике с поворотной
верхней головкой на подтазнике
устанавливают два таза. После наполнения
одного таза лентой заданной длины
верхняя головка лентоукладчика
автоматически поворачивается на 90° и
останавливается над вторым пустым тазом.
Во время поворота головки машина не
останавливается, но происходит разрыв
ленты в зоне плющильные
валики—воронка с последующей автоматической
заправкой мычки ленты в плющильные валики.
Пусть г' — расстояние от оси вращения верхней тарелки
до точки выхода ленты из наклонного направляющего канала
(рис. 3.37).
В зависимости от величин an г' различают два способа укладки
ленты в таз:
витки ленты перекрывают центр таза (рис. 3.37, а);
витки укладываются до центра таза (рис. 3.37, б).
При первом способе укладки в таз помещается лента большей
длины, чем при втором.
Существенное влияние на процесс укладки и на вместимость
таза оказывает размер внутреннего отверстия d0, образуемого
витками в центре таза. В середине таза витки ленты укладываются
плотнее, чем по краям, и при малом размере d0 в середине таза
образуется центральная горка, а по краям — «седловина»,
вследствие чего уменьшается вместимость ленты в таз.
По данным английского института Шерли вместимость таза
характеризуется массой ленты в тазу в зависимости от метода
укладки и размера d0. Для обеспечения максимальной
вместимости таза размер d0 рекомендуется устанавливать в следующей
зависимости от диаметра D таза:
d0 = 0.25D.
Используя это соотношение, можно определить основные
конструктивные параметры лентоукладчика [22].
121
a) 6)
Рис. 3.37. Схема укладки ленты в таз
Из рис. 3.37, а, б получим для первого метода укладки
г' = (0.625D — б)/2; а = (0,375D — б)/2,
для второго метода укладки
г' = (0.375D — б)/2; а = (0,625D — б)/2,
где б — зазор между лентой и тазом, необходимый для свободного извлечения
ленты из таза (6 = 4-J-5 мм).
Укладка ленты в таз витками, смещенными один относительно
другого, предотвращает запутывание ленты в тазу и обеспечивает
ее легкое извлечение на последующих переходах. Для
максимальной плотности укладки ленты скорости нижней и верхней тарелок
должны быть рассчитаны так, чтобы витки смещались один
относительно другого по окружности радиусом а на толщину ленты d„.
Пусть витки смещаются на величину
ь = <УР,
где р — коэффициент перекрытия.
Время одного оборота верхней тарелки
t = 2я/юь (3.36)
где <»i — угловая скорость верхней тарелки.
За это время нижняя тарелка должна сместиться по дуге
радиусом D/2 на величину dj$.
При скорости нижней тарелки v2 = асо2 время смещения
t = йл/фащ). (3.37)
Приравнивая выражения (3.36) и (3.37), получаем
гя/о»! = <У(Расо2). (3.38)
Передаточное отношение при передаче от верхней к нижней
тарелке
i = щ1щ.
122
Подставляя значение щ1а>г из выражения (3.38), получаем
i = 2na$/dn.
nd'l f
Выразим dn через тексы: р —у 1000= .^ ; тогда
и - 2 l/~
" ~ 1000 V яр '
где р — объемная масса ленты, принимаемая для хлопчатобумажной чесальной
ленты равной 18—20 кг/м3 (0,018—0,02 г/см3); Т — линейная плотность ленты
в тексах.
Передаточное отношение
i = 55601/77(яр7 " (3.39)
На рис. 3.38 изображена кинематическая схема современного
унифицированного лентоукладчика Ивановского завода чесальных
машин. Данная схема позволяет изменять соотношение скоростей
нижней и верхней тарелок путем замены звездочки Л. Также путем
замены зубчатых колес Б и В можно изменять соотношение
скоростей верхней тарелки и плющильных валиков. Особенностью
данной кинематической схемы лентоукладчика является наличие
планетарного редуктора, благодаря чему получается более
компактная передача.
В хлопкопрядении наибольшее распространение получили
лентоукладчики со встречным вращением тарелок. При этом лента
укладывается в таз по кривой, которая носит название удлиненной
эпициклоиды. Ее уравнение в параметрической форме имеет вид
х = a cos <р + г' cos <p (i + 1);
у = a sin ф + г' sin ф (i + 1), (3.40)
где а и г' указаны на рис. 3.37; ф — угол поворота нижней тарелки; i — пере
даточное число между верхней и нижней тарелками.
Из уравнения (3.40) следует, что скорость укладки ленты
в таз — величина переменная. Ее определяют по формуле [22 ]
v = 60о©2 V1 + 2^ cos щ + ^2, (3.41)
где К = г' (i + \)1а.
Отсюда можно найти максимальную и минимальную скорости
укладки ленты:
при iff = 0° v = vm3X = 60ам2 (1 + К);
при *'ф = 180° v = уга1п = —60асо2 (1 — К).
Как видно, лентоукладчики имеют пульсацию скорости
укладки, что можехотразиться на ровноте ленты. Особенно нежелательна
пульсация скорости в лентоукладчиках ленточных и
гребнечесальных машин, что связано с большой распрямленностью волокон
в ленте. Степень распрямленности волокон в чесальной ленте
123
A 10 Z'65
Рис. 3.38. Кинематическая схема унифицированного лентоукладчика:
I — ведущий вал; 2 — вертикальный вал; 3,7 — муфты; 4 — вал плющильных валиков;
5 — плющильные валнкн; 6 — вал верхней тарелки; 8 — таз; 9 — вал нижней тарелки;
to ~ цепная передача; // — планетарный редуктор
меньше и не превышает 60—62%. Однако и для чесальных машин
ликвидация колебания скорости укладки ленты будет
положительно влиять на ровноту выпускаемого продукта.
Устранить пульсацию скорости укладки можно введением
в передачу к нижней тарелке пары эксцентрично посаженных
зубчатых колес, причем оба колеса должны иметь частоту
вращения, равную частоте вращения верхней тарелки лентоукладчика.
Эти колеса дадут обратную пульсацию скорости, которая устранит
колебания скорости укладки.
124
Для придания ленте соответствующей прочности и увеличения
вместимости таза в лентоукладчиках применяют уплотняющие
воронки 1 (см. рис. 3.36).
При выборе диаметра воронки учитывают степень уплотнения
ленты и ее толщину. Обычно применяют воронки диаметром 3,5;
4,0; 4,5; 5,0 мм.
При выборе диаметра плющильных валиков необходимо иметь
в виду, что во избежание разрыва ленты расстояние между
воронкой и линией зажима должно быть возможно малым (примерно
равно модальной длине волокна). На машинах отечественного
производства плющильные валики в лентоукладчике имеют
диаметр 55 мм.
Усилие, зажимающее ленту в плющильных валиках и
обеспечивающее ее протаскивание, составляет около 300—600 Н. Оно
создается пружинами, действующими на подшипники одного из
плющильных валиков.
3.9. КОНСТРУКЦИЯ РЕМЕШКОВОГО ДЕЛИТЕЛЯ
И РАСЧЕТ ЭКСЦЕНТРИКОВОГО ВАЛА
Последней самостоятельной сборочной единицей чесальной
машины в аппаратном прядении шерсти и угарном прядении
хлопка является ремешковый делитель. Основная
технологическая задача ремешкового делителя — разделить снятый со
съемного барабана прочес (тонкую ватку) на ленточки одинаковой
ширины и последующим уплотнением (ссучиванием) превратить
их в ровницу, а последнюю намотать кольцевыми секциями на
ровничный валик.
Для выполнения этих операций в ремешковом делителе
(рис. 3.39) имеются делительный механизм с группой
направляющих и натяжных валиков и делительных ремешков, механизм
уплотнения (ссучивания) ровницы и наматывающий механизм.
В зависимости от обрабатываемого волокна и линейной
плотности получаемой ровницы ремешковые делители изготовляют
на 120 ремешков — для получения ровницы линейной плотностью
до 170 текс (ширина ремешков 14 мм) и на 160 ремешков —
для получения ровницы от 110 текс и менее (ширина ремешков
10,5 мм). Рабочая ширина ремешкового делителя 1800 мм. При
рабочей ширине машин 2000—2200—2800 мм число ремешков
соответственно увеличивается. Размеры ровничных валиков,
ширина кольцевых секций ровницы и их количество на валике
выбирают в зависимости от размеров питающей рамки прядильной
машины и расстояния между веретенами.
Делительный механизм. В делительный механизм . входят два
делительных цилиндра 1 и 4 (рис. 3.39, 3.40), каждый из которых
набран из дисков двух диаметров. Набор образует чередующиеся
выступы и пазы (ширина выступа равна ширине паза и ширине
125
Рис. 3.39. Ремешковый делитель:
а — делительный механизм с группой направляющих и натяжных валиков и
делительных ремешков; б — механизм уплотнения (ссучивания) ровницы; в — мотальный
механизм; / н 4 — делительные цилиндры; 2 — поддерживающий валик; 3, 7, 17 —
поддерживающие валики; 5, 12 — чистительные валики; 6, 18 — гладкие валики; 8, 10, 13,
16 — натяжные валики; 9 — поддерживающие валики; // — бесконечные делительные
ремешки; 14 — сучильные рукава; 15 — гладкие валики
126
Рис. ЗАО. Целительный цилиндр
ремешка). Число пазов и выступов соответствует количеству
ремешков.
Делительный механизм имеет четыре группы ремешков.
Верхние бесконечные ремешки групп I и II (см. рис. 3.39) с
направляющих валиков 5 проходят по верхнему делительному цилиндру,
направляющему валику 7, соответственно сучильным парам
рукавов проходят по натяжным валикам 8 или 10 и возвращаются
к направляющему валику 5 (путь ремешков указан стрелками);
нижние ремешки групп /// и IV совершают такой же путь в
направлении к нижней паре рукавов (число ремешков в каждой
группе одинаково, для 120-ремешкового делителя равно 30).
По длине цилиндров ремешки должны быть распределены в
определенной последовательности, чтобы в месте расхождения
ремешков в разные стороны (один вниз, другой вверх) происходило
деление ватки на узкие полоски (ленточки), равные ширине
ремешка. Каждый ремешок уносит с собой одну такую ленточку.
При подходе к сучильным рукавам 14 полоски ватки снимаются
с ремешков и направляются к накатным валикам наматывающего
механизма.
Благодаря возвратно-поступательному движению сучильных
рукавов полоски ватки, проходя между рукавами, уплотняются и
превращаются в ровницу. Для отделения краевых нитей
дополнительно устанавливают два ремешка — один для верхней
группы и другой для нижней.
Цилиндры и валики делительного механизма должны быть
гладкими, поверхность должна быть обработана до высокого
класса шероховатости.
Механизм уплотнения (ссучивания) ровницы. Механизм
включает несколько пар сучильных рукавов 14. Каждая пара состоит
из двух кожаных или прорезиненных бесконечных полотен,
расположенных один над другим и натянутых на гладкие металлические
валики 15 (см. рис. 3.39). Для образования ровницы сучильным
рукавам, помимо поступательного, сообщается поперечное
(возвратно-поступательное) движение, необходимое для скатывания и
уплотнения поступаемых полосок ватки.
Приводом рукавов для поступательного движения является
зубчатая передача, для поперечного — эксцентриковый механизм.
Направление поперечного движения двух соприкасающихся
рукавов должно быть противоположным. Давление, необходимое для
уплотнения и укрепления проходящей между рукавами ленты,
создается валиками 9, прижимающими сучильные рукава один
к другому.
Основным критерием качества плотности ровницы и оценки
конструкции механизма по технологическим показателям его
работы служит интенсивность уплотнения — отношение числа
полных оборотов ровничной нити около своей оси к
действительной длине ссучиваемой ровницы при прохождении ее между
сучильными рукавами.
127
Интенсивность уплотнения, учитывая общую длину мест,
в которых сучильные рукава действительно касаются ровницы,
определяют по формуле
К = 4rnl/(ndvB),
где г — эксцентриситет, м; п — частота вращения эксцентрикового вала, с-1;
/ — длина сучильного рукава, м; d — расстояние (разводка) между сучильными
рукавами (условный диаметр ровничной нити), м; v — линейная скорость
сучильных рукавов при поступательном движении, м/с; В — длина мест
действительного касания сучильных рукавов с ровницей, м; llv = t — время прохода
ровиицы между сучильными рукавами, с.
При создании конструкции, в которой отсутствует провисание
рукавов и разводка на всем протяжении постоянна, длина
действительно ссучиваемой ровницы окажется равна длине рукавов, т. е.
I = В. В этом случае
К = 4m/(«fo). (3.42)
Придавая особое значение плотности выпускаемой ровницы, от
которой зависят качество пряжи и производительность
оборудования, рассмотрим возможность изменения отдельных параметров
существующих механизмов сучильных рукавов.
При постоянных I n В можно изменять расстояние d между
сучильными рукавами, линейную скорость сучильных рукавов и,
ход сучильных рукавов S и частоту вращения эксцентрикового
вала п.
Расстояние d между сучильными рукавами надо устанавливать
в зависимости от качества смески и толщины ровницы. Однако
практически, в связи с перезаправками, разводка между
сучильными рукавами никогда не изменяется; поэтому данную величину
как конструктивный параметр нужно считать постоянной.
Линейная скорость v сучильных рукавов определяется
скоростью съемного барабана или скоростью выпуска ровницы. С
увеличением производительности машины скорость выпуска
увеличивается. Фактически, исходя из технологических условий работы
машины, при изменении скорости съемного барабана скорость
сучильных рукавов также изменяется.
Ход сучильных рукавов S = 4г является основным
кинематическим параметром, при помощи которого следует регулировать
интенсивность уплотнения. Конструкция механизма
предусматривает возможность изменения эксцентриситета, увеличивающего
или уменьшающего размах движения сучильных рукавов.
Аксиальный кривошипно-шатунный механизм, применяемый для
поперечного движения сучильных рукавов, состоит из вертикального
вала 1 (рис. 3.41) с надетыми эксцентриковыми шайбами 2, шатуна
3, пальца с шаровым шарниром 4, при помощи которого крепится
траверса с валиками, на которые надеты сучильные рукава. Таких
механизмов на вертикальном валу установлено восемь (/—VIII).
Эксцентриковая шайба (рис. 3.42) служит для изменения
эксцентриситета г и, следовательно, хода сучильных рукавов. Она
128
состоит из эксцентриковой втулки /, жестко сидящей на
вертикальном валу, и эксцентриковой втулки 2, свободно посаженной па
втулку 1. Втулка 1 имеет семь отверстий, эксцентрично
расположенных по отношению к оси вращения. В одно из отверстий входит
болт, соединяющий втулку 2 со втулкой /.
Эксцентриситет г определяется положением втулки 2 по
отношению к втулке 1. Его вычисляют по формуле
г = У а2 + W- + 2ab cos a, (3.43)
где а и b — эксцентриситеты втулки /
относительно оси вала и втулки 2
относительно центра втулки 1.
Рис. 3.41. Механизм движения сучиль- Рис. 3.42. Эксцентриковая шайба
ных рукавов
5 П/р А.. И. Макарова 129
Рис. 3.43. Схема двиокения сучильных рукавов и закон изменения сил инерции
номера отверстия может быть установлен в пределах от 8,8 до
23 мм.
В каждой паре сучильных рукавов направления
эксцентриситетов должны быть смещены один относительно другого на л рад.
Для уравновешивания крутящих моментов на валу механизма
эксцентрики каждой пары устанавливают для четырех пар со
смещением под углом л/4 и для шести пар со смещением л/6.
Интенсивность уплотнения регулируется частотой вращения
эксцентрикового вала.
В проектируемых ремешковых делителях (ровничных каретках)
привод эксцентрикового вала должен быть самостоятельным; он
должен иметь вариатор скорости, позволяющий в широком
диапазоне плавно изменять частоту вращения (в пределах 200—
600 мин-1).
Кинематика и динамика механизма сучильных рукавов.
Уравнение движения траверсы сучильных рукавов (ползун С)
аксиального кривошипно-шатунного механизма ABC (рис. 3.43) с
достаточной для расчета точностью выражается формулой
S = r(l -cosa)+-j-rl{\ -cos 2a), (3.44)
где S — перемещение траверсы сучильных рукавов (ползуна С); г — радиус
кривошипа АВ (эксцентриситет); а — угол поворота кривошипа
(эксцентрикового вала); X— г/1 — отношение длины кривошипа к длине шатуна.
Скорость траверсы сучильных рукавов
v = dS/dt = cor /sin а + -^- Я sin 2оЛ , (3.45)
где со — угловая скорость кривошипа (эксцентрикового вала).
130
Ускорение траверсы сучильных рукавов
а = dvldt = co2r (cos a + A, cos 2а). (3.46)
Значение X при / = 276,5 мм изменяется (в зависимости от
значения г = 8,8-=-23 мм) от 0,0318 до 0,083.
При расчетном л = 400 мин-1 и изменении г от 8,8 до 23 мм
скорость и ускорение возвратно-поступательного движения
сучильных рукавов изменяются в пределах v = 0,371-^0,962 м/с; а =
= 15-*-40 м/с2.
Для полного силового анализа необходимо определить силы
инерции поступательно-движущихся частей механизма
(сучильных рукавов и траверсы) и шатуна. Распределенную массу шатуна
сосредоточивают в нескольких точках звена таким образом, чтобы
влияние масс было таким же, каким оно должно быть при
распределенной массе. При расчете эксцентрикового вала удобнее всего
массы сосредоточить в точках В и С, которые должны
удовлетворять следующим условиям статического приведения масс:
сумма сосредоточенных масс равна массе шатуна;
сумма статических моментов масс относительно центра тяжести
шатуна равна нулю.
Выполнив данные условия, получим
твс/в = тшс/1; тВс/с = тш ЬЦ,
где твс,в — сосредоточенная масса шатуна в точке В; тш — масса шатуна;
с — расстояние от точки С до центра тяжести шатуна; / — длина шатуна;
твс/с — сосредоточенная масса шатуна в точке С; b — расстояние от точки В
до центра тяжести шатуна.
Кроме того, должно быть соблюдено условие динамического
приведения — сохранение момента инерции действительного звена
и звена с сосредоточенными массами.
При статическом приведении масс момент инерции фиктивного
звена не равен моменту инерции действительного звена. Поэтому
при проведении силового анализа с сосредоточенными массами
в двух точках необходимо еще учитывать пару сил PL Расчеты
показывают [33], что сила Р, приложенная в точках В и С от
этой пары, мала (около 8 Н) и поэтому ею можно пренебречь.
Приведенный к валу А момент инерции J0 можно вычислить
нз условий равенства кинетической инерции. Пренебрегая малой
величиной №12, получаем
Л> = ЛР + твс/в г2 + 0,5 (тс -f mBC/c) Л (3.47)
где ^кр — момент инерции эксцентриковой втулки (кривошипа); твс/вг? —
момент инерции от шатуна (максимальный эксцентриситет г = 23 мм);
0,5 (ягс + яггС//С) г2 — момент инерции от поступательно-движущихся частей
и части массы шатуна; тс — масса подвижных частей сучильных рукавов.
Определим усилия, действующие на эксцентриковый вал.
На основании предварительных расчетов и анализа устанавли-
5* • 131
ваем, что на механизм сучильных рукавов действуют следующие
силы (см. рис. 3.43).
В точке С соединения сучильных рукавов с траверсой
приложена сила сопротивления Р. Ее составляющими являются сила
Рп полезного сопротивления, необходимая для обеспечения
движения сучильных рукавов и процесса ссучивания-уплотнения
ровницы; сила трения Рт = \iG между осями валиков сучильных
рукавов и опорами скольжения (ц — коэффициент трения
скольжения; G — сила тяжести сучильных рукавов с валиками); Ра —
сила инерции поступательно-движущихся частей (сучильных
рукавов с траверсой и валиками и замещающей массы тВС/с
шатуна ВС).
Сила инерции, приложенная в точке С,
Рп = (тс + твс/с) (cos a +1 cos 2a) со2г. (3.48)
Общая сила сопротивления Р, приложенная в точке С,
Р = Рп + Р*±(тс + mBcic) (cos а + Я cos 2a) со2г. (3.49)
Эксцентриковый вал изгибается под действием сил N, Рв и
Q. Сила N определяется по уравнению
Л, D /„„0 2к sin* a \
Подставляя значение Р из уравнения (3.49) и пренебрегая
малой величиной 2Я sin2 «/(2 — X2 sin2 а), которая при
максимальном значении а = л/2 равна 0,083, получаем
N = [Рп + ^т ± oj2/- (тс + твс,с) (cos а + Я cos 2а)] cos а. (3.50)
Силу Q, уравновешивающую на валу крутящий момент и
вызывающую дополнительное изгибающее усилие на эксцентриковом
валу, определяют приближенно по выражению
Q = [Pn + P?± (mc + твс/с) (cos a +
+1 cos 2а) ю2г] (sin а + ~ sin 2а) . (3.51)
Так как конструкция эксцентриковых втулок предусматривает
уравновешивание их масс, при котором rs = 0, а величина тСв/в
мала, то силой Рв при расчете вала можно пренебречь. Поэтому
за основные расчетные усилия можно принять силы N и Q.
Расчетное боковое усилие, передаваемое на подшипники
сучильных рукавов,
#с = Д. [^п + w2r (тс + твс/с) (cos а +1 cos 2a)] sin а. (3.52)
Расчет эксцентрикового вала. У большинства машин
эксцентриковый вал — трехопорный с сосредоточенными нагрузками,
изменяющимися в зависимости от угла поворота. На рис. 3.44
через Рь Рп, ..., Руш обозначены переменные силы, действующие
132
1,=27а
6а ,3а 8а За 7а
А
уА/л
Рц
рш1
Рп
1г=27а
7а За 8а за 6а
ив 'За «-а
Stziii
,,Ре
• Яд
v/i/л
Л
гЕ Р/7 'К "Ж "Ш
Рис. 3.44. Схема действия нагрузок на эксцентриковый вал
на вал от эксцентриковых механизмов; Рк — усилие от передачи,
приводящей во вращение эксцентриковый вал.
По теореме трех моментов
(3.53)
лух 4- 2м, (ix 4- /2) + луа = - б (3£- + -^
где М0, Mi и М2 — изгибающие моменты на опорах; 1% и /2 — пролеты вала;
а>! и <а2 — площади эпюр моментов первого и второго пролетов вала; а и Ь —
расстояние от центра тяжести эпюры моментов первого и второго пролетов
до крайних опор.
По уравнению (3.53) можно определить опорные моменты.
Силы Pi, Рц, ..., Руш и Р«. расположены в различных плоскостях.
Поэтому раскладываем каждую силу на две, расположенные
в двух взаимно перпендикулярных плоскостях (плоскости х и у,
перпендикулярные плоскости чертежа и проходящие через ось
вала). Для определения наибольшего изгибающего момента
необходимо найти изгибающие моменты для всех положений в двух
плоскостях.
При вычислении изгибающих моментов от сил в плоскости у
необходимо учесть усилие Рк от передачи, приводящей в движение
эксцентриковый вал:
Рк = 9,55ЛУ(пгк),
(3.54)
где N0 — мощность, Вт; п — частота вращения эксцентрикового вала, мин 1ш,
гк — радиус начальной окружности приводной шестерни, м.
Определив изгибающие моменты, действующие в плоскостях х
и у, можно найти общий изгибающий момент, действующий на
эксцентриковый вал:
'~~~ ~ (3.55)
мяз=*ум1зх-\-м1зи
Для окончательного расчета сил необходимо знать крутящий
момент, воспринимаемый эксцентриковым валом,
М
кр ■
Qor,
где Qo — окружное усилие, определяемое суммой составляющих моментов для
каждого участка вала; г — эксцентриситет (радиус кривошипа).
133
Крутящие моменты находят при заданном эксцентриситете г
для каждого положения в зависимости от угла поворота. Расчетный
крутящий момент берут для положения, соответствующего
расчетному положению для изгибающих моментов. Напряжения,
возникающие в эксцентриковом валу, определяют по обычной формуле
сопротивления материалов
аРасч - -^ Ум13 + М2кр , (3.56)
где №из — момент сопротивления изгиба эксцентрикового вала.
Расчет проводят по максимальному значению Мкз. Необходимо
также проверить вал на усталость. При определении опорных
реакций рассматриваем трехопорный вал как разрезной, из двух
частей (левой АВ и правой BD, рис. 3.44). Составляя уравнения
моментов относительно опор и уравнения равновесия действующих
сил на каждой половине вала, получим общие расчетные уравнения
для определения реакций как в плоскости х, так и в плоскости у.
При вычислении скоростей, ускорений и сил, а также при
расчете эксцентрикового вала на прочность и определении опорных
реакций целесообразно применять ЭВМ. При повышенных
частотах вращения надо проверить, не расположены ли рабочие частоты
вращения эксцентрикового вала вблизи критических частот изгиб-
ных и крутильных колебаний. Силы инерции
возвратно-поступательно движущихся частей — источник дополнительных
динамических воздействий. Это вызывает неравномерность вращения
вала, вибрацию и разладку машины.
При проектировании рассматриваемого механизма перед
конструктором стоит задача правильно выбрать конфигурацию звеньев
механизма поперечного движения сучильного рукава, а также
расположить их так, чтобы обеспечить полное или частичное
уравновешивание всей вращающейся системы. Как уже
отмечалось, установка эксцентриков каждой пары механизмов для
четырех пар со смещением под углом я/4 и для шести пар со смещением
я/6 способствует более благоприятному распределению
действующих на вал инерционных сил при различных углах поворота вала
в пределах одного оборота. Для уменьшения действия
инерционных сил на эксцентриковый вал в некоторых конструкциях
ремешкового делителя между наружными кольцами
шарикоподшипников, монтируемых на эксцентриковые шайбы, и шатунами криво-
шипно-шатунных механизмов размещают резиновые кольца.
Конструкция и кинематика механизма намотки ровницы на
бобины. При выходе из сучильных рукавов ровничные нити
проходят через направляющие поводки 8 (рис. 3.45), совершающие
возвратно-поступательное движение вдоль оси накатных валиков
7, и наматываются на деревянные скалки, образуя ровничные
бобины. Последние вращаются благодаря силам трения от
накатных валиков; привод к накатным валикам осуществляется через
систему зубчатых колес от делительных цилиндров ремешкового
134
делителя. Вращательное движение бобины и
возвратно-поступательное движение поводков обусловливают! крестообразную
намотку. Каждая ровничная нить образует одну секцию бобины.
Скорость намотки ровничной нити равна скорости выпуска
ровницы
Возвратно-поступательное движение направляющих поводков
обеспечивается кулисным механизмом (рис. 3.46). На оси
накатного валика надето коническое колесо 1, которое приводит в
движение шпиндель 2. На другом конце шпинделя посажено
некруглое зубчатое колесо 3, сцепленное с некруглым колесом 4. Нижнее
основание колеса 4 имеет прилив, в прорезь которого входит
направляющая деталь 5 (кривошип). Направляющая деталь
и прилив соединены между собой болтом в единое звено. Шпиндель
связывает ползушку 6, скользящую по прорези горизонтальной
кулисы 7, с направляющей деталью 5. Кулиса жестко связана
с вертикальным рычагом 8, к которому прикреплены
направляющие поводки. Введением в передачу некруглых колес достигают
некоторого выравнивания скорости возвратно-поступательного
движения поводков.
Перемещение поводков, как видно из / *,=#
схемы передачи, j y^
Рис. 3.45. Механизм намотки ровницы:
1 — кулиса; 2 — ползушка; 3, 4 — иекруглые колеса; 5,6 — конические шестерни;
7 — иакатные валики; 8 — направляющие поводки
Рис. 3.46. Механизм возвратно-поступательного движения раскладчика
135
Дифференцируя это выражение по времени, получаем скорость
возвратно-поступательного движения поводков:
v — coKr sin <хк,
где (вк — угловая скорость кривошипа.
Выражая угловую скорость через скорость накатных валиков,
находим
(0„ = СО
гаг4
Подставляя значение сок в выражение для скорости, получаем
v = con'jt'a sin (ta<x), (3.58)
где «! = гг1гъ — передаточное число конических колес; i2 = г3/г4 —
передаточное число некруглых колес; а — угол поворота ведущего некруглого колеса 3.
При изменении угла поворота ос от 0 до я передаточное число
изменяется от максимального до минимального:
; гзшах . Z3 mm
<l — — : .
z4 rain
Накатные валики приводятся в движение при помощи зубчатой
передачи. Для изменения скорости выпуска ровницы в передачу
к накатным валикам вводят сменные зубчатые колеса. Благодаря
усовершенствованию ремешкового делителя скорость выпуска
ровницы можно увеличить до 0,83 м/с. Число сучений ровницы
данной линейной плотности при повышении скорости выпуска
может быть сохранено, если частота вращения эксцентрикового
вала будет увеличена пропорционально скорости выпуска:
ndKv ~
п = —£— = Cv,
где С = const.
Поэтому привод к эксцентриковому валу должен быть автономным,
в нем должен быть вариатор скорости с диапазоном бесступенчатого
плавного регулирования. При увеличении скорости выпуска
ровницы время образования ровничной бобины значительно
сокращается, а количество съемов соответственно увеличивается,
повышается загруженность рабочего, поэтому необходимо в ремешковый
делитель ввести приспособление для автоматического съема бобин
и заправки новых. Необходимо также ввести приспособление для
автоматической заправки оборванных ровничных нитей.
При наматывании ровничной нити на бобину из-за возвратно-
поступательного движения нитенаправителя угол наклона
наматываемой ровницы постоянно изменяется. Это приводит к
незакономерному вытягиванию ровницы, что не может не сказаться на
ровноте продукта. Для устранения этого недостатка целесообразно
разработать такой механизм намотки, при котором угол наклона
136
ровничной нити все время остается постоянным. На вали«нсй
чесальной машине для гребенного прядения шерсти и химических
волокон лента наматывается в клубки.
3.10. ОСНОВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ СОЗДАНИЯ
ВЫСОКОПРОИЗВОДИТЕЛЬНЫХ ЧЕСАЛЬНЫХ
МАШИН
Технико-экономические исследования показывают, что
чесальные машины должны совершенствоваться главным образом в
направлении увеличения производительности, повышения качества
прочеса, увеличения надежности и долговечности работы
отдельных узлов, автоматизации управления технологическим процессом.
Разработка этих направлений позволяет значительно повысить
производительность труда, сократить потребность в рабочей
силе, капитальные затраты и расходы по эксплуатации
оборудования, снизить себестоимость производства чесальной ленты и
повысить годовой экономический эффект.
В современных условиях получили развитие высокоскоростные
чесальные машины. Исследованиями установлено, что увеличение
скорости приемного барабана увеличивает его очищающую
способность, а увеличение линейной скорости главного барабана
является эффективным способом, при помощи которого можно
регулировать загрузку волокном расчесывающих поверхностей
основных рабочих органов машины и устанавливать ее такой, при
которой обеспечивается получение высокого качества прочеса
при увеличении производительности машины в несколько раз.
Например, повышение скорости расчесывания хлопкового волокна
в узле барабан — шляпки от 13,4 до 33,8 м/с при одновременном
увеличении производительности в 4—5 раз не снижает прочности
пряжи на разрыв и не отражается на ее ровноте [15].
Сочетая повышение скорости главного барабана с разработкой
новых, более совершенных рабочих узлов машины, можно
добиться значительного увеличения производительности чесальной
машины при повышении качества прочеса. Основные рабочие
органы высокопроизводительных чесальных машин требуют
повышения точности их изготовления, увеличения жесткости остова
для того, чтобы можно было иметь между расчесывающими
гарнитурами устойчивые зазоры, рекомендуемые исследованиями по
переработке различных видов волокон. Шляпочные чесальные
машины при производительности ленты 30—50 кг/ч и более должны
иметь бункерное питание хлопком; регуляторы ровноты
хлопкового настила, поступающего в машину; вытяжные приборы для
получения чесальной ленты в соответствии с планами прядения;
механизм автоматического съема тазов.
Современная чесальная машина должна быть оснащена устрой- .
ствами, автоматизирующими уборку угаров от машины, отсосами
пыли, механизмами, позволяющими замедлить скорость выпуска
137
ленты при заправке ее в лентоукладчик и при съеме бобин ровницы
на чесальных аппаратах; раздавляющими валами, которые
измельчают оставшиеся в прочесе сорные примеси и способствуют их
лучшему выделению в угары; приводом, обеспечивающим
синхронный пуск и синхронный останов прочесов, а также возможность
пуска главных барабанов в обратную сторону для чистки и точки
гарнитуры; тормозными устройствами для быстрого останова;
приспособлениями, позволяющими производить пневматическую
чистку главных и съемных барабанов; механизмами,
выключающими подачу волокнистого материала в машину при обрыве
прочеса ленты, при попадании под питающий цилиндр посторонних
предметов или чрезмерно утолщенных мест в холсте.
Дальнейшее развитие чесальных машин должно идти по пути
автоматизации питания волокнистым материалом, автоматического
регулирования линейной плотности входящего и выходящего
продукта, автоматизации съема тазов, клубков ленты, бобин
ровницы, заправки прочесанной ватки, ленты и ровницы.
Глава 4
ГРЕБНЕЧЕСАЛЬНЫЕ МАШИНЫ
4.1. НАЗНАЧЕНИЕ ГРЕБНЕЧЕСАЛЬНЫХ МАШИН
И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К НИМ
Поступающая с чесальных машин лента имеет некоторое
количество (до 1,5%) неразъединенных волокон, узелков и сорных
примесей. Для выработки пряжи средних номеров повышенного
качества, а также пряжи высоких номеров в технологическую
цепочку включают гребнечесальный переход. В процессе
гребнечесания происходит дальнейшее разъединение, параллелизация
и распрямление волокон (устраняется возможность образования
узелков при последующем вытягивании прочеса), окончательная
очистка их от сорных примесей и пороков и вычесывание коротких
волокон. После гребнечесания хлопковой ленты равномерность
волокна по длине повышается на 10—20%, база увеличивается
по абсолютной величине на 3—6%, а количество коротких волокон
(до 20 мм) уменьшается на 20—30% по сравнению с чесаной
лентой. В процессе гребнечесания степень распрямленности волокон
повышается до 82% вместо 60—62% в чесаной ленте. В
результате улучшаются как внешний вид пряжи, так и ее
физико-механические свойства.
Шерстяная лента перед гребнечесанием имеет до 20% сорных
примесей. В пряже из этой ленты можно обнаружить большое
количество неразработанных шишек и узлов. После гребнечесания
в ленте и ровнице количество сорных примесей не превышает 2—
4 единиц на 1 г продукта (т. е. уменьшается более чем в 10 раз),
увеличивается также база. Лента, получаемая с чесальных машин,
имеет малую степень распрямленности волокон, волокна в
значительной степени изогнуты и расположены в различных
направлениях. При прочесывании такой ленты на гребнечесальных
машинах без предварительной подготовки большое количество длинных
волокон будет также вычесано в угары, поэтому чесальную ленту
перед гребнечесанием предварительно вытягивают. Для
обеспечения надежного зажима волокон в тисках гребнечесальной
машины и равномерного выделения очесов необходимо из отдельных
лент сформировать холстики необходимой ровноты. Перед
гребнечесанием хлопковая чесальная лента проходит ленточную и ленто-
соединительную машины или лентосоединительную и холстовы-
тяжную машины. В настоящее время гребнечесальные машины
применяют в прядении хлопка, шерсти, льна и шелка. В отличие
139
-£Ё±Н-Я
Рис. 4.1. Технологическая схема гребнечесальной машины для хлопка
от других машин прядильного производства гребнечесальные
машины относятся к машинам периодического действия, в которых
рабочие механизмы в течение некоторого заданного промежутка
времени (цикла) движутся в определенной последовательности
согласно заданному технологическому процессу.
Рассмотрим технологическую схему современной
высокоскоростной гребнечесальной машины для хлопка фирмы Текстима
модели 1531 (рис. 4.1). Холстик 1 укладывается на
раскатывающие валики 2, которые, вращаясь непрерывно в течение всего
цикла, подают холстик в машину к питающим цилиндрам 3.
Питающими цилиндрами холстик подается вперед и свешивается
из тисков в виде бородки. К концу питания верхняя губка 20
тисков опускается, и бородка плотно зажимается между губками
тисков. В это время иглы гребенного барабанчика 5 подходят под
свешивающийся конец бородки и прочесывают его. Для очистки
гребенного барабанчика от коротких волокон и сорных примесей
устанавливают круглую щетку 6, частота вращения которой
больше частоты вращения гребенного барабанчика. Тягой
воздуха, создаваемой вентилятором, очески снимаются со щетки 6
и при помощи пневмосистемы отводятся из машины.
В конце периода чесания бородки последним рядом игл
гребенного барабанчика отделительный прибор, состоящий из
заднего и переднего цилиндров 7 и прижатых к ним валиков 18,
подает обратно в машину, направляя несколько вниз за счет
перекатывания заднего валика по цилиндру, часть ранее прочесанной и
отделенной в предыдущем цикле порции волокон, с тем чтобы
соединить ее с новой порцией волокон. Тиски в этот период
раскрываются и, перемещаясь вперед, подводят вновь прочесанную
бородку волокон к отделительному зажиму. Верхний гребень 19,
140
как и тиски, движется вперед. К моменту подхода бородки к
отделительному зажиму задний отделительный валик изменяет
направление своего перемещения, уступая место приближающемуся
верхнему гребню. Отделительные цилиндры также изменяют
направление своего движения и начинают выводить из машины
прочес. Передние кончики волокон бородки накладываются на
волокна, прочесанные в предыдущем цикле, захватываются задней
отделительной парой и прижимаются отделительным валиком 18
к волокнам отделенной порции. Окружная скорость
отделительных цилиндров в этот период превышает поступательную скорость
волокон бородки, поэтому волокна извлекаются из бородки. В это
время вступает в работу верхний гребень 19, и волокна
нанизываются на его иглы.
Питающие цилиндры начинают вращаться и подают
определенную часть холстика вперед. Тиски, перемещаясь вперед,
подают в отделительный прибор все новые и новые кончики волокон,
находящиеся в бородке. Попадая в отделительный зажим,
волокна приобретают большую скорость, чем скорость верхнего
гребня, и протаскиваются через него. Происходит прочесывание
задних кончиков отделяемых волокон. Тиски из крайнего
переднего положения вместе с верхним гребнем начинают двигаться
назад и постепенно закрываются. Отделительный же прибор
продолжает выводить волокна, вследствие чего происходит полное
отделение их от холстика. Верхняя губка тисков опускается и,
надавливая на бородку, выводит ее из верхнего гребня. Изогнутая
бородка, распрямляясь под действием сил упругости, удлиняется,
губки 4 и 20 закрываются, и холстик оказывается зажатым в
тисках. При этом формируется новая бородка для прочесывания в
следующем цикле. Из отделительного прибора продукт в виде
непрерывного тонкого слоя поступает на направляющий столик 8, затем
в воронку 9 и плющильные валики 17, где формируется в ленту.
Гребнечесальная машина «Текстима 1531» имеет восемь
выпусков. Ленты из всех выпусков машины, огибая направляющие
пальцы 16, перемещаются по лентосоединительному столику 15
двумя потоками (по четыре ленты в каждом) к вытяжному
прибору 10. В последнем ленты вытягиваются и через воронки 11,
плющильные валики 12 и каналы тарелок 13 направляются в тазы
лентоукладчиков 14. Гребнечесальные машины для хлопка
выполняют как односторонними, так и двусторонними. Современные
гребнечесальные машины для хлопка — односторонние. Они
уступают двусторонним по количеству продукции, выработанной
с единицы производственной площади, но являются наиболее
удобными в обслуживании и наладке. Количество выпусков на
гребнечесальных машинах для хлопка зависит от конструкции и качества
изготовления машины. Число выпусков обычно равно четырем
и восьми (на двусторонних — 12).
Различают три группы современных гребнечесальных машин:
с подвижным отделительным прибором и неподвижными тисками,
141
с подвижными тисками и подвижным отделительным прибором,
с подвижными тисками и неподвижным отделительным прибором.
На отечественных гребнечесальных машинах для хлопка Г-4-1
и Г-4-2 установлены подвижный отделительный прибор и
неподвижные тиски. Такие машины работают со сравнительно
невысокими скоростями, однако производительность их достаточно
высока благодаря возможности переработки холстиков больших
толщин. Максимальная производительность, например, одного
выпуска гребнечесальной машины Г-4-2 при скорости 118 циклов
в минуту при переработке холстика толщиной 100 ктекс
составляет 3,5 кг/ч. Неподвижные тиски обеспечивают постоянный
зазор между иглами гребенного барабанчика и зажимом тисков при
чесании бородки, что повышает качество прочеса. Однако в
прядении хлопка наибольшее распространение получили машины
с подвижными тисками и неподвижным отделительным прибором
(фирм Хартфорд, Уайтин модели У-5, Текстима модели 1531,
двусторонние гребнечесальные машины фирм Платт, Сенчури 720
и др.).
Гребнечесальные машины с подвижными тисками разделяют на
две группы: с неподвижными и подвижными тисками во время
чесания бородки гребенным барабанчиком. В машинах первой
группы все иглы барабанчика входят в бородку на одинаковую
глубину и прочесывают волокна на одной и той же длине. Если во
время чесания бородки барабанчиком нижняя губка тисков в
машинах второй группы перемещается концентрично окружности
гребенного барабанчика, то зазор между ними будет постоянным,
условия расчесывания бородки будут хорошими. Если же зазор
между иглами барабанчика и нижней губкой тисков не
сохраняется постоянным, то средние гребни барабана являются более
загруженными, что приводит, особенно при повышенных скоростях,
к ухудшению качества прочеса.
В гребнечесальных машинах для шерсти и льна имеется ряд
дополнительных механизмов, необходимых в основном из-за
увеличения длины волокон. Все гребнечесальные машины для шерсти
имеют один выпуск и питаются лентами с катушек,
устанавливаемыми в катушечной рамке. Рассмотрим технологическую схему
гребнечесальной машины для шерсти (рис. 4.2). Питающие
цилиндры 2 подают состоящий из лент холстик на питающий
столик 24 машины на определенную длину за каждый цикл. Далее
холстик направляется в коробку питания 23, в прорези которой
входит гребень питания 3 с восемью рядами игл. Коробка питания
имеет возвратно-поступательное движение. Гребень, помимо
возвратно-поступательного движения по ходу продукта,
перемещается вертикально. После образования бородки он поднимается
вверх и освобождает холстик в коробке питания. В конце
возвратного хода коробки питания и гребня последний снова опускается
и зажимает холстик в коробке, пронизывая его своими
иглами.
142
Рис. 4.2. Технологическая схема гребнечесальной машины для шерсти:
1 — распределительные доски; 2 — питающие цилиндры; 3 — гребень питания; 4, 22 —
верхняя и нижняя губки тисков; 5 — прямой гребеиь; 6, 13 — верхняя и нижняя сабли;
7 — отделительные цилиндры; 8 — уплотняющие валы; 9 — воронка; 10 —
плющильные валы; // — таз; 12 — рукав; 14 — круглый гребень; 15 — щетка; 16, 18, 20 —
ящики; 17 — кардный валик; 19 — съемный гребень; 21 — шибер; 23 — коробка
питания; 24, 25 — питающие столики
Чаще всего остов тисков неподвижен, но при закрытии тисков
опускаются как нижняя 22, так и верхняя 4 губки тисков. При
открытии тисков нижняя губка также несколько поднимается,
чтобы дать возможность шиберу продвинуться вперед. Под
нижней губкой располагается подвижный шибер 21, который
предупреждает выход волокон из прямого гребня 5 при прочесывании
им середины или задних кончиков волокон. Шибер поддерживает
волокна бородки во время входа в нее игл гребня и перемещения
последнего к отделительным цилиндрам при чесании середины или
задних кончиков волокон. Во время чесания бородки круглым
гребнем шибер -убирается. За цикл шибер делает два движения
вперед и одно назад. Отделительный прибор выполнен в виде
отводящей каретки с отделительными цилиндрами 7, кожаным
рукавом 12 и уплотняющим валиком 8. Отводящая каретка за каждый
цикл совершает возвратно-поступательное движение к зажиму
тисков и обратно. Отделительные цилиндры вращаются
попеременно в одну и в другую сторону. Направление их вращения и
движение отводящей каретки связаны между собой.
На машине имеются верхняя-б и нижняя 13 подвижные сабли.
Верхняя сабля, установленная между прямым гребнем и
отводящей кареткой, должна обеспечить полное извлечение из бородки
длинных волокон во время переработки длинноволокнистой
143
шерсти, когда максимальный отвод волокон отделительными
цилиндрами при их вращении и движение отводящей каретки не
могут этого сделать. Верхняя сабля начинает опускаться в начале
отхода отводящей каретки от тисков, конец опускания
соответствует концу _отхода каретки. Для волокон, передние концы
которых зажаты отделительными цилиндрами, а задние находятся
в бородке, опорой со стороны тисков служит нижняя сабля,
которая находится в это время выше круглого гребня и ниже
отводящей каретки. При нижнем положении верхней сабли эти волокна
перегибаются ею, благодаря чему из холстика вытягиваются даже
самые длинные волокна.
Наиболее распространенными для шерсти являются машины
с подвижной отводящей кареткой и неподвижными тисками (Тек-
стима, Платт, Перл, ГП-485-Ш). Рабочая ширина этих
гребнечесальных машин составляет 360—485 мм. Наиболее оптимальной,
как показывает опыт, следует считать ширину 420—430 мм, при
которой тисочный механизм обеспечивает надежный зажим
бородки с развесом холста до 320 г/и, что соответствует развесу
лент 10 г/м.
Рабочие органы гребнечесальной машины должны работать
в четком взаимодействии друг с другом и выполнять все операции
в определенной последовательности. Для этого в соответствии с
технологическим процессом разрабатывается цикловая диаграмма.
Она указывает, в какой последовательности и в какие моменты
времени отдельные механизмы вступают в работу и когда эта
работа заканчивается. Продолжительность одного цикла на
гребнечесальной машине незначительна — до V3 с. На работу же
каждого механизма отводится меньшее время. От распределения
времени цикла между отдельными операциями зависит
производительность и работоспособность машины. При распределении
времени цикла между операциями учитываются следующие факторы:
технологические требования к скоростям и ускорениям процесса,
продолжительность работы механизмов машины, динамические
нагрузки, возникающие при работе механизмов машины,
возникающие упругие деформации, которые могут нарушить движение
рабочих органов машины, продолжительность срабатывания
механизмов с упругими звеньями, степень точности изготовления
деталей и механизмов и т. д. Желательно выполнять операции с
перекрытием по времени, чтобы отвести больше времени на
выполнение каждой операции.
В гребнечесальных машинах для хлопка за цикл работы
(один оборот гребенного барабанчика) выполняются следующие
операции:
1) подача холстика раскатными валами к питающим
цилиндрам;
2) подача холстика питающими цилиндрами в тисочный
зажим;
3) зажим бородки губками тисков;
144
4) прочесывание переднего конца бородки иглами гребенного
барабанчика;
5) подача отделительными цилиндрами ранее прочесанной
порции волокон обратно в машину;
6) наложение переднего конца бородки на ранее прочесанную
порцию волокон и вывод новой порции из машины
отделительными цилиндрами;
7) прочесывание заднего конца бородки верхним гребнем;
8) отделение вновь сформированной порции волокон,
формирование новой бородки;
9) формирование прочеса в ленту и сложение;
10) вытяжка ленты до требуемой толщины;
11) укладка ленты в таз.
Для выполнения этих операций на машине имеются механизм
привода раскатных валов, механизм питания, тисочный механизм,
гребенной барабанчик, отделительный прибор, механизм
верхнего гребня, вытяжной прибор и лентоукладчик. На валу
гребенных барабанчиков устанавливают цикловой диск, на котором
нанесены 20, 40 или 80 делений; по ним на основании цикловой
диаграммы производят наладку отдельных рабочих органов машины.
Каждому положению деления диска против неподвижного
указателя должно соответствовать определенное положение рабочих
органов машины по циклограмме. Обычно принято циклограммы
гребнечесальных машин строить в прямоугольных координатах
(по горизонтальной оси откладывают деления индикаторного
диска, соответствующие определенным углам поворота вала
гребенных барабанчиков).
Рассмотрим цикловую диаграмму гребнечесальной машины для
хлопка «Текстима 1531» (табл. 4.1). Цикловой индикаторный диск
машины имеет сорок делений. За основу построения цикловой
диаграммы берется период чесания бородки гребенным
барабанчиком, который начинается при делении 8,1 после закрытия
тисков и продолжается до деления 13,1 при движении тисков назад.
Период чесания гребенным барабанчиком составляет 12,5%
времени'цикла. Для определения центрального угла гребенного
барабанчика, на котором располагаются гребенные планки с иглами,
воспользуемся формулой
a = 2a(z—l)/d, (4.1)
где а — расстояние между рядами гребней по остриям игл; г — число рядов
гребней, необходимых для вычесывания из бородки сорных примесей и
коротких волокон; d — диаметр гребенного барабанчика по концам игл, определяемый
по конструктивным и технологическим условиям.
Тогда длина участка чесания барабанчиком на циклограмме
I = (а + р) k, (4.2)
где р — дополнительный угол поворота гребенного барабанчика, необходимый
для прочесывания бородки последним рядом гребней; k — масштаб диаграммы
(длина отрезка, соответствующая 1 рад).
145
4.1. Цикловая диаграмма гребнечесальной машины для хлопка
Начиная с 40-го деления, тиски перемещаются назад в машину.
Во время чесания бородки они идут навстречу иглам гребенного
барабанчика, постепенно снижая скорость, и устанавливаются
в заднем положении при делении 17. Поэтому чесание бородки
задними тонкими, плотно набранными иглами происходит при
меньшей скорости. Переменная скорость чесания иглами
барабанчика определяется из выражения
учес = ^бар + Щ, (4.3)
где ибар — скорость игл барабанчика; vT — скорость тисков.
Тиски двигаются вперед, начиная с 17-го деления, и
раскрываются от 22-го до 33,8 деления. Продолжая перемещаться вперед
до 40-го деления, тиски с деления 33,8 начинают закрываться и
к моменту чесания бородки гребенным барабанчиком
(деление 8) зажимают бородку и остаются закрытыми по 22-го
деления.
Питающие цилиндры подают холстик вперед с 31,5 до 40-го
деления циклового диска. Верхний гребень перемещается вперед
от 20-го до 40-го деления, назад — от 40-го до 20-го деления.
Задний отделительный валик перекатывается по отделительному
цилиндру синхронно с верхним гребнем. Отделительные цилиндры
начинают вращаться в направлении подачи продукта в машину от
14-го деления, подавая ранее отделенные в прочес волокна назад
для спайки с новой порцией волокон. С 26-го деления циклового
диска цилиндры вращаются вперед, выводя прочес из машины.
Отделение волокон и чесание верхним гребнем начинается в момент
попадания бородки в отделительный зажим от 30-го деления и
заканчивается на 2-м делении.
146
4.2. Цикловая диаграмма гребнечесальной машины для шерсти
Название
механизмов
Углы поворота индикаторного диска
60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360
т
В табл. 4.2 приведена экспериментальная цикловая диаграмма
гребнечесальной машины фирмы Текстима для шерсти. В строке,
относящейся к тискам, верхняя линия относится к верхней губке,
нижняя — к нижней губке.
Производительность гребнечесальной машины при одном и
том же числе выпусков зависит от следующих основных факторов:
линейного питания, толщины питающих холстиков и скорости
машины. С увеличением длины питания качество прочеса
ухудшается при одновременном увеличении процента очесов. При
увеличении длины питания уменьшается отношение длины
прочесываемого участка бородки к длине питания и кратность чесания и
возрастает вероятность удаления в очески волокон средней длины,
задние концы которых выходят из тисочного зажима. Последнее
нарушает четкость рассортировки волокон по длинам между
прочесом и оческами. На современных гребнечесальных машинах для
хлопка длина питания не превышает 6,5—7,5 мм за цикл. С
увеличением толщины холстика ухудшается качество прочеса и
повышается неровнота гребенной ленты. Наиболее тяжелые холстики
на современных высокоскоростных гребнечесальных машинах для
хлопка имеют толщину 75—10 ктекс. На машине «Текстима 1531»
можно перерабатывать холстики толщиной до 55 ктекс с
выделением до 25% гребенного очеса. Опыт показывает, что
качество прочеса не ухудшается при повышении скорости
машины, поэтому увеличение производительности
гребнечесальных машин часто достигается путем увеличения их
скорости.
147
Производительность гребнечесальной машины (кг/ч)
п 1аг-ШТ 1000 -р , ....
~~ 10е 100 ' { '
где 1а — длина питания, мм; г — число выпусков на машине; п — число циклов
в минуту; Т — толщина питающего холстика, ктекс; р — процент оческов; k —.
коэффициент полезного времени машины.
4.2. КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ МЕХАНИЗМОВ
ПРИВОДА И ПИТАНИЯ
Все механизмы периодического действия машины приводятся
от распределительного вала. В приводе гребнечесальных машин
главным является гребенной вал. Он должен обладать
достаточной жесткостью, чтобы его упругие деформации не вызывали
нарушений цикловой диаграммы. Особенно это относится к
гребнечесальным машинам для хлопка с многоопорным гребенным валом.
Гребенной вал следует рассчитывать на прочность и жесткость под
действием изгибающих и крутящих моментов при статических и
переменных напряжениях с учетом приведенных к нему сил
инерции и их моментов от механизмов машины. Часто
распределительный вал совмещают с валом гребенных барабанчиков. Один оборот
распределительного вала соответствует одному циклу машины.
Для уменьшения времени чесания бородки гребенным
барабанчиком и увеличения времени работы отделительного прибора
в машинах старых конструкций распределительный вал имел
переменную скорость (за счет введения в передачу к
распределительному валу эллиптических или круглых эксцентрично посаженных
на вал зубчатых колес). При переменной скорости гребенного
барабанчика чесание бородки более толстыми иглами начинается
с меньшей скоростью. Однако неравномерность вращения
гребенного вала вызывает появление дополнительного динамического
момента, поэтому конструкторы современных гребнечесальных
машин отказались от переменной скорости гребенного вала. Даже
при отсутствии в передаче от главного вала к гребенному круглых
эксцентрично посаженных или эллиптических колес вращение
гребенного вала будет неравномерным вследствие изменения
кинетической энергии машины, что следует учитывать при
проектировании машин.
Рассмотрим механизм привода вала гребенных барабанчиков
гребнечесальной машины для хлопка «Текстима 1531» (рис. 4.3).
Для более интенсивной очистки барабанчиков уменьшают частоту
их вращения, оставляя прежней скорость щетки.
Для сообщения барабанчикам пониженной скорости
применяют планетарный привод. Движение от электродвигателя через
клиноременную передачу сообщается главному валу / машины,
на котором закреплено зубчатое колесо 13, сцепленное с
колесами 3 я 3' сателлитов. Сателлиты находятся в зацеплении с не-
148
Рис. 4.3. Механизм привода
вала гребенных барабанчиков
гребнечесальной машины
«.Текстима 1531»
подвижным колесом 2.
Колеса 4 и 4' сателлитов
находятся в зацеплении
с центральным колесом 5,
на ступице которого
закреплено колесо 6. На
гребенном валу 10
свободно посажены два
колеса 7 и 9, которые имеют на своих боковых поверхностях кулачки.
Двусторонняя кулачковая муфта 8, перемещаясь на шпонке вдоль
вала 10, может входить в зацепление с одним из колес 7 или 9.
Промежуточный вал 12, являясь водилом планетарного механизма,
имеет на конце жестко сидящее колесо //, которое входит в
зацепление с колесом 9. В зависимости от того, с каким колесом
сцеплена кулачковая муфта 8 (с 9 или 7), вал гребенных барабанчиков
и все рабочие органы машины, за исключением щеток и
вентилятора, будут иметь рабочую или пониженную скорость
соответственно.
Определим частоту вращения колес 9 и 7, соответствующую
рабочему режиму и режиму очистки барабанчиков. При рабочем
режиме, когда муфта 8 соединена с колесом 9, функционирует
планетарная передача с зубчатыми колесами 13, 3, 2. Используя
формулу Виллиса, определим частоту вращения водила 2:
(4.5)
(4.6)
где п2 — частота вращения колеса 2 (в рассматриваемом случае я2 = 0, так как
колесо 2 неподвижно); nt — частота вращения главного вала; i —
передаточное число планетарного механизма, i = —г13/га; г13, г2 — числа зубьев
соответствующих колес.
Так как числа зубьев колес 11 я 9 равны (по 56 зубьев), частота
вращения гребенных барабанчиков при рабочем режиме
пб = пв = пхг13/(г13 + гг). (4.7)
При работе в режиме интенсивной очистки гарнитуры
гребенных барабанчиков, когда муфта 8 соединена с колесом 7,
используется планетарная передача с колесами 13, 3, 2, 4, 5. Применяя
формулу Виллиса, получим частоту вращения колеса 5:
или
я = (/Ц — Пх0/( 1 — 0.
"в = "As/fas + га)>
Пг. = ПЛ,
'h
«IS
+ г.
■0-М.
(4.8)
где it — передаточное число планетарного механизма; t'i :
zw
149
Так как числа зубьев колес 6 я 7 равны (по 56 зубьев), частота
вращения гребенных барабанчиков при их медленном вращении
(режим интенсивной очистки) равна частоте вращения колеса 5,
т. е. п6 = пъ.
Так, при пх = 540 об/мни, z13 = 24, z3 = 20, z2 = 64, z4 — 19,
z5 = 63, z6 = z7 = zxl = z9 ----- 56 частота вращения (об/мин)
гребенных барабанчиков при рабочем режиме
Пх
Z13
= 540
24
24 + 64
147;
в режиме интенсивной очистки
24 19
И,<
540
20 63
-: 540
24
24-f 64
+
24
20
19
63
^
Каждый выпуск гребнечесальной машины питается отдельным
холстиком шириной 225—270 мм, устанавливаемым на двух хол-
стовых валиках. Последние подают слой волокна в зажим
питающих цилиндров. Во избежание поломки игл гребенного
барабанчика при выработке холстика в механизме предусмотрен
автоматический останов машины.
Холстовые валики могут иметь как периодическое, так и
непрерывное вращательное движение. Для быстроходных машин
следует применять непрерывное движение, что улучшает динамику
работы механизмов.
На рис. 4.4 изображена схема привода холстовых валиков при
непрерывной раскатке холстика. Холстовые валики 1 и Г через
систему зубчатых колес гг~ ze получают движение от вала /
гребенных барабанчиков. Колесо zCM является сменным. Чтобы не на-
_J
п
2
ш
П;
|€\ЛМЛЛО
Рис. 4.4. Схема механизма привода холстовых валиков гребнечесальной машины
при непрерывной раскатке холстика
Рис. 4.5. Схема механизма привода питающих цилиндров гребнечесальной машины
150
рушалось зацепление при смене колеса znM, колесо z4
устанавливают на гитаре 2. Длина питания, которая составляет 5—8 мм
для хлопка и 6—10 мм для шерсти, влияет на производительность
машины. Чем она больше, тем выше производительность машины.
Однако при этом ухудшается качество прочеса. Число зубьев
сменного колеса
где dx — диаметр холстового валика.
Дальнейшее транспортирование холстика к тискам
осуществляют питающие цилиндры, которые устанавливают на нижней
губке тисков. Они должны обеспечивать надежный зажим
холстика и подачу его в зону чесания. Каждый выпуск машины имеет
свой питающий цилиндр.
Рассмотрим устройство и работу механизма привода
питающих цилиндров гребнечесальной машины «Текстима 1531»
(рис. 4.5). Питающий механизм состоит из двух цилиндров:
нижнего 1 диаметром 16 мм (помещен в выемке нижней губки
тисков) и верхнего 2 диаметром 20 мм (прижат к нижнему цилиндру
с помощью пружинной системы нагрузки). На конце верхнего
питающего цилиндра закреплен храповик 3, с которым
соприкасается собачка 4, шарнирно связанная с рычагом 6. Собачка
прижимается к храповику пружиной 5. Пружина 8 прижимает
рычаг 6 к неподвижному упору 7. Винт 9 служит для
регулирования положения собачки 4. При заправке конца холстика
питающие цилиндры поворачивают вручную с помощью рычага 10.
В тисочный зажим холстик подается при движении тисков вперед.
Длина питания на машине «Текстима 1531» составляет 5,4; 5,9 и
6,5 мм. Для ее изменения используют сменные храповики с
числами зубьев 10, 11 и 12.
Длина питания за цикл
£х £х £х
где d — диаметр верхнего питающего цилиндра; гх — число зубьев храповика.
Питающие цилиндры на машине «Текстима 1531» вращаются
от 31,5 по 40-е деление циклового диска, холстовые же валики
вращаются в течение всего цикла.
При переработке длинного волокна, например шерсти,
питающие цилиндры необходимо располагать дальше от зажима тисков,
чтобы при отделении не захватывались волокна, задние концы
которых находятся в питающем зажиме. Чтобы обеспечить
продвижение бородки холстика, не нарушая ее распрямленности,
между питающими цилиндрами и губками тисков помещают
дополнительные рабочие органы (коробку питания и гребень
питания). Гребень питания, имеющий обычно восемь рядов игл, входит
в прорези коробки питания, совершающей возвратно-поступа-
151
тельное движение. Гребень питания, помимо
возвратно-поступательного движения по ходу продукта, перемещается вертикально,
зажимая или освобождая холстик в коробке питания. Коробка
питания и гребень питания приводятся в движение от
эксцентрикового вала машины.
4.3. КОНСТРУКЦИЯ ГРЕБЕННЫХ БАРАБАНЧИКОВ
Каждый выпуск машины имеет гребенной барабанчик, который
служит для вычесывания коротких волокон и сорных примесей,
а также параллелизации и распрямления волокон. Конструкция
гребенного барабанчика гребнечесальной машины «Текстима 1281»
показана на рис. 4.6. Корпус барабанчика 1 крепится на
гребенном валу 2 болтами 3. Гребенной сегмент состоит из 14 гребенных
планок 8, прилегающих одна к другой и соединенных между собой
винтами 7. Первая планка прикреплена винтами к упору 9, к ней
прикреплена вторая, к второй — третья и так до последней планки.
Последняя планка соединена винтами 6 с упором 5. Собранный
гребенной сегмент установлен на корпусе барабанчика упорами и
закреплен винтами 10 и 4.
Гребни представляют собой тонкие металлические планки с
напаянными на них иглами. Первые гребни сегмента имеют
толстые и редко посаженные иглы, затем идут гребни с более тонкими
152
Рис. 4.6. Гребенной барабанчик гребнечесальной машины
и чаще расположенными иглами. При сборке сегмента каждую
планку можно регулировать по высоте, располагая концы игл
строго по дуге окружности. Для различных условий гребнечеса-
ния применяют различные наборы игл барабанчика.
Наборы сегментов для полугребенного и обычного гребнечеса-
ния отличаются лишь характеристиками трех последних гребней,
набор для высококачественного гребнечесания отличается
характеристиками четырех последних гребней.
Диаметр гребенных барабанчиков зависит от числа гребенных
планок. Наиболее распространенным является диаметр 152 мм.
Число планок колеблется от 14 до 21.
Интенсивность и качество прочесывания зависят от числа
гребенных планок, частоты посадки игл в них, номера игл (их
толщины), угла наклона посадки игл, длины выступающей рабочей
части игл и быстроты погружения бородки в пространство между
иглами. Как показывает опыт, увеличение числа гребенных
планок свыше 17 не приводит к значительному улучшению качества
прочеса. Первые ряды игл имеют меньшую плотность и большую
толщину, чем последние. Рабочая длина игл изменяется от 4—
6 мм для передних игл до 1,6—3,0 мм для задних игл.
Иглы наклонены в сторону вращения под ■ углом 40—45°.
Иногда для лучшего погружения бородки передние иглы имеют
больший наклон (до 60°) по отношению к радиусу барабанчика.
На машинах для шерсти, где перерабатываются более тяжелые
холстики, иглы выступают на большую величину. Первые иглы
имеют длину 7—8 мм, последние 4,5—5 мм. Рабочую длину игл
последних рядов увеличивают, чтобы повысить их жесткость. При
чесании бородки гребенным барабанчиком (круглым гребнем —
так принято называть гребенной барабанчик гребнечесальных
машин для шерсти) необходимо избегать выдергивания волокон под
действием довольно значительных усилий чесания. Так, при
чесании круглым гребнем шерстяной бородки, при толщине холстика
256 ктекс и ширине 485 мм усилие чесания достигает 88,2 Н (9 кгс),
а при толщине холстика 385 ктекс — 123,5 Н (12, 6 кгс).
4.4. МЕХАНИЗМЫ ПРИВОДА ТИСКОВ, ВЕРХНЕГО
ГРЕБНЯ, ОТДЕЛИТЕЛЬНОГО ПРИБОРА
ГРЕБНЕЧЕСАЛЬНЫХ МАШИН ДЛЯ ХЛОПКА
Механизм привода тисков должен обеспечить надежный зажим
волокнистой бородки во время чесания гребенным барабанчиком
и освобождение ее перед отделением. В механизме привода тисков
устанавливают и питающее устройство.
В машинах различных конструкций применяют как
неподвижные, так и подвижные тиски. На рис. 4.7 представлена
кинематическая схема механизма привода тисков гребнечесальной машины
Г-4 с неподвижными тисками. Тисочный вал 5 получает движение
от кулачкового механизма, состоящего из кулачка 1, контрку-
153
лачка 2 и двуплечего рычага 7, жестко закрепленного на
тисочном валу 5. Верхняя губка 4 представляет собой кинематически
одно целое с рычагом 7, совершающим колебательное движение
вместе с валом 5. Для создания определенной силы зажима
бородки нижняя губка 3, сидящая свободно на тисочном валу,
подпружинена. Для ограничения движения нижней губки вверх при
открытых тисках служит упор 6.
Одним из недостатков механизма привода тисков
рассматриваемого типа является возможность повреждения игл гребенного
барабанчика при прохождении утолщенного слоя холстика.
Нижняя губка отклоняется вниз на значительную величину, что
приводит к задеванию ее за иглы барабанчика. Регулирование силы
зажатия волокон в тисках, зависящей от толщины холстика,
производится с помощью пружины нижней губки.
Для плотного зажима волокон холстика рабочие профили
губок делают фигурными (рис. 4.8). Зажим бородки должен быть
равномерным по всему выпуску. Состояние поверхностей губок
проверяется папиросной бумагой. Три полоски бумаги должны
быть зажаты при сомкнутых тисках (полоски располагают по
краям и в середине). Губки изготовляют из стали 15Х и 35.
Волокна вследствие упругости ориентируются при открытых
тисках вдоль нижней губки. Во время замыкания верхней и нижней
губок тисков бородка должна отклоняться по направлению
к центру гребенного барабанчика, чтобы расстояние от выступа
верхней губки до места пронизывания бородки иглами гребенного
барабанчика было наименьшим. Зазор между остриями игл
барабанчика и верхней губкой тисков устанавливается по шаблону и
составляет 0,5—1 мм. При увеличении зазора интенсивность
нанизывания бородки на иглы барабанчика понижается. Изменение
зазора на 0,1—0,2 мм уже существенно сказывается на качестве
прочеса и проценте оческов, поэтому желательно его во время
чесания оставлять
неизменным.
Большое влияние на
величину непрочесанного
участка бородки (мертвое
Рис. 4.7. Кинематическая схема механизма привода тисков гребнечесальной
машины Г-4
Рис. 4.8. Губки тисков
154
пространство) оказывают конфигурация и размеры губок
тисков. Для правильного чесания бородки иглами и уменьшения
мертвого пространства необходимо зажать ее не только по линии
контакта губок, но и в зазоре между губками тисков.
Необходимый зазор можно определить по формуле
b = 77(1000/p), (4.11)
где Т — толщина холстика, ктекс; / —ширина холстика,-м; р — плотность
холстика в зазоре, обеспечивающая достаточные силы трения между волокнами,
кг/м3.
Опыт показывает, что при переработке хлопка необходимо
обеспечить р = 400 кг/м3; увеличение плотности в зазоре свыше
этого значения может привести к перебиванию волокон при
замыкании губок тисков. Усилие в губках тисков на машине Г-4
составляет около 196,2 Н (20 кгс); даже при таком усилии
небольшое количество длинных волокон все же выдергивается из тисков
и попадает в очески.
Кулачковый механизм рассмотренного типа на современных
высокоскоростных гребнечесальных машинах применяется редко.
При проектировании подобных механизмов необходимо уделять
большое внимание согласованности профилей кулачка и
контркулачка, с тем чтобы между роликами и поверхностями кулачков
зазоры или натяги были минимальными. При износе поверхностей
кулачков возникают дополнительные зазоры, которые приводят
к появлению ударных нагрузок. У кулачковых механизмов с
силовым замыканием при износе кулачка зазоров между его
поверхностью и роликом не образуется. Однако наличие пружин
способствует увеличению давления роликов на кулачки, что вызывает
большие контактные напряжения, ускоренный износ поверхности
кулачков и, следовательно, искажение запроектированных
законов движения. Чаще на гребнечесальных машинах для привода
малонагруженных рабочих органов применяют пазовые кулачки.
Основным недостатком всех кулачковых механизмов является
невозможность значительного увеличения скорости движения
из-за появления при малейшем износе ударных нагрузок. За
последнее время скорость гребнечесальных машин возросла более
чем в 2 раза. Это повышение скорости стало возможным прежде
всего благодаря замене кулачковых механизмов в приводе
основных рабочих органов рычажными механизмами, повышению
класса точности изготовления сопряжений деталей, применению
материалов из легких сплавов и т. п.
На современных высокоскоростных гребнечесальных машинах
Для хлопка в качестве привода тисков в основном применяют
многозвенные рычажные механизмы. Обычно движение при
помощи кулисного или шарнирного четырехзвенного механизма
сначала передается тисочному валу, а затем тискам. По
конструкции различают тиски опорного, опорно-подвеснога и подвесного
ТИПОВ. : ,
155
Рис. 4.9. Кинематическая схема механизма привода тисков гребнечесальной
машины фирмы:
а — Текстима; б — Сеичури
На рис. 4.9, а изображена кинематическая схема механизма
привода тисков подвесного типа, установленного на машине фирмы
Текстима модели 1531. Нижняя губка тисков 1, прикрепленная
к тисочной раме 5, получает движение от вала нижней губки D
посредством четырехзвенного рычажного механизма DAXBJ)X. Вал
нижней губки приводится в движение от вала гребенных барабан-
156
чиков Ох с помощью кривошип но-кулис но го механизма OxABCD.
Верхняя тисочная губка 2 прикреплена к двум рычагам 6, шар-
нирно связанным в точке Вх с нижней губкой тисков. Необходимое
усилие зажима тисков обеспечивается винтовыми пружинами 4,
посаженными на штоках 3.
Верхняя губка тисков приводится от вала верхней губки
тисков С4 при помощи шестизвенного рычажного механизма
CiA3B^C3AiBiB1, который приводится в движение от
промежуточного вала О посредством четырехзвенного рычажного механизма
ОАгВ2С4. Отличительной особенностью механизма привода
тисков гребнечесальной машины «Текстима 1531» являются
неподвижная верхняя подвеска Dx нижней губки тисков и отдельный
привод верхней губки тисков. Отдельный привод верхней губки
тисков обеспечивает плавное замыкание губок, что способствует
уменьшению вибрации при высокой скорости машины и дает
возможность регулировать время открытия и закрытия тисков.
Верхняя губка имеет сложное движение, которое складывается из
относительного движения вокруг точки Вх нижней губки и
переносного движения вместе с нижней губкой. Причем когда губки не
закрыты, верхняя губка описывает траекторию, отличную от
траектории нижней губки. При закрытых тисках траектории
верхней и нижней губок совпадают [30 ].
На рис; 4.9, б представлена кинематическая схема механизма
привода тисков подвесного типа машины «Сенчури 720»,
имеющего ряд отличительных особенностей. Нижняя губка / тисков
получает движение от тисочного вала D при помощи
четырехзвенного рычажного механизма DA1B1D2. Тисочный вал, в свою
очередь, приводится от вала О гребенных барабанчиков при помощи
шестизвенного рычажного механизма OABCDCxDv Нижняя
губка / тисков качается относительно оси D2 подвески, которая
может перемещаться концентрично валу О гребенных
барабанчиков при изменении разводки между нижней губкой тисков и
задним отделительным цилиндром. Это позволяет сохранять
постоянной разводку между иглами гребенного барабанчика и тисочным
зажимом во время изменения разводки в зоне отделения.
Движение верхней губки 2 тисков сообщается непосредственно от
качания нижней губки. Нагрузку на верхнюю губку создает
пружина 7. Положение оси D2, а также переднее положение нижней
губки тисков устанавливают по шаблонам.
Большое влияние на процесс чесания оказывает разводка
между тисками и иглами гребенного барабанчика. На машинах
с неподвижными тисками разводка в процессе чесания остается
постоянной, и бородка прочесывается всеми гребнями по всей ее
длине. При подвижных тисках разводка в процессе чесания
изменяется, и характер этого изменения зависит от траектории
тисочного зажима в.о время чесания иглами барабанчика. Если
нижняя губка является коромыслом многозвенника (механизмы
опорной и подвесной конструкций), то тисочный зажим движется по
157
дуге окружности. Если нижняя губка связана жестко с шатуном
(тиски опорно-подвесной конструкции), то тисочный зажим
движется по шатунной кривой. Для тисков подвесного типа (см.
рис. 4.9) тисочный зажим перемещается по дуге окружности,
кривизна которой направлена в сторону, противоположную кривизне
окружности кончиков игл гребенного барабанчика. В этом случае
зазор между тисками и иглами гребенного барабанчика изменяется
в больших пределах. На характер его изменения влияет также
скорость тисков при чесании бородки: при небольшой скорости
чесания разводка изменяется незначительно.
На современных высокоскоростных гребнечесальных машинах
для хлопка вследствие повышения скорости значительно
сократилось время одного цикла. При увеличении скорости тисков
возрастают аэродинамические сопротивления во время подачи бородки
на спайку, что ухудшает качество прочеса. Поэтому в течение
одного цикла необходимо увеличивать время на процесс спайки. Это
может быть достигнуто, во-первых, за счет уменьшения времени
чесания гребенным барабанчиком (за счет уменьшения числа
рядов игл) и, во-вторых, за счет сдвига процесса чесания гребенным
барабанчиком к началу цикла — крайнему переднему положению
тисков. Поэтому тиски должны перемещаться вперед более
медленно, чем назад.
Механизм привода тисков характеризуется коэффициентом
неравномерности колебаний
k = ах/а2,
гдео^ и а2 — углы поворота вала гребенных барабанчиков при движении тисков
вперед и назад соответственно.
Чем больше k, тем медленнее тиски подходят к
отделительному прибору и тем больше длина порции, а при увеличении длины
порции повышается прочность ленты и облегчается работа
отделительного прибора. Однако при возрастании коэффициента
неравномерности колебаний тисков возрастают инерционные
нагрузки, действующие на тиски.
С точки зрения динамического анализа механизмов привода
тисков существенное значение имеет вид привода механизма
верхнего гребня. Исходя из этого, механизмы привода тисков вместе
с механизмами верхних гребней можно разделить на две группы:
механизмы привода тисков с верхними гребнями, получающими
движение от звеньев самого механизма, и механизмы привода
тисков, имеющие самостоятельный привод верхних гребней.
На рис. 4.10, а представлена кинематическая схема механизма
привода верхнего гребня машины фирмы Сенчури, получающего
движение от тисочного вала D через четырехзвенный рычажный
механизм DAxBtDx. Верхний гребень машины «Текстима 1531»,
кинематическая схема привода которого изображена на
рис. 4.10, б, имеет самостоятельный привод. Верхние гребни 1
приводятся в движение от эксцентриков, закрепленных на валу
158
Рис. 4.10. Кинематическая схема механизма привода верхнего гребня
гребнечесальной машины фирмы:
а — Сенчури; б — Текстима
верхнего гребня С, движение которому передается от
промежуточного вала при помощи четырехзвенного рычажного механизма
ОАВС. При повороте эксцентрика СА3 по часовой стрелке
верхний гребень / перемещается к отделительному цилиндру 2 и,
одновременно опускаясь, погружается в бородку холстика,
осуществляя прочесывание задних кончиков волокон отделяемой
порции. При обратном вращении эксцентрика верхний гребень
отходит от отделительного цилиндра и одновременно поднимается.
Нижние губки тисков на всех машинах приводятся от
тисочного' вала. При проектировании механизма привода тисков
необходимо обеспечить прежде всего постоянство разводки между
нижней губкой тисков и иглами гребенного барабанчика во время
чесания бородки. С другой стороны, при перемещении тисков
в крайнее переднее положение необходимо подавать прочесанную
гребенным барабанчиком бородку несколько вверх для того,
159
Рис. 4.11. Кинематическая
схема механизма
перекатывания заднего отделительного
цилиндра гребнечесальной
машины «Текстима 1531*:
1, 2 — отделительные
цилиндры; /', 2' — передний и задний
отделительные валики; 3 —
фигурный рычаг; 4,5 — тяги
чтобы обеспечить
нанизывание бородки на
иглы верхнего гребня
и ее подачу на спайку
в отделительный зажим.
Последние
исследования показали, что
изменение разводки
между нижней губкой
тисков и иглами гребенного
барабанчика во время
чесания бородки,
зажатой в тисках, в
довольно значительных
пределах не оказывает существенного влияния на процесс
отделения волокон. Кроме того, из-за небольших перемещений
тисков не удается эффективно нанизывать прочесанную гребенным
барабанчиком бородку на иглы верхнего гребня, поэтому на
отдельных гребнечесальных машинах применяют дополнительные
устройства (подвижное крепление нижней губки на плите тисков
машины фирмы Уайтин), механизмы, обеспечивающие активное
внедрение верхнего гребня в бородку за счет соответствующей
траектории его движения (отдельный привод верхнего гребня
машины «Текстима 1531») или перекатывание заднего
отделительного валика по цилиндру (на машине «Текстима 1531», рис. 4.11).
Во всех конструкциях машин верхняя губка совершает
вращательное движение относительно нижней губки. Движение
верхней губке тисков может передаваться или только от нижней губки
тисков (машины фирм Сенчури, Уайтин), или от нижней губки и
дополнительного привода (машина фирмы Текстима), что
обеспечивает плавное замыкание губок. От работы верхнего гребня во
многом зависит качество получаемой гребенной ленты. При
проектировании механизма привода верхнего гребня следует
обеспечить быстрое и эффективное внедрение игл верхнего гребня в
бородку. Это достигается в основном путем применения отдельного
привода верхнего гребня (машина «Текстима 1531»).
Отделительный прибор служит для отделения прочесанных
волокон и формирования ленты. В зависимости от конструкции
машины отделительный прибор выполняется подвижным и неподвиж-
160
ным. Рассмотрим кинематическую схему механизма привода
подвижного отделительного прибора, установленного на машине Г-4
(рис. 4.12). Механизм состоит из отделительных цилиндров и
валиков, кулачкового механизма с качающимся толкателем и
шарнирного четырехзвенника с зубчатым сектором. Опоры
отделительных цилиндров 10 и 11 и нажимных валиков 7 и 8 с эластичным
покрытием расположены в подвижных подвесках 9. Осью
колебания подвесок является шарнир 04. Подвески 9 шарнирами 03
соединены с шатунами 6, которые шарнирно соединены с
рычагами 4, установленными на нижнем валу Ov Колебательное
движение вала Oj кривошипов осуществляется кулачковым
механизмом, состоящим из кулачка 1 и контр кулачка 2, установленных
на распределительном валу О, и двух рычагов 3 и 5,
размещенных в головке машины. Колебательное движение
отделительного прибора обеспечивает подход цилиндров к тискам для
захвата волокон и отвода их от тисков.
На рис. 4.13 приведена экспериментальная зависимость
перемещения отделительного прибора от угла поворота кулачка (по
оси абсцисс отложены деления циклового диска). Отделительный
прибор с деления 6 по деление 16 имеет выстой. В это время
происходит чесание бородки иглами гребенного барабанчика. После
деления 16 прибор начинает двигаться по направлению к тискам.
Сначала (до деления 35) прибор перемещается быстро, затем
несколько медленнее. При делении 62 отделительный прибор
начинает перемещаться в обратном направлении, выводя отделенную
порцию волокон из машины. Движение прибора в обратном
направлении заканчивается при делении 6.
Для подачи ранее прочесанной порции волокон на спайку
с вновь прочесанной порцией и вывода из машины вновь
сформированной порции волокон
цилиндры, кроме колебательного
движения, имеют реверсивное
вращательное движение вокруг своих
осей. На рис. 4.14 представлена
кинематическая схема привода
отделительных цилиндров
машины Г-4. Вращательное движение
1,нм ^^
ь_
/
в 10 20 30 *0 SO SO 70 Z
Рис. 4.12. Кинематическая схема механизма привода отделительного прибора
гребнечесальной машины Г-4
Рис. 4.13. Экспериментальная кривая перемещений отделительного прибора
О П/р А. И. Макарова 161
Рис. 4.14. Кинематическая схема механизма привода отделительных цилиндров
гребнечесальной машины Г-4
отделительные цилиндры получают от распределительного вала А
через зубчатое колесо z'it на котором эксцентрично установлен
палец. Колесо z\ является кривошипом АВ, шарнирно соединенным
с шатуном ВС. Шатун соединен с коромыслом CD зубчатого
сектора 2Х. Последний сцеплен с колесом 22, сидящим на валу ведущей
полумуфты Мх. Ведомая полумуфта М%, на валу которой насажено
колесо 281 через систему зубчатых колес 24, 26, гв приводит во
вращение отделительные цилиндры /.
Применение в приводе отделительных цилиндров кулачковой
муфты вызывает ударные нагрузки и не дает возможность
увеличить скорость машины. На современных гребнечесальных машинах
для хлопка используют неподвижный отделительный прибор с
приводом отделительных цилиндров от дифференциального
механизма.
На гребнечесальной машине «Текстима 1531» для сообщения
отделительным цилиндрам сложного реверсивного движения
применен дифференциальный механизм (рис. 4.15), который
складывает два движения: постоянное вращательное от главного вала /
через систему зубчатых колес 22, z3, z4> z6, 26 и переменное от водила
дифференциала /, являющегося коромыслом шестизвенного
рычажного механизма OABCAxBxCx (рис. 4.16). Постоянное
вращение от главного вала соответствует вращению отделительных
цилиндров при выводе ими волокон из машины. Дополнительное,
переменное по величине и направлению движение отделительные
цилиндры получают за счет перекатывания сателлитов 28 по
внутренним зубьям шестерни г7 в результате поворота водила
дифференциала / (см. рис. 4.15) на валу // дифференциала. Водило
дифференциала получает движение от шестизвенного рычажного
механизма. В зависимости от направления дополнительного
движения отделительные цилиндры 7/7 и IV выводят с повышенной
скоростью прочес из машины или вращаются в обратную сторону,
подавая ранее отделенные волокна в машину на спайку.
162
J
nJ
-E
Is
-=—*
E
л_
IT
UJTt
tLl
Рис. 4J7. Кинематическая
схема механизма привода
отделительных цилиндров
гребнечесальной машины фирмы Сенчури
1
Закон движения
волокон в отделительном при-
~~Sr боре может быть выражен
уравнением
/ = aj'jd/2 —фв X
Х(1-УШ, (4.12)
■-if± I где а — угол поворота вала
j | z, гребенных барабанчиков, рад;
j'i — передаточное число от вала
zs гребенных барабанчиков к
отделительным цилиндрам ((! =
= 0,372); d — диаметр отделительных цилиндров; <рв — угол поворота водила
дифференциала, рад; (д — передаточное число дифференциала или
передаточное число между ведущим колесом г7 и ведомым солнечным колесом г8
дифференциала при остановленном водиле ((д = —г7/г8 = —3); i —
передаточное число от ведомого солнечного колеса гв к отделительным цилиндрам
((= 1,21).
Первый член выражения (4.12) представляет собой полезную
подачу волокна отделительными цилиндрами за цикл; на машине
«Текстима 1531» она составляет 29,2 мм. Угловая скорость
отделительных цилиндров
со0- ц = со*! — сов (1 — *д) i = 0,372и — 4,84сов, (4.13)
где ш — угловая скорость кривошипа О А; шв — угловая скорость водила
дифференциала.
Для привода отделительных цилиндров машины фирмы
Сенчури используют механизм, кинематическая схема которого
представлена на рис. 4.17. Постоянное вращение отделительные
цилиндры 4 получают в результате вращения водила
дифференциала 1, которое вместе с валом гребенных барабанчиков
представляет одно целое, причем переменная составляющая окружной
скорости обусловлена вращением сателлита 2 вокруг собственной
оси от кулачкового механизма, пазовый кулачок 3 которого жестко
посажен на валу гребенных барабанчиков. Движение цилиндрам
сообщается колесом г'2 через двухступенчатую зубчатую передачу.
4.5. МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ
ГРЕБНЕЧЕСАЛЬНЫХ МАШИН И РЕЗУЛЬТАТЫ АНАЛИЗА
Наиболее перспективным направлением совершенствования
процесса проектирования машин является автоматизация
проектирования с применением электронных вычислительных машин
(ЭВМ). Она позволяет повысить качество проектирования,
сократить сроки, сэкономить средства и создать оптимальную
конструкцию новой машины.
164
Графоаналитические методы кинематического анализа
многозвенных рычажных механизмов наряду с большой трудоемкостью
не дают необходимой точности расчетов, не позволяют проводить
быстро и эффективно анализ влияния различных параметров на
кинематические характеристики механизмов. Методы анализа
многозвенных рычажных механизмов гребнечесальных машин,
ориентированные на использование ЭВМ, позволяют более быстро
и качественно проводить исследования в автоматическом режиме
их работы.
Применение ЭВМ при анализе механизмов требует построения
разнообразных их математических моделей.
В результате анализа механизмов привода основных рабочих
органов современных высокоскоростных гребнечесальных машин
для хлопка получено, что преимущественное применение нашли
многозвенные рычажные механизмы, а не кулачковые. Большую
помощь при разработке методов, ориентированных на
использование ЭВМ, оказывает системный подход, при котором объект
(механизм) рассматривают как систему, т. е. как функционирующее
единое целое, состоящее из взаимосвязанных частей и элементов.
Рассмотрим на примере шестизвенного рычажного механизма
привода водила дифференциала отделительного прибора
гребнечесальной машины «Текстима 1531» для хлопка методику разработки
математической модели, описывающей кинематику, и алгоритмов,
ориентированных на применение ЭВМ.
На рис. 4.18 приведена одна из возможных схем разбивки
(иерархическая структура) механизма на отдельные структурные
образования. Кинематическую схему шестизвенного механизма
ОАВСАф^^ можно представить как объединение двух
последовательно соединенных кинематических схем четырехзвенных
рычажных механизмов ОАВСАх и ВСА^^С^ Четырехзвенник
ОАВСАг расчленяется на двухзвенный механизм СО А и двухпо-
водковую группу I вида АВСАг. Четырехзвенник ВСА^Сх
расчленяется на двухзвенный механизм С^САф и двухповодковую
группу I вида A^iCx, которые расчленяются, в свою очередь, на
отдельные элементы.
Для разработки математической модели анализа положений,
скоростей и ускорений всего механизма необходимо прежде всего
иметь математические модели составляющих структурных групп
и отдельных элементов механизма. Объединение математических
моделей, описывающих положения, скорости и ускорения
элементов иерархической структуры механизма, позволит получить
математическую модель, описывающую положения, скорости и
ускорения двухповодковой группы I вида, четырехзвенника и
всего механизма в целом. Расчленение механизма на подсистемы
более низкого уровня и разработка для них соответствующих
математических моделей позволяет составлять универсальные
машинные программы для анализа кинематических схем
механизмов... .. ■■..:;........
т
1 -л
/"
1
С
Рис. 4.18. Иерархическая структура механизма
Для построения математических моделей механизмов с целью
их реализации на ЭВМ необходимо провести идеализацию
механизма, описав его с помощью математических символов.
Элементом кинематической схемы механизма, иерархическая структура
которого представлена на рис. 4.18, будем считать отрезок
прямой. На каждом элементе е,- выделим две граничные точки
(рис. 4.19, a): at —начало элемента и Ьс —его конец.
Расстояние между точками а,- и bt есть длина элемента Rt.
Математическую модель механизма будем составлять при
допущениях, что деформация звеньев механизма и зазоры в
кинематических парах отсутствуют, а звенья имеют абсолютно точную
длину.
Каждый элемент et определяется в координатной плоскости
OXY тремя независимыми переменными —парой координат (хл
у0[) начала и углом положения q>i £ [0,2я), образованным эле-
1В0
ментом с положительным направлением оси ОХ (рис. 4.19).
Координаты конца элемента определяются по формулам
*bt — ха. + Rt cos ф(;
Jfo, = 4fe, + #i sin ф,. (4.14)
Алгоритм расчета значений координат конца элемента по
известным значениям координат начала элемента и углу фг назовем
AKF (0, где i = 1, 2, ..., пе (здесь пе — число элементов). Вместо
угла ф* для определения положения элемента et в координатной
плоскости OXY можно использовать угол поворота а, £ [—я, я),
образованный элементом с прямой, проведенной к оси ОХ под
известным углом фог £ [0,2я). По известным значениям углов (foi
и а^ определяют угол положения по зависимостям
Фог + Viat, если 2п > фог + и<а, > 0;
Ф( = ^ 2я +ф0( + о,а£, если ф0<-f we-a,-< 0; (4.15)
—2л + ф0/ + vtalt если фог + 0,-а,- > 2я,
где Vi — параметр, определяющий направление отсчета угла аг;
_ f 1, если угол «; отсчитывается против часовой стрелки;
' \ —1, если угол «^ отсчитывается по часовой стрелке.
Определив угол ф< по формуле (4.15), находят значение
координат конца bi элемента, используя алгоритм расчета AKF (г).
щ
V
\сс;
bi
\Wi
^-
х о
а)
б)
Ьг,Ь)
О в) *
Рис. 4.19. Структурные образования:
а -• элемент; б — жесткий рычаг; в — двухповодковая группа I вида
167
Алгоритм расчета координат конца bt элемента по известным
значениям координат его начала at и углов q>w и а( назовем АКА (г).
При известных значениях координат начала и конца элемента
угол положения элемента фг £ [0,2п), образованный элементом
с положительным направлением оси ОХ,
arcsin (sinфг), если cosф,^0 и sinфг > 0;
п — arcsin (sin <р,), если cos щ < 0 и sin <p,- > 0 и
Ф* = 1 ' Л Л (4.16)
если cos ф; < 0 и sin ф( < 0-, '
2п + arcsin (sin ф,-), если cos % > 0 и sin ф,- < 0,
где cos Ь = {xbi - x^jR,; sin <рГ = (^ - *в()/Я,.
Данный алгоритм назовем AFI (г*). При известных значениях
координат начала и конца элемента угол поворота элемента
( [ 1 — vt sgn <фг — фог)] я + о, (<р, — ф01), если фг # фо<; .. , _.
ai = 1 г. (4.17)
I 0, если фг = фм,
где
-'(• 1, если (Ф^ —Фог) > 0;
sgn (ф, — ф01) = 0, если (фг — фог) - 0;
. —1, если (ф£—фог) <0.
Алгоритм определения угла поворота а£ по известным
значениям координат начала и конца элемента назовем AAL (i).
Теперь рассмотрим построение математических моделей более
сложных структурных образований иерархичес-кой структуры
шестизвенного рычажного механизма. Рассмотрим пару
элементов, жестко связанных между собой. Это структурное
образование назовем жестким рычагом (рис. 4.19, б). Сначала по
известным координатам концов i-го элемента находят его угол
положения ф,-, используя алгоритм AFI (г). Угол положения /-го
элемента, входящего в состав жесткого рычага,
Ф/==Ф/ + в,/, (4.18)
где Qt/ — жесткий угол между элементами, положительный при повороте
элемента е/ относительно элемента е( против часовой стрелки и отрицательный при
повороте этого элемента по часовой стрелке.
По известным координатам начала и углу положения /-го
элемента находят искомые координаты его конца, используя
алгоритм AKF (/). Данный алгоритм назовем GR (г, /).
Новое структурное образование, представляющее собой двух-
поводковую группу I вида, изображено на рис. 4.19, в. Такая пара
элементов определяется в системе координат OXY четырьмя
независимыми переменными —двумя парами координат (ха., уа.)
и (ха., УаХ не совпадающих и не лежащих на одной прямой начал а,-
и а,- элементов. Положение каждого составляющего двухповодко-
168
вую группу элемента определяется известными выражениями
(4.14), которые с учетом наложенных связей (хь. = хь:, Уь. =
= Уь) будут иметь следующий вид:
УЬ^Уа. + Ri^^
Xb^Xa. + RjCOSqj-,
ff*f = ffey + Л/ sin Фу.
Перенося в левую часть уравнений первые слагаемые
выражений (4.19), возводя в квадрат обе части и складывая левые и
правые части первой и второй пар уравнений полученной системы,
окончательно получим
к-ч)2+(^-^)2=^ ,420)
(^-*,)* + (*,-иУ1-*/•
Алгоритм решения системы уравнений (4.20) относительно
координаты Xbt имеет вид
xb. = r± Vq\
(4.21)
Уь. — тп — пхь.,
I I
где
Г = (тП-{- Ха. — УаЛ)/(1 + Я2)!
д = Г2 - (Х2а. + ifa. - К? - ЦаМ + m)l{ 1 + Г?)\
m = Ц - 4; + Й£ - rf, ~ /Й + *№ (y.t - Уш,)]1
П = (Х„1 — Ха1)/(Уа1 — Уа/).
Расчет по алгоритму (4.21) может не привести к результату,
если уа —уа = 0 (в этом случае m и п стремятся к
бесконечности). 'Поэтому решим систему уравнений (4.20) относительно
координаты уь'.
№< = Г,±/,"; (4.22)
Xbt = 1Щ — п-1Уьг
где
П = (mini + Уах — *e,ii)/(l + ni);
4l = r\ - (x\t + y\ -R\- 2xaimi + ml)l(l +1®\ '
щ « (**, - x%. + У\ - tf, - R\ + «?)/[2 (*., -*./)]:
169
Расчет по алгоритму (4.22) не приведет к результату, если
ха, —ха. — 0 (в этом случае тх и щ стремятся к бесконечности).
Совпадение случаев, когда ха, —ха. = 0 и уа, —уа. — О,
исключено. На практике условие ха. —ха. — 0 заменяется на
условие \ха,—ха.\<ъ, где е—наперед заданная малая
величина, так как возможно нарушение вычислительного процесса
на ЭВМ тогда, когда эта разность равна малой величине.
Знаки «+» и «—» в выражениях (4.21) и (4.22) определяют два
возможных положения ведомого шарнира b, (bj) рассматриваемой
двухповодковой группы — положение 6,- (Ь}) и положение b* (b)),
симметричное точке bt (Ь,) относительно прямой ар./. С учетом
выбора нужного решения, определяющего положение точки bt (bj),
а не точки b* (Ь*), ей симметричной относительно прямой аса/,
алгоритм решения системы уравнений (4.20) имеет вид
( 1, если \ха. — ха.\<е;
[0, если \ха.—ха. > е.
Если |хаг —ха.\ < е, то
**, = ' + 0 — 2k) is sgn (уа. — уй]) Vq;
уь_ =т — пхъ.\
еСЛИ | Ха, — Ха ,\ >■ 6, ТО
Уь, = h + (1 — 2k) is sgn (xa — xa.) Vql;
1 (4.23)
где is — параметр ориентации двухповодковой группы I вида, причем
{1, если направление обхода граничных точек элементов контура,
образованного 1-м и /-м элементами, осуществляется против часовой стрелки;
— 1, если направление обхода граничных точек—по часовой стрелке.
Алгоритм расчета положения двухповодковой группы I вида
назовем DI (i, /). Для получения математических моделей,
описывающих скорости и ускорения различных структурных
образований кинематической схемы механизма, необходимо дважды
продифференцировать по времени математические выражения
моделей положений соответствующих структурных образований.
Дифференцируя дважды по времени выражение (4.14), получаем
х-ъ, = ха. — ф(#(-sin ф(-;
(4 24)
Уь, — Уа. + %Ri cos qv; v ' ;
хь, = xa. — Ri (ф, sin ф(. + ф? cos ф,);
УЬ. = У a, + Rt (Ф, COS ф(- - ф? Sin ф,). • >
Алгоритм расчета первых и вторых производных по времени
координат конца bs элемента назовем соответственно Aj^FPl (i)
170
и AKFP2 (i). Дифференцируя дважды по времени выражение
модели АКА (i), получаем
Ф; = VlO./',
Т' '.. (4.26)
Ф« = vfl,.
Используя алгоритмы AKFP1 (i) и AKFP2 (i), находим
искомые первые (хь,, Уь.) и вторые {хь,, Уь,) производные по времени
координат конца b\ элемента. Данные алгоритмы назовем
соответственно АКАР1 (0, и АКАР2 (i). Дифференцируя дважды по
времени математические выражения (4.16), находим
Ф/ =
sgn (cos <р,) (sin ф;)7 V1 — (sin ф()2,
если | sin ф; | < 1 — 10"
-sgn (sin Ф(.) (cos Ф(-)7|Л —(соЭф,)2,
если | sin фг [ >* 1 — Ю"
Sgn (COS ф,.) {[ 1 - (Sin ф;)2] (Sin ф(.)" +
+ Slnq), [(81Пф;)']2}/{[1 -Э^Фг)2] Х
X j/l — (вШфг)2}, если | sin ф< | <: 1 — 10~e;
— sgn (sin Ф(.) {[1 - (cos ф,)2] (cos ф,)" +
+ cos?(-[(cos?(.)']2UUl - (cos?()2] x
(4.27)
Фг =
(4.28)
X /1—(соЭф,)2}, если | sin Ф(. | > 1 - 10"e,
где (sin Ф<)' = {Уь, ~ У a )/Ri\
(COSq>,)' = (jfcb/ — Xa,)/Ri\
(sU^,)" = (■&, +&,,)//?,;
Алгоритмы расчета первой и второй производных по времени
угла положения фг элемента назовем соответственно AFIP1 (i)
и AFIP2 (i), а алгоритмы определения первых и вторых
производных по времени угла поворота а, элемента—AALP1 (t) и
AALP2 (г) соответственно. Согласно алгоритму AALP1 (i)
сначала определяем первую производную фг угла положения
элемента, используя алгоритм AFIP1 (г), затем искомую
производную угла поворота а(:
а, = 0|Ф(. (4-29)
В соответствии с алгоритмом AALP2 (г) рассчитываем вторую
производную ф,- угла положения элемента с использованием
алгоритма AFJP2 (i), после чего находим вторую производную угла
поворота а,:
171
Алгоритмы' расчета первых и вторых производных по времени
координат элементов жесткого рычага, которые назовем
соответственно GRP1 (i, /), GRP2 (i, /), заключаются в следующем.
Используя алгоритмы AFJP1 (i) и AFIP2 (i), определяем первую фг
и вторую ф,- производные по времени угла положения i-ro
элемента жесткого рычага. Так как ф( = ф;- и ф(- = ф7-, используя
алгоритмы AKFP1 (/) и AKFP2 (/), находим искомые первую и
вторую производные координат конца элемента ev
Для определения первых и вторых производных по времени
координат совпадающих точек двухповодковой группы I вида
продифференцируем дважды систему уравнений (4.20):
где
«и = хь.
«21 = ХЬ.
где
Ь13 = Ха.ап + уааи + xaian + У a An — «п*ь, — апуЬ{;
«и = Хь. — х<,.; а\2 = Уьг — Уа(',
&23 = Xaaii + уа.022 + ХаА2\ + «/fl/d22 — 021*6, — «22#&.;
«21 = Xbi — Х0/>' Й22 = УЬ{ — #<^.
В результате дифференцирования получаем системы
линейных уравнений относительно первых и вторых производных по
времени координат искомой точки. Данные алгоритмы назовем
соответственно DIP1 (г, /) и DIP2 (г, /). Оформляя отдельные
разработанные математические модели в виде подпрограмм для ЭВМ
на языке программирования, разрабатываем математические
модели и программы для кинематического анализа всего механизма*
При анализе различных механизмов изменяется лишь
последовательность использования различных программ. На рис. 4.20
представлена блок-схема алгоритма расчета шестизвенного рычажного
механизма привода водила дифференциала машины «Текстима
1531».
На кафедре проектирования текстильных машин МТИ
разработаны системы автоматизированного анализа плоских рычажных
механизмов, включающих двухповодковые и трехповодковые
группы различных видов. Разработанные системы позволяют
проводить в автоматическом режиме работы ЭВМ типа ЕС
кинематический и кинетостатический анализы практически любых плоских
172
Щ\Хь1 + «12#&г = «1з;
U2\Xbi + «22#ft, = «23,
— Ха.\ «12 = УЬ. — Уа.\ «13 =
— Xaf, «22 = УЬ1 — Уа{, «23 =
ацХЬ; + апуь. = bl3;
a2ixb. + апуь. = b23,
(4.31)
-Ц«11 + Уа^Г,
Ха&2\ ~\- Уа&2Ъ
(4.32)
Рис. 4.20. Блок-схема алгоритма
расчета механизма привода водила
дифференциала гребнечесальной машины
«Текстима 1531*
а
Т.
D
с< = 0
3
Расчет координат (хЛ,уА)
(Обращение к подпрограмме АКА-)
Расчет координат (хв,Ув)
(Обращение к подпрограмме!)!)
Расчет координат [ч„Уа,)
(Обращение к подпрограмме &R)
Расчет координат {хв,,Ув,)
(Обращение к подпрограмме VI)
I
Расчет функции положения
механизма ,
(обращение к подпрограммеАР!)]
механизмов, применяемых в
текстильном и трикотажном
оборудовании, а также в
оборудовании для производства
нетканых материалов. Системы
автоматизированного анализа
механизмов не требуют
от-конструктора специальных знаний
в области программирования и
математики. Достаточно лишь
заполнить простые формуляры
с исходными данными и
указать тип решаемых задач.
Приведем некоторые результаты
анализа механизмов гребнечесальной
машины «Текстима 1531», полученные
на кафедре проектирования
текстильных машин МТИ с
использованием ЭВМ [30, 31].
В результате расчета
математической модели механизма привода
отделительных цилиндров на ЭВМ
получены его кинематические харак-
теристики. Отделительные цилиндры
изменяют направление своего вращения в моменты, когда их скорость ста
новится равной нулю. Это происходит [см. выражение (4.13)], когда
шв = 0,077ш,
или при п = 200 цикл/мин (ш = 20,943 1/с)
Шв = 1,6 1/с.
Для определения начала подачи ранее отделенных в прочес волокон
отделительными цилиндрами назад для спайки с новой порцией волокон необходимо
на графике cog (рис. 4.21) провести прямую, параллельную оси OZ, на
расстоянии — 1,6 1/с. Точки пересечения а, б, в, г этой прямой с кривой изменения
угловой скорости водила дифференциала соответствуют изменению
направления вращения отделительных цилиндров. Из графика следует, что подача
прочеса на спайку осуществляется с 14-го деления циклового диска и продолжается
до 26-го деления. При 26-м делении отделительные цилиндры начинают
выводить прочес из машины.
На рис. 4.22 представлены кривые перемещения прочеса отделительными
Цилиндрами. Анализ кривых показывает, что при остановленном водиле
дифференциала за один цикл работы машины отделительные цилиндры выпустят
прочес длиной, равной эффективной длине /э выпуска прочеса, которая
определяется лишь передачей от промежуточного вала (/э = 29,2 мм). Прямая и
обратная подачи прочеса отделительными цилиндрами при колебании только
водила дифференциала (максимальный размах составляет 73,1°) в предположении
отсутствия движения от промежуточного вала составляет 77,2 мм. Суммарная
подача прочеса в машину на спайку составляет 67,6 мм, а выпуск прочеса из
машины — 96,8 мм.
173
Рис. 4.21. Кривая изменения угловой скорости водила дифференциала
Рассмотрим влияние жесткого соединительного угла 0 (см.
рис. 4.16) на кинематические характеристики механизма привода
водила дифференциала и технологические показатели. На рис. 4.23
изображены кривые угловых перемещений водила
дифференциала при различных значениях угла 0. Отличительной
особенностью всех кривых является практически неизменное их
расположение относительно цикловой диаграммы, что дает
возможность регулировать закон движения отделительных цилиндров без
переналадки других рабочих органов.
Исследования, проведенные в ЛИТЛП им. С. М. Кирова,
показали (рис. 4.24), что с увеличением 0 пропорционально
возрази
Рис. 4.22. Кривая перемещения отделительными цилиндрами прочеса: ^
пи7Л.°ДоаВаеМОГО 0ТДелительиыми цилиндрами при остановленном воднле диффереи-
циала, 2 - при движении только водила дифференциала; 3 -, суммарное перемещение
174
а 8 is г» зг г
М I I II ' ' \ I 6 i nival
Рис. 4.23. Кривые угловых перемещений водила дифференциала при различных
значениях соединительного угла
Рис. 4.24. Зависимости углов полного и малого размаха водила дифференциала,
максимальных угловых скоростей и ускорений от соединительного угла
стает угол полного размаха водила дифференциала, а угол
малого размаха Дер, характеризующий точность выстоя, уменьшается
почти по гиперболической зависимости. Изменение же угла 0
оказывает незначительное влияние на максимальные угловые
скорости сотах и ускорения ешах.
На рис. 4.25 представлена зависимость неровноты прочеса от
изменения жесткого соединительного угла 0. При изменении угла 0
от 4 до 7° неровнота прочеса снижается, от 7 до 10°— постепенно
повышается, а при изменении 0 от 10 до 12° — резко
увеличивается, что является следствием изменения условий
формирования порции.
Чесание бородки гребенным барабанчиком происходит от 8,1
до 13,1 деления циклового диска. В этот период отделительные
цилиндры выводят прочес из машины, тем самым устраняется
возможность захвата иглами гребенного барабанчика ранее
прочесанной порции волокон. Кривая проекции на ось ОХ
перемещения линии отделительного зажима (точки /С, см. рис. 4.11)
вследствие перекатывания заднего отделительного валика по
отделительному цилиндру в зависимости от показания циклового
диска представлена на рис. 4.26, а. Результатом расчета на ЭВМ
модели механизма привода верхнего гребня машины «Текстима
1531» является ,/закон перемещения
верхнего гребня (точки /С,"см. рис. 4.10) с,%
по оси координат ОХ, представленный I I I I I I I I I" 1
на рис. 4.26, б. : Lrl "
Рис. 4.25. Зависимость неровноты прочеса от |, | | | I I I I I \ |
соединительного угла о *I 5 б 7 8 9 to пв.град
175
лч
^ & 12 16 20 24- 28 32 36 k0 2
Рис. 4.26. Проекция на ось ОХ:
а — перемещения линии отделительного зажима; б — перемещения верхнего гребня;
в —» расстояния между верхним гребнем и отделительным зажимом
Чтобы оценить характер процесса формирования ленты,
необходимо знать закон движения волокон в процессе отделения.
На машине «Текстима 1531» форма и размеры порции волокон,
поступающих в отделительный прибор, зависят от характера
движения отделительного зажима, отделительных цилиндров и
верхнего гребня. Начало процесса отделения волокон совпадает с
моментом погружения волокон бородки в верхний гребень. С этого
момента волокна, расположенные впереди верхнего гребня,
перемещаются относительно отделительного зажима со скоростью,
равной разности скоростей верхнего гребня и отделительного
зажима. Так как на машине «Текстима 1531» питающие цилиндры
подают холстик на длину питания в процессе отделения, в началь-
176
ный момент процесса отделения расстояние верхнего гребня от
переднего конца бородки
5 = #в.г_о.э + Л (4.33)
где RB. г_о. з — расстояние между верхним гребнем и отделительным
зажимом в крайнем переднем положении; F — длина питания за один цикл.
Момент начала отделения волокон определяется из графика
изменения по оси ОХ расстояния между верхним гребнем и
отделительным зажимом (рис. 4.26, в). Для этого на графике на
расстоянии, равном величине линейного питания, проводят линию,
параллельную оси абсцисс. Точка пересечения этой линии с
кривой даст начало процесса отделения волокон. В зависимости от
длины питания начало процесса отделения смещается.
Для определения конфигурации порции волокон, отделяемых
в одном цикле, построим графическим методом кривую
расположения в порции передних концов волокон в результате анализа
перемещения отделяемых волокон относительно отделительного
зажима. Из точек /, 2, 3, ..., 10 на кривой перемещений верхнего
гребня относительно отделительного зажима (рис. 4.27) проводим
горизонтальные "линии до пересечения с наклонной прямой /' 10'
177
параллелограмма волокон /', 1" т 10'. Подаваемые волокна
отводятся отделительными цилиндрами, поэтому из полученных
точек 2', 3' , 10' проводим вертикальные линии до
пересечения с горизонтальными линиями, проведенными из
соответствующих точек а, Ь, с, d, e, /, g, h, k кривой перемещения волокон
отделительными цилиндрами. Соединив точки /', а', Ь', с', d',
е', /', g', К, k' плавной кривой, получим кривую расположения
в порции передних концов волокон. Кривую расположения
задних концов волокон отделяемой порции получим, откладывая по
вертикали длину волокна от кривой расположения передних
концов волокон. Последующая порция волокон накладывается на
предыдущую со сдвигом, равным величине эффективной подачи
за один цикл работы машины.
Из анализа графического построения профиля порции волокон
при отделении можно найти, что сдвиг /0 между первым и
последним отделяемым в данном цикле волокном равен 63,5 мм. При
длине волокна / = 40 мм длина порции
. /и = /0 + I = 63,5 + 40 = 103,5 мм. (4.34)
При эффективной подаче /э = 29,2 мм длина спайки
(наложение порций друг на друга)
/0 = /п- /, = 103,5 -29,2 = 74,3 мм. (4.35)
Расстояние между кривыми I'a'b'c'd'e'f'g'h'k'k" и
l'l"a"b"c"d"e"f"g"h"k", измеренное по горизонтали, определяет
толщину порции в любом ее сечении.
Анализ процесса формирования профиля порции прочеса при
отделении показывает, что в различные равные интервалы
времени периода отделения перемещение волокон бородки
относительно отделительного зажима (Д 5,-) и их же перемещение в
отделительном зажиме (АА() не остаются постоянными. В результате
этого в отделительный прибор в равные последовательные
промежутки времени будут поступать волокна разной длины и в разном
количестве, т. е. порция отделенных волокон имеет структурную
неровноту. Технологические исследования показывают
удовлетворительное качество прочеса, получаемого с гребнечесальной
машины «Текстима 1531», хотя отделяемая порция волокон не
прочесывается верхним гребнем на длине, равной максимальной
длине волокна.
4.6. ДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ГРЕБНЕЧЕСАЛЬНЫХ
МАШИН
Основным направлением повышения производительности
гребнечесальных машин является увеличение их скорости, что
приводит к росту инерционных нагрузок. В свою очередь, рост
инерционных нагрузок вызывает увеличение деформаций звеньев,
повышенный износ шарнирных соединений и, как следствие, раз-
178
Рис. 4.28. Изменение составляющих реакций в шарнире механизма привода водила
дифференциала:
1 — проекция на ось ОХ; 2 — проекция на ось OY
ладку машины и ухудшение качества прочеса. Все это может также
привести к появлению вибраций механизмов и машины в целом
и, в конечном итоге, к снижению срока службы машины. В связи
с этим вопросы динамики для гребнечесальных машин
приобретают первостепенное значение.
Для проведения кинетостатического анализа рычажных
механизмов с целью определения реакций в кинематических парах на
кафедре проектирования текстильных машин МТИ разработаны
соответствующие математические модели и алгоритмы, на
основании которых составлены программы, реализованные на ЭВМ
в автоматическом режиме ее работы. На рис. 4.28 приведены
кривые проекций реакций R на координатные оси в шарнире С (см.
рис. 4.16) механизма привода водила дифференциала
отделительного прибора гребнечесальной машины «Текстима 1531» при
частоте вращения 200 циклов в минуту. Общая максимальная
реакция в шарнире С механизма привода водила имеет место при 14-м
делении циклового диска и составляет 1690 Н [32].
Исследованиям вопросов динамики гребнечесальных машин
посвящены работы, проводимые на кафедре проектирования
машин текстильной и легкой промышленности ЛИТЛП им. С. М.
Кирова. Теоретическое исследование динамики сложных
механизмов требует создания такой математической модели, которая была
бы адекватна исследуемому процессу реальной конструкции
механизма. Это позволяет уже на стадии проектирования
механизма обоснованно вводить те или иные изменения в конструкцию
для улучшения динамики механизма и выбора его лучшего
варианта.
179
WW ,k44*4ik54>s k64>6 k74>-
_L
I
^ |*j W W "(9)
7777, 7777, 7777, 7777, 7777,
Рас. 4.29. Динамическая модель
механизма привода тисков
Экспериментальное
исследование вибрации
станины гребнечесальной
машины «Текстима 1531»
показало, что основным
. _ источником вынужденных
колебаний станины является механизм привода тисков, от работы
которого зависит динамика всей машины.
На основании анализа характера распределения масс и жест-
костей в тисочном механизме гребнечесальной машины
«Текстима 1531» выявлено, что достаточно исследовать динамическую
модель только механизма привода нижней губки тисков. На
рис. 4.29 представлена динамическая модель механизма привода
тисков машины «Текстима 1531». Участок / модели соответствует
части тисочного вала, находящейся в головке машины,
участки 2 7 — всем выпускам. Границами участков служат
дискретные упругие элементы, отображающие компенсаторные
пружины; ф (0, t) — кинематическое возмущение; hly ..., k7 —
жесткости соответствующих участков вала привода нижних
губок тисков; Л (ф) — передаточные отношения механизмов; k —
жесткость компенсаторных пружин; ifo,..., г|>7—коэффициенты
диссиципации вала привода нижних губок тисков [3].
Основными возмущающими воздействиями на механизм
привода тисков являются кинематическое возмущение, усилие
зажима губок тисков, усилие от компенсаторных пружин, силы
тяжести звеньев механизмов, силы сопротивления движению,
технологические усилия.
Характер кинематического возмущения тисочного вала
определяется при кинематическом анализе тисочного механизма. Для
упрощения динамического анализа кинематическое возмущение
(закон изменения ускорений тисочного вала) можно представить
в виде тригонометрического ряда Фурье с учетом первых
трех гармоник:
-^г = Ао + 2 (4, cos npt + Вп sin npt),
(4.36)
п=1
где р — угловая скорость гребенного вала, 1/с.
Все остальные возмущающие факторы, найденные
экспериментально, также можно представить в виде тригонометрических
рядов Фурье.
Зная величины и характер распределения инерционных и
упругих параметров, а также возмущающих воздействий, можно
провести анализ колебательных процессов, определить нагрузки
180
в механизме привода тисков при различных рабочих скоростях,
а также степень влияния компенсаторных пружин.
Анализ вынужденных колебаний механизма привода тисков
машины «Текстима 1531» под воздействием кинематического
возмущения и усилия, создаваемого компенсаторными пружинами,
можно провести при помощи системы дифференциальных
уравнений в частных производных:
Т д2Ф/ (х, t) L Э*ф/ (л, t) <Pq>,(Q
Ji Щ* п> дх* ~ I dt*
'(4.37)
где /;- — момент инерции массы 1 см длины /-го участка (/ — номер участка;
/= 1, 2, ..., 7); ф;- — угловое смещение сечений тисочного вала в результате
упругих деформаций; ф3 (t) — кинематическое возмущение.
В результате решения данной системы можно получить
выражения для крутящих моментов на тисочном валу под воздействием
кинематического возмущения и упругого момента, создаваемого
компенсаторными пружинами, а также угла закручивания
тисочного вала, соответствующего этому моменту.
При анализе динамической модели под воздействием других
возмущений достаточно в первую часть уравнения движения
модели подставить соответствующие коэффициенты
тригонометрических рядов Фурье, выражающих эти возмущения.
Расчеты показали, что максимальный крутящий момент на
тисочном валу гребнечесальной машины «Текстима 1531» под
воздействием на тисочный механизм всех возмущений, кроме усилий
от компенсаторных пружин в сечении д^ = 0, равен 184 Н-м
при скорости машины 203 цикла в минуту.
" Зависимость крутящего момента на тисочном валу от скорости
машины представлена на рис. 4.30. Из рисунка следует, что при
отключенных компенсаторных пружинах на тисочном валу с
повышением скорости крутящий момент быстро растет.
Эффективность работы компенсаторных пружин для различных скоростей
неодинакова. Для машины «Текстима 1531» наиболее эффективен
данный механизм при скоростях, близких к 210 циклов в минуту,
при этом максимальный крутящий момент на тисочном валу
снижается почти в 2 раза (на 46,5%).
Для обеспечения эффективной
работы уравновешивающего механизма
тисков на машине «Текстима 1531»
во всем диапазоне рабочих скоростей
определим его оптимальные параметры
Рис. 4.30. Зависимость максимальных
крутящих моментов Мкр на тисочном валу от
скорости машины:
1 — с компенсаторными пружинами; 2 — без пружин
Мгр,кН-см
го
г^
А
*■-•■
S
*г
■^-
А
-*
i>
ч
1
У
/
1
у
У
>
У
У
1$0 Ш Z00 220 п.цикфин
181
Рис. 4.31. Схема уравновешивающего механизма
(рис. 4.31). Текущая деформация компенсаторной пружины
Ai=xBi-xBmn-\-8, (4.38)
где xbi — текущее положение точки В; хв шш — крайнее положение точки В,
соответствующее углу а0; б — предварительная деформация пружины при а0.
Текущее положение точки В определится из системы
уравнении
откуда
г cos («о -f щ) + (а + хт) cos Ф = е;
г sin («о + а,) + (а + xs,) sin Ф = О,
(4.39)
(4.40)
хВ{ = —а + Ке2 — 2er cos (а0 + а,-) + г2,
где аг — текущий угол поворота тисочного вала.
Окончательно текущая деформация компенсаторной пружины
Ас = J/e2 — 2er cos (а„ + а,) + г2 —
- j/e2 - 2er cos «о + г2 + б. (4.41)
Упругий момент, создаваемый одним уравновешивающим
механизмом на тисочном валу при угловой координате ведущего
звена ОгА, равной (а0 + а,), определяется из выражения
АГупр, = МД-, (4.42)
где k — жесткость компенсаторной пружины; Л; — плечо действия упругой силы.
Так как
er sin (ct0 -|- к,)
h,
V&-
• 2er cos (a0 + a,) + r2 '
упругий момент
Mynp t = fezr (|/e2 — 2er cos (a0 + a() + r2 -
e sin («g -|- g()
J/"e2 — 2ercos «o + r2 + S)
VI
e2 — 2er cos (a0 + щ) + ra
где г — число уравновешивающих механизмов на машине.
182
(4.43)
, (4.44)
Параметры г, в, а0, б, k следует определять таким образом,
чтобы остаточный неуравновешенный момент был минимальным,
т. е. минимизировать выражение
ДМг = (М{ - Мупр г), i = 0, 1, 2,..., S. (4.45)
Принимая в качестве критерия оптимизации сумму квадратов
отклонений уравновешиваемого и упругого моментов J ЛМ/ =
= Y: (Mi — Мупр )2, для различных скоростей работы машины
«Текстима 1531» определили с помощью ЭВМ оптимальные
параметры уравновешивающего механизма. Эффективность
уравновешивания составляет при 160 цикл/мин 57,3%, при 235 цикл/мин —
49%. Уравновешиваемый момент изменяется в пределах
одного цикла работы машины от 116 Н-м при 0-м делении циклового
диска до—30 Н-м при 20-м делении, причем остаточный
неуравновешенный момент при этих же положениях диска составляет
—30 и —42 Н-м соответственно.
4.7. МЕХАНИЗМЫ ПРЯМОГО ГРЕБНЯ
И ОТДЕЛИТЕЛЬНОЙ КАРЕТКИ
ГРЕБНЕЧЕСАЛЬНЫХ МАШИН ДЛЯ ШЕРСТИ
Современные гребнечесальные машины для шерсти можно
разделить на три основных типа:
машины с неподвижными тисками и подвижным отделительным
механизмом [машины фирмы Текстима моделей 320.1, 1602, 1603
(ГДР), Платт модели КФГ-4 (Англия), Шлюмберже мод. П6-27,
ПС-25Л, машина модели Перл фирмы САСМ (Франция), машины
отечественного производства ГП-485-Ш и ГП-360-Ш];
машины с подвижными тисками и неподвижным отделительным
устройством (модель Т-68 завода Тематекс);
машины с подвижными тисками и подвижным отделительным
механизмом (машины фирмы Сант-Андреа ПСЛ, ПС и другие).
Верхний гребень гребнечесальных машин для шерсти принято
называть прямым. На гребнечесальных машинах для шерсти
«Текстима 320.1», «Перл», машинах фирмы Платт для привода
прямого гребня применяют кулачково-рычажный механизм.
Прямой гребень связан с механизмами тисков и питания, поэтому
его положение в каждый момент определяется размерами звеньев
этих механизмов и профилем кулачков, а также очередностью их
вступления в работу.
На гребнечесальной машине модели «Перл» рамка 8 прямого
гребня крепится к коробке питания 5 (рис. 4.32). Движение
прямого гребня определяется действием кулачка 2 подъема и
опускания гребня, кулачка 3 питания и кулачка / замыкания и
размыкания тисков. В траектории движения гребня этой машины нет
резких скачков и изменений направления (рис. 4.33). Питание
183
Рис. 4.32. Схема механизма
прямого гребня машины модели
«Перл»:
1 — кулачок замыкания и
размыкания губок тисков; 2 — кулачок
подъема и опускания прямого
гребня; 3 — кулачок пнтання; 4 —
нижняя губка тисков; 5 — коробка
питания; 6 — рычаг подъема; 7 —
ролик; Я — рамка прямого гребня;
9 — ось; 10 — рычаг; 11 — трех-
плечий рычаг
начинается
одновременно с вхождением игл
в бородку от 220° и
длится до 290°. В интервале
300—0° движение гребня имеет вид полупетли. От 300
до 335° оно происходит только под действием кулачка подъема
и опускания прямого гребня, а в интервале 335—0° на
его движение накладывается дополнительное опускание от
коробки питания и движение гребня к отделительным
цилиндрам. От 345° гребень поднимается вверх, а затем от 50 до 100°
одновременно отходит в исходное положение. В интервале 120—
170° движение гребня продолжается уже из-за опускания вниз и
вправо оси крепления рамки прямого гребня. Подъем гребня
заканчивается к 170°. Для уменьшения инерционных нагрузок рамка
прямого гребня на машине изготовлена из алюминиевого сплава.
у
1
S30°
290°
0' 300
ет
90° 1)0°17
r-^o*A-D-0'
т
270°
°\зго°
1° 180°
,
jSz
2W°
1° MM
S 7Я
го-
го
20°
<"
мм 8
Tv
*)
«С 80. ПО 160 200 24-0 280 320 град.
В)
Рис. 4.33. Траектория движения и кривые перемещений прямого гребня машины
модели *Перл>:
а — траектории движения; б — кривые перемещений в вертикальной (/) и
горизонтальной (2) плоскостях
184
„ Возникающие при работе машины силы инерции могут достичь
значительной величины и вызвать отрыв каточка рамки гребня от
плоскости рычага его подъема, дополнительный шум и износ
рабочих поверхностей. Максимальные силы инерции прямого гребня
машины «Перл» находятся в интервале 25—50° и достигают 95,5 Н.
Силовой анализ показывает, что замыкающие пружины создают
в это время силы замыкания, превышающие более чем в 2 раза
силы инерции.
Экспериментальные исследования показали, что максимальное
усилие протаскивания при изменении развеса лент от 6,3 до 7,7 г/м
и длины питания от 6,5 до 8,3 мм находится в пределах 9,6—
16,37 Н.
На гребнечесальных машинах для шерсти волокна отводятся
в прочес отделительной кареткой и расположенными на ней
отделительными цилиндрами.
В зависимости от типа привода отделительной каретки
гребнечесальные машины для шерсти разделяют на две группы. К
первой группе относятся машины фирм Текстима модели 320.1,
Платт, Шлюмберже и отечественные ГП-485-Ш с
кулачково-рычажным приводом. Ко второй группе относятся машины фирм
САСМ модели «Перл», Текстима моделей 1602 и 1603 и
отечественные ГП-360-Ш с рычажным приводом каретки.
Применение в приводе отделительных кареток рычажных
механизмов позволило повысить скорость машины до 170—200
циклов в минуту по сравнению с машинами с кулачково-рычажным
приводом, имеющими скорость около ПО циклов в минуту.
Рассмотрим рычажный механизм привода отделительной
каретки гребнечесальной машины фирмы Текстима модели
1602 (рис. 4.34). Отделительная каретка представляет собой
пространственный десятизвенный рычажный механизм
Рис. 4.34. Кинематическая схема механизма привода отделительной каретки
гребнечесальной машины фирмы Текстима модели 1602
185
OlABOiCD03EFOiGHOb. Два одинаковых четырехзвенника
O4GHO5 и O'iG'H'Os связаны между собой тягами ХЮ' и НН' так,
что верхний четырехугольник GHH'G' представляет собой раму
(стол) отделительной каретки. Привод каретки является плоским
шестизвенным механизмом OiAB02CD03, расположенным с
левой стороны машины по ходу продукции. Связь между приводом
каретки и самой кареткой осуществляется двумя шатунами EF
и E'F', которые шарнирно соединяются с рычагами 03Е и 0'3Е',
жестко закрепленными на валу 030'3 привода каретки. На этом же
валу свободно насажено ведомое звено привода 03D, которое
представляет собой двуплечий рычаг. Свободное плечо последнего
соединено с рычагом 03Е. Такая связь позволяет изменять взаимное
положение рычагов OJD и 03Е, а следовательно, и угол
заклинивания 04. Таким образом, решается вопрос регулирования зоны
сортирования.
Исследования гребнечесальных машин для шерсти показали,
что при движении каретки из-за упругости звеньев подход и
отход обеих сторон каретки происходит не одновременно. Причем
перемещения левой стороны каретки, определенные
графоаналитическим и экспериментальным методами, достаточно хорошо
совпадают, поэтому пр» выполнении подобных расчетов для вновь
конструируемых машин звенья механизма каретки можно
считать абсолютно жесткими.
На рис. 4.35 представлены зависимости угловых перемещений,
скоростей и ускорений механизма отделительной каретки машины
«Текстима 1602» от угла поворота ведущего звена. Отделительная
каретка в промежутке 0—150° угла поворота ведущего звена
механизма отходит от тисков, в промежутке 150—320°перемещается
по направлению к тискам, а в промежутки 320—360° выстаивает
у тисков. Анализ существующих механизмов отделительных
кареток показывает, что для удовлетворения технологических
требований, предъявляемых к гребнечесальным машинам,
необходимо обеспечить выстой каретки у тисков, соответствующий,
Рис. 4.35. Зависимости угловых перемещений <р, скоростей со и ускорений 8
механизма привода отделительной каретки машины чТекстима 1602» от угла
поворота ведущего звена
186
Рис. 4.36. Кинематическая схема
синтезированного механизма привода
отделительной каретки
по крайней мере, углу 70—80° для механизмов с рычажным
приводом [19].
Для улучшения условий чесания волокон прямым гребнем и
равномерного распределения передних кончиков волокон на
отводящем рукаве необходимо исключить возможность
одновременного захвата большого числа волокон. Захват большого числа
волокон может произойти при сокращении продолжительности
питания, к чему прибегают при малом выстое каретки у тисков при
рычажном приводе отделительной каретки. При этом питание
заканчивается к началу отхода каретки, так как в противном
случае длина бородки превышает длину зоны сортирования, что,
в свою очередь, приводит к выделению длинных волокон в
гребенной очес, т. е. к снижению выхода гребенной ленты. При
наложении элементарных порций с более сглаженной передней
частью профиля уменьшается неровнота по коротким участкам
и повышается прочность спайки смежных порций, поэтому для
нормальной работы гребнечесальной машины необходимо, чтобы
начало и продолжительность выстоя каретки у тисков были строго
согласованы с периодом питания.
Увеличение продолжительности выстоя каретки позволяет
продлить период питания и тем самым увеличить количество волокон,
отделяемых в каждом цикле при повышенных скоростях машины,
без увеличения выхода длинных волокон в очес, а также повысить
равномерность распределения передних кончиков отделяемых
волокон на отводящем рукаве (т. е. улучшить структуру порций
прочева).
Выполненная на кафедре проектирования текстильных машин
МТИ работа позволила синтезировать рычажный механизм
привода отделительной каретки, обеспечивающий выстой каретки при
повороте главного вала на угол 70—80° (рис. 4.36). На рис. 4.37
187
9,
pa.
0,170
0,0д5\
О
\1/C
Ц
■о
w
■У
*,Р-75
Рис. 4.37. Зависимости угловых перемещений <р, скоростей со и ускорений е
синтезированного механизма привода отделительной каретки от угла поворота
ведущего звена
приведены зависимости угловых перемещений, скоростей и
ускорений механизма отделительной каретки машины «Текстима 1602»
с синтезированным приводом от угла поворота ведущего звена.
В интервале 290—360° угла поворота ведущего звена
синтезированный механизм обеспечивает приближенный выстой, причем
угол малого размаха составляет 34" [4].
4.8. ОСНОВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ РАЗВИТИЯ
ГРЕБНЕЧЕСАЛЬНЫХ МАШИН
За последние 15—20 лет созданы новые гребнечесальные
машины, отличающиеся высокой скоростью, которая возросла по
сравнению с довоенными образцами в 2—2,5 раза. Повышение
скорости машин привело к резкому увеличению их
производительности. Последняя зависит в основном от скорости машины,
длины питанияи толщины холстиков.
Как показывают опыты, качество прочеса не ухудшается при
повышении скорости, поэтому увеличение производительности
современных гребнечесальных машин достигается в первую
очередь за счет повышения скорости. С увеличением длины питания
качество прочеса ухудшается при одновременном увеличении
количества очесов.
Производительность гребнечесальных машин зависит также
от числа выпусков на машине. Современные высокоскоростные
машины для хлопка, как правило, односторонние на восемь
выпусков, с разделением лент на два потока и укладкой их в два
таза.
При увеличедии производительности машины резко повышается
скорость выпускных органов. Применение на свремённых
машинах двухручейной системы вытяжки в вытяжном приборе
позволяет в 2 раза снизить скорость на выпуске, что способствует
улучшению работы вытяжного, прибора и лентоукладчика.
188
Для увеличения срока службы основные органы
гребнечесальных машин устанавливают на подшипниках качения, привод
рабочих органов размещают в масляных ваннах.
Одним из путей повышения скорости гребнечесальных машин
является замена кулачковых механизмов многозвенными
рычажными механизмами. Применение легких сплавов, особенно при
проектировании механизмов тисков и верхнего гребня, ведет
также к повышению скорости в связи с уменьшением
инерционных усилий.
Зарубежные фирмы выпускают гребнечесальные машины для
хлопка, работающие со скоростью 200—235 циклов в минуту и
имеющие производительность 35—50 кг/ч.
В настоящее время во многих странах ведутся работы по
созданию гребнечесальной машины непрерывного действия.
Глава 5
ОБЩИЕ ВОПРОСЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
ЛЕНТОЧНЫХ, РОВНИЧНЫХ
И ПРЯДИЛЬНЫХ МАШИН
5.1. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ СХЕМЫ И ТИПЫ ЛЕНТОЧНЫХ,
РОВНИЧНЫХ И ПРЯДИЛЬНЫХ МАШИН
Ленточные, ровничные, прядильные и крутильные машины
применяют при выработке пряжи и крученой нити из всех
натуральных и штапельных волокон. Рассмотрим технологические
схемы этой группы машин. На рис. 5.1 изображена
технологическая схема ленточной машины для хлопка с вытяжным прибором
3X3, с вытяжкой 5,5—8,5. Шесть или восемь лент из тазов /
проходят через вырезы в направляющей планке 2, поступают
в питающие валики 3 и далее по лотку 4 направляются в заднюю
пару цилиндров 5 вытяжного прибора 6. При выходе из
вытяжного прибора образовавшийся холстик перемещается по
полированному столику 7, проходит через уплотняющую воронку 8
и плющильные валики 9, где формируется в ленту, которая затем
при помощи верхней тарелки 10 лентоукладчика укладывается
в таз //.
Технологическая схема ленточной машины для шерсти с
питанием из тазов и наработкой ленты в таз представлена на рис. 5.2.
Машина имеет двухпольный гребенной вытяжной прибор и
работает со скоростью выпуска ленты до 90 м/мин. Восемь или
десять лент из тазов 14 через направляющие валики 13,
измерительные валики 12 и лоток // подводятся к питающей паре
вытяжного прибора 10. Далее ленты проходят через гребенное поле 9,
нажимной валик 8 и поступают в вытяжные цилиндры 7. При
выходе из вытяжного цилиндра мычка проходит через устройство
отвода статического электричества 6, поступает на лоток 5,
проходит через уплотняющие воронки 4 и плющильные валики 3,
где формируется в ленту. Полученная лента с помощью верхней
тарелки 2 лентоукладчика укладывается в таз 1.
Рассмотрим технологическую схему ровничной машины для
хлопка (рис. 5.3), на которой лента перерабатывается в ровницу.
Ленты, выходящие из тазов /, огибают направляющие валики 2,
проходят через водилку 3 и поступают в вытяжной прибор 4
где они утоняются до требуемой линейной толщины ровницы.
Выходящая из передней пары вытяжного прибора мычка
направляется в верхнее осевое отверстие втулки 5 рогульки 6, надетой
на веретено 7. При выходе из бокового отверстия втулки рогульки
ровница движется внутри полой ветви рогульки, огибает два-три
190
2 J « 5 6
Рис. 5.1. Технологическая схема ленточной машины для хлопка
8 9 10 11 4Z
Рис. 5.2.
Технологическая схема
ленточной машины для
шерсти
Рис. 5.3.
Технологическая схема ровничной
машины
191
Рис. 5.4. Технологическая схема кольце-
прядильной машины
раза лапку 8 и наматывается на
катушку 9. Рогулька 6 вращается
вместе с веретеном 7 и сообщает
ровнице необходимую для ее
укрепления крутку. Ровница
наматывается благодаря разности угловых
скоростей катушки и рогульки
(катушка вращается быстрее рогульки).
Верхняя каретка 10, на которой
помещаются зубчатые колеса,
вращающие катушки, совершает
возвратно-поступательное движение
вверх и вниз и раскладывает
ровницу по высоте катушки. С
каждым наматываемым слоем ровницы
размах каретки уменьшается на одну
и ту же величину, благодаря чему
и образуется паковка в виде
цилиндра с усеченными конусами' на
концах.
Схема кольцепрядильной
машины изображена на рис. 5.4.
Ровница, сматываясь с катушек /,
огибает направляющий пруток 2,
проходит через водилку 3 и поступает в вытяжной прибор 4,
где она утоняется и выходит из передней пары в виде тонкой мычки.
Далее мычка проходит через неподвижный нитепроводчик 7
и огибает свободно перемещающийся по кольцу бегунок 9. На
этомучастке мычка под действием быстровращающегося веретена
скручивается в нить, которая наматывается на шпулю 10, плотно
насаженную на веретено 8. Наматывание нити на шпулю
происходит вследствие того, что бегунок, получающий вращение от
веретена через нить, при своем движении по кольцу отстает от
вращающегося веретена.
Для образования початка кольцевая планка совершает по
определенной закономерности вертикальное
возвратно-поступательное движение вдоль осей веретен. Веретена приводятся от
барабана или шкивов 13 при помощи тесьмы 11с натяжным
роликом 12, передающим вращение четырем веретенам (по два
веретена на каждой стороне машины). При обрыве нити мычка,
выходящая из зажимов вытяжной пары, засасывается в патрубок 5
мычкоулавливателя, поступает в воздуховод 6 и отводится в
особый сборник. Скорость намотки нити на шпулю (скорость
выпуска мычки передней парой вытяжного прибора) в зависимости
от вида волокна, толщины и крутки нити и размеров початка
192
составляет 10—18 м/мин для хлопчатобумажной пряжи и 16—
24 м/мин для камвольной пряжи. На кольцепрядильных машинах
может вырабатываться пряжа как низких, так и высоких
линейных плотностей при обычных требованиях к питающему
продукту.
Кручение нитей обычно производится на кольцевой
крутильной машине, которая отличается от кольцепрядильной особой
конструкцией катушечной рамки, позволяющей на одно веретено
сматывать несколько нитей, а также тем, что вытяжной прибор
заменен питающим прибором. Кроме того, на крутильной
кольцевой машине чаще всего применяется увеличенная паковка с
цилиндрической намоткой нити на шпули или катушки.
В ровничных, кольцепрядильных и кольцекрутильных
машинах операция кручения совмещена с операцией намотки. Для
обеспечения требуемой крутки веретено с початком должно
вращаться с высокой частотой пв. Число витков наматывания п0
нити на шпулю составляет лишь (0,01—0,03) пВ) поэтому при
сравнительно высоких частотах вращения веретен (до 14 000—
16 000 мин-1) производительность кольцепрядильной машины
получается низкой. Повышение же частоты вращения веретен
лимитируется возрастанием обрывности нити из-за вылета бегунков
и увеличения натяжения нити, а также из-за повышения мощности
на преодоление аэродинамических сопротивлений при быстром
вращении веретен и увеличением инерционных нагрузок,
приводящим к снижению срока службы опор веретена. По этим же
причинам не представляется возможным резко увеличить
выходную паковку на кольцепрядильных машинах.
В настоящее время предложено несколько новых
высокоскоростных способов прядения, при которых операции кручения
и намотки разделены. При этом нарушается непрерывность
продукта между питающим и скручивающим органами; сначала
продукт разделяется на отдельные волокна, а затем из них
формируется мычка, которая скручивается в пряжу. Кручение нити
можно выполнить легким высокоскоростным механизмом, а
намотку нити на катушку производить с более высокими
скоростями и получать большую паковку. Наибольшее
распространение из новых способов прядения в настоящее время получило
пневмомеханическое прядение.
На рис. 5.5 изображена технологическая схема машины
пневмомеханического прядения БД-200. Лента из таза 9 подается
в расчесывающую зону, состоящую из рифленого питающего
валика /, питающего столика 8, расчесывающего барабанчика 7
и кожуха 6. Зажатая между питающими валиком и столиком лента
разъединяется быстровращающимся чесальным барабанчиком на
отдельные волокна, которые под действием возникающего потока
воздуха, сохраняя полученную при расчесывании распрямлен-
ность и параллелизацию, по наклонному каналу поступают в
прядильную камеру 5; в последней создается определенное разреже-
7 П/р А. И. Макарова 193
Рис. 5.5. Технологическая схема
пневмомеханической прядильной машины БД-200
ние воздуха (2800—3000 Па).
Поступающие в камеру волокна центробежной
силой отбрасываются к ее внутренним
стенкам, а затем сползают в желоб
камеры, в котором формируется
кольцеобразный волокнистый слой—ленточка.
Ленточка непрерывно снимается с желоба
быстровращающейся камеры и
закручивается, благодаря чему {образуется
пряжа. При этом мычка в месте выхода из
камеры имеет линейную плотность,
соответствующую линейной плотности
получаемой пряжи. При непрерывном
оттягивании нити и поступлении волокон
в камеру в канавке камеры создается
клиновидный слой волокна, который
постоянно скручивается и оттягивается,
а также пополняется поступающими
волокнами по всей его длине.
Угловая скорость пряжи при
переносном движении в камере
юп = ак + wi>
(5.1)
где сок — угловая скорость сборной поверхности камеры; (ог = vJiRr^) (здесь
»! — скорость выпуска пряжи; R — радиус сборной поверхности камеры; т| —
коэффициент усадки пряжи).
Для предупреждения спутывания поступающего потока
волокон с оттягивающей нитью в камере имеется неподвижный
сепаратор. Полученная пряжа через центральную трубочку
оттягивается из камеры вверх валиками 4, установленными над
прядильным устройством, и при помощи мотального валика 3
наматывается на бобину 3. В начале процесса прядения через
центральную трубку в прядильную камеру подается нить определенной
длины, смотанная с остановленной бобины 2 при выключенных
мотальных валиках. Конец нити отбрасывается центробежной
силой в желоб камеры, где к нему прикручивается мычка. Затем
мотальные валики и бобина включаются на нормальный режим
работы, нить начинает двигаться по направлению к бобине, и
процесс прядения возобновляется. На машине имеется
автоматическое устройство, которое обеспечивает при обрыве нити
прекращение подачи волокон в прядильную камеру.
Пряжа, получаемая с пневмомеханических прядильных машин,
по своей структуре отличается от пряжи с кольцепрядильных
машин, так как она образуется из недостаточно распрямленных
194
волокон и при незначительном их натяжении. Кроме того, пряжа,
получаемая с пневмомеханических машин, имеет значительный
процент обвивочных волокон, которые придают ей пушистость
и не способствуют повышению ее прочности, поэтому прочность
такой пряжи меньше, чем обычной. Для выработки на
пневмомеханических прядильных машинах пряжи требуемой прочности
повышают крутку (для пряжи 50 текс приблизительно на 20%).
Производительность машины пневмомеханического прядения
зависит от скорости оттягивания нити из камеры, которая при
частоте вращения формировочно-крутильного механизма 31 000—
40 000 мин-1 может изменяться от 20 до 76,5 м/мин. При прядении
с частотой вращения формировочно-крутильного механизма
40 000 мин-1 производительность одного прядильного места в 2,5—
5 раз больше по сравнению с производительностью одного
веретена кольцевого прядения.
Ленточные, ровничные, прядильные и крутильные машины
текстильного производства весьма разнообразны. Их различают в
зависимости от рода перерабатываемого волокна, группы линейных
плотностей вырабатываемого продукта, величины паковки и
конструкции рабочих механизмов. Детали и сборочные единицы
аналогичных машин имеют высокий уровень унификации, а
некоторые машины прядильного производства стандартизированы.
Кроме того, по мере развития текстильной техники типаж машин
систематически изменяется.
Согласно ГОСТ 6737—74 ленточные машины для хлопка и
химических волокон длиной до 65 мм изготовляют на один, два
и четыре выпуска. Скорость выпуска ленты в одноголовочных
и двухголовочных машинах от 200 до 500 м/мин при линейной
плотности входящей и выходящей ленты 5—2,8 ктекс, числе
сложений 6—8 и общей вытяжке 5—8,5. В четырехголовочных
машинах скорость выпуска от 130—190 м/мин при линейной
плотности входящей ленты 5—2,95 ктекс и выходящей 4,5—2,8 ктекс,
числе сложений 6—8 и общей вытяжке 4—9. Диаметры тазов на
питании 900—1000 мм, на выпуске от 220 мм для
пневмомеханической прядильной машины и 350—900 мм при обычном прядении.
Ленточные машины на один и два выпуска должны изготовляться
с автоматом смены тазов или выталкивателем. Ленточные машины
на один выпуск могут изготовляться с регулятором вытяжки с
пределом регулирования±25%. Срок службы до первого
капитального ремонта — не менее 24 месяцев, до списания — не менее
15 лет.
Ленточные машины в камвольном производстве (ЛШ) широко
применяют как в чесальном, так и ровничном отделах фабрики,
при различных переходах. В основном ленточные машины
изготовляют с одной и двумя головками, с одним или двумя
выпусками, с двухпольным вытяжным прибором и червячным
гребенным механизмом с числом ударов гребней до 1250 в минуту. Число
сложений у этих машин — 10, вытяжка 6—12 и скорость вы-
7*
195
пуска до 90 м/мин. Характерной особенностью ленточных машин
для заключительных операций после гребнечесания является
применение авторегулятора вытяжки с диапазоном
регулирования ±(20—25)%.
Несмотря на стремление исключить ровничные машины из
цепочки машин хлопкопрядильного производства, их еще долгое
время будут применять, особенно при выработке пряжи низких
линейных плотностей. В основном будут использовать машины
Р-192-5 и Р-260-5. Машина Р-192-5 имеет расстояние между
веретенами 192 мм, подъем каретки 250—-300 мм и на ней можно
вырабатывать ровницу линейной плотностью 185—1430 текс
при частоте вращения веретен до 1300 мин-1. Ровничная машина
Р-260-5 имеет расстояние между веретенами 260 мм, подъем
каретки 300 мм и на ней можно вырабатывать ровницу линейной
плотностью 1430—185 текс при частоте вращения веретен до
1200 мин-1.
Для выработки крученой ровницы в камвольном производстве
будут применять машину Р-192-Ш, имеющую 60 головок и 120
выпусков и работающую со скоростью выпуска ровницы 20—
45 м/мин. Число сложений у этой машины 1—2, вытяжка 10—20,
частота вращения веретен 750—980 мин-1.
В хлопкопрядильном производстве применяют кольцепрядиль-
ные машины с расстоянием между веретенами 66 — для
выработки основной и уточной пряжи низких линейных плотностей
18,5—5,88 текс; 76 — для выработки пряжи средних линейных
плотностей 25—15,4 текс; 83 — для выработки пряжи ниже
средних и высоких линейных плотностей 50—18,5 текс. Число
веретен на кольцепрядильных машинах может быть различно
в зависимости от расстояния между веретенами, компоновки
различных секций и числа их и может изменяться от 48 до 464 (на
машинах типа П-66 оно кратно 16). Однако общая длина машины
не должна быть больше 17,1 м. На машине применяют одно или два
сложения и вытяжку 12—40, диаметр кольца от 38 до 57 м,
высота намотки пряжи 200—240 мм, частота вращения веретен
И 000—12 000 мин-1 в зависимости от типа машин и линейной
плотности вырабатываемой пряжи. На кольцепрядильных
машинах хлопчатобумажного производства скорость выпуска пряжи
может составлять от 10 до 18 м/мин.
Для выработки камвольной чистошерстяной пряжи и в смеси
с химическими волокнами применяют в основном кольцепрядиль-
ные машины типа П-76-ШГ с числом веретен 240—408, частотой
их вращения 6000—10 000 мин"1, вырабатывающие пряжу
линейной плотностью 42—15,6 текс с общей вытяжкой 8—30.
Кольцепрядильные машины для аппаратной системы прядения
шерсти согласно ГОСТ 10276—75 изготовляют с расстоянием между
веретенами 114 и 132 мм для выработки пряжи линейной
плотностью 45—400 текс. Эти машины имеют скорость выпуска не
более 25 м/мин и работают с вытяжкой 1,2—2,8 при диаметрах
196
колец 75, 86 и 102 мм и соответственно с частотой вращения
веретен 4000-9000, 4000—7000 и 2000—6000 мин'1; число веретен
может быть от 32 до 300.
В XI пятилетке намечен выпуск новых кольцепрядильных
машин с измененным расстоянием между веретенами и с
введением ряда усовершенствований, способствующих повышению
производительности труда и оборудования. К ним относятся
унифицированные скоростные кольцевые машины для хлопка с
автосъемниками типа П-75-А, П-70-А и для камвольной шерсти —
П-75-ШГ. Для выработки аппаратной пряжи будут изготовляться
безбаллонные кольцепрядильные машины П-114-Ш и П-132-Ш,
имеющие новые веретена с насадками и кольца из спеченных
материалов с полиамидными бегунками.
Согласно ГОСТ 20743—75 наибольшая частота вращения
прядильных камер пневмомеханических прядильных машин,
предназначенных для выработки пряжи из хлопка, химических
волокон и их смесей с длиной волокна 25—40 мм из ленты,
составляет 40 000 мин"1, а расчесывающих барабанчиков 8500 мин-1.
На машинах устанавливают 40, 80, 120, 160, 200 прядильных
устройств с шагом 120 мм. На пневмомеханической прядильной
машине можно вырабатывать пряжу линейной плотностью 62,5—
15,4 текс с расчетной вытяжкой 55,5—307,9 и с числом кручений
на 1 м 593—1646,5 со скоростью выпуска 18,2—50,5 м/мин.
Пневмомеханические машины БД-200-М-69 в связи с
некоторым изменением прядильного устройства выполняют трех видов:
для прядения хлопка и смесей с преобладанием хлопка; вискозы
и смесей с преобладанием вискозы; синтетических волокон и их
смесей. Каждая машина должна иметь механизм автоматической
зарядки прядильных устройств. Вероятность запрядаемости должна
быть не менее 0,8 для хлопка и 0,5 для химических волокон
и их смесей.
Кольцекрутильные машины для хлопка, согласно
ГОСТ 7074—63, изготовляют как для сухого (К), так и для
мокрого (КМ) кручения пряжи с расстоянием между веретенами 83,
100 и 176 мм. Минимальная частота вращения веретен для первой
группы машин 12 000 мин-1, второй—10 000 мин-1, третьей —
3500 мин-1. В настоящее время применяют прядильно-крутиль-
ные машины для хлопка ПК-100-М и для аппаратного прядения
шерсти ПК-132-Ш.
5.2. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ И РАСЧЕТЫ МАШИН
Машины рассматриваемой группы должны обеспечить высокую
производительность при малой затрате ручного труда и высоком
качестве вырабатываемой продукции. В общем виде
производительность (кг/ч) ленточных, ровничных, прядильных и
крутильных машин можно определить по формуле
Я = 3,6 svTk^/lOOn, (5.2)
197
где s — число рабочих мест; v — скорость выпуска продукта, м/с; Т —
линейная плотность в тексах; kt — вытяжка продукта между цилиндрами и
механизмом намотки на шпулю или укладки его в таз; k2 — коэффициент усадки
пряжи при кручении (для ленточной машины k2 — 1); т| — коэффициент
использования машины, учитывающий время ее останова на ремонт, чистку и
обслуживание.
При создании новой машины или модернизации старой для
повышения коэффициента использования конструктору
необходимо наряду с повышением надежности ее механизмов и деталей
обеспечить механизацию труда и облегчить трудоемкие операции
(ручную смазку заменить централизованной, автоматизировать
чистку машины и съем готовой продукции).
Изменяемыми технологическими параметрами^являются
вытяжка, крутка и намотка, предельные значения которых
определяются техническим заданием на их проектирование. На
современных текстильных машинах в большинстве случае для
изменения скорости отдельных рабочих органов применяют сменные
зубчатые колеса, число зубьев которых определяют исходя из
намечаемой кинематической схемы, пределов и ступеней
изменения заданных технологических параметров. В частности, для
изменения крутки ровницы или пряжи на ровничных,
прядильных и крутильных машинах заменяют крутильную
шестерню.
. При конструировании машин данной группы необходимо
исходить из размеров и массы выпускаемой паковки. Так, для коль-
цепрядильных машин необходимо знать максимальный диаметр
Dmax и высоту #о паковки. Величины D^x и Я0 выбирают из
условий нормального протекания технологического процесса при
скорости, обеспечивающей получение оптимальных
технико-экономических показателей машины при выработке пряжи определенного
диапазона линейных плотностей. Внутренний диаметр кольца
(по бортикам) прядильной или крутильной машины
D = А™ + 2А, (5.3)
где Д — необходимый зазор для прохождения бегунка (Д = 1,5-г-2 мм).
Большое значение для нормального протекания
технологического процесса имеет также правильный выбор минимально
допустимого отношения между диаметром d шпули (патрона)
и диаметром D кольца. Увеличение диаметра шпули при
данном диаметре кольца приводит к уменьшению массы паковки.
Чрезмерное уменьшение диаметра шпули может вызвать резкое
возрастание натяжения нити при намотке на шпулю малого
диаметра по сравнению с натяжением нити при намотке на початок
большого диаметра, что приводит к увеличению обрывности нити
на машине. Если считать касательную'^силы Р, необходимую для
вращения бегунка по кольцу, постоянной, то натяжение нити
между бегунком и шпулей Т2 при намотке на шпулю малого
диаметра (2га) будет значительно больше "натяжения нити 7\ при
198
Рис. 5.6. Схема определения натяжения
нити при полной и пустой шпулях
намотке на шпулю большого
диаметра (2/-х) (рис. 5.6). Из
построения следует
7\ = P/cos ах; Т2 = P/cos а2;
cos ах = rjR\ cos а2 = r2/R,
откуда 7уТ2 = rjrv (5-4)
Если ra//*i = 0,33, то Т2/Т1 =
= 3; при Vi = 0,5 7У7\ = 2.
В современных кольцепрядильных машинах обычно dlD =
= 0,42 4-0,52. Высота паковки #0 определяв! высоту намотки
и положение вытяжного прибора. При конструировании
кольцепрядильных машин большое значение имеет выбор
конструктивной линии прядения, т. е. линии прохождения мычки-пряжи от
вытяжного прибора до шпули 4 (рис. 5.7). Для уменьшения дуги
обхвата переднего цилиндра мычкой вытяжные приборы
располагают под углом а. При выходе из передней пары вытяжного
прибора 3 мычка направляется к нитепроводнику 2, образуя при
этом на переднем цилиндре дугу с углом обтекания у. Чем больше
дуга обтекания, тем большей длины мычка не получит крутки
и останется слабой. Так как нитепроводники 2 подвижны, дуга
обтекания во время одного цикла движения изменяется от
наименьшего значения (угол Vi) ПРИ верхнем положении нитеводи-
теля до наибольшего (угол у2) при нижнем положении.
В некоторых кольцепрядильных машинах для уменьшения
угла обтекания передний нажимной валик заваливается вперед
приблизительно на 5°. Угол обтекания у для различных типов
кольцепрядильных машин различен в зависимости от подъема
кольцевых планок. Для основных кольцепрядильных машин
с подъемом 220 мм, изготовляемых в СССР, yt = 2-^3°, 72 = 17°.
Чем больше угол а наклона цилиндров вытяжного прибора, тем
меньше дуга обтекания. При вертикальном расположении
цилиндров (а = 90°) и при совпадении оси веретена с линией зажима
мычки в вытяжных цилиндрах дуга обтекания равна нулю и
крутка распространяется до места выпуска мычки передней
парой. Однако при вертикальном расположении цилиндров
вытяжного прибора увеличивается высота машины и затрудняется при-
сучка оборвавшейся нити. При горизонтальном расположении
цилиндров (а = 0) дуга обтекания достигает максимального
значения, и ширина машины увеличивается.
В современных кольцепрядильных машинах угол а делают
равным 45° (в некоторых машинах а = 60°). Определенное
влияние на протекание технологического процесса имеет также угол р
обхвата нитью нитепроводника. При подвижных нитепроводниках
угол р переменный — максимального значения он достигает при
199
Рис. 5.7. Схема конструктивной линии кольцепрядильной машины:
а — обычной; б — распрямленной
нижнем положении нитепроводника, минимального —при верхнем.
При угле наклона цилиндров вытяжного прибора а =--■ 45° и угле
завала переднего нажимного валика 5° угол Р определяется из
уравнения
45° + 5° + у + 180° — р = 90° или р = 140° + у.
У некоторых конструкций кольцепрядильных машин с
большими паковками применяется распрямленная конструктивная
линия (Р = 180°). При компоновке кольцепрядильной машины
необходимо также установить размеры Нъ А, В и & (см. рис. 5.7).
Размеры Н1 и А связаны с углом <р уравнениями
рх = л/2 + ф;
Ar + Hiy'A2 + Hl+^ (5-5)
где г — радиус переднего цилиндра.
239
Чтобы избежать захлестывания нити за верхний конец шпули
или патрона, размер k не следует делать малым. Обычно k —
= 20-^40 мм, при безбаллонном прядении k = 2-f-4 мм. Подъем
нитепроводников В = 50 ч- 70 мм. После нитепроводника нить
направляется в бегунок, который движется по кольцу /.
При конструировании машин пневмомеханического прядения
исходными являются размеры выходной паковки и диаметр
камеры. Диаметр катушек с пряжей на современных машинах
составляет 220—250 мм, высота 90 мм (при шаге прядильных
устройств 120 мм). Диаметр камеры зависит прежде всего от
отношения периметров сборной поверхности камеры к длине волокна;
чем больше' длина волокна, тем должен быть больше диаметр
камеры. Кроме того, на выбор диаметра камеры влияет также
и частота ее вращения. При больших диаметрах камеры и
высоких частотах вращения уменьшается прочность камеры, а
натяжение нити в ней может увеличиться до такой величины, которая
вызовет дополнительную обрывность пряжи.
Натяжение нити (мН) по выходе из прядильной камеры можно
приближенно определить по формуле
F = DWKT/(7,2-l05), (5.6)
где DK — диаметр сборной поверхности прядильной камеры, м; пк — частота
вращения камеры, мин-1; Т — линейная плотность нити, текс.
Из формулы (5.6) следует, что при высоких частотах вращения
целесообразно уменьшить диаметр прядильной камеры. Однако
чрезмерное уменьшение диаметра прядильной камеры может
ухудшить равномерность вырабатываемой пряжи, так как
уменьшается дублирование волокон в прядильной камере.
Рекомендуется ориентировочно выбирать диаметр DK > (1 ч-
ч-1,5) /„, где /в —длина волокна. Так, для машин БД-200 М69,
предназначенных для выработки пряжи из волокон длиной до
1В = 40 мм, рекомендуется принимать DK = 54-f-60 мм. При
прядении шерсти принимают DK = 85 мм.
5.3. РАЗБИВКА МАШИНЫ ПО ДЛИНЕ.
КОНСТРУКТИВНЫЕ ГРУППЫ МАШИНЫ
При конструировании ровничных, прядильных и крутильных
машин, имеющих большое число рабочих мест и большую длину,
необходимо для определения положения стоек, длин брусьев
и мест их соединений провести разбивку машины по длине.
Текстильным фабрикам в зависимости от имеющихся
производственных помещений требуются машины различной длины, поэтому
их проектируют секционными; длину машин в основном
изменяют за счет числа средних секций. В настоящее время имеется
стремление все секции машины собирать на машиностроительном
заводе и поставлять их фабрикам в собранном виде.
201
Рассмотрим для примера разбивку пневмомеханической
прядильной машины по длине. Все средние секции одинаковы и со-
s бираются полностью на заводе. При сборке машины их соединяют
между собой и с секциями боковой передачи и бокового привода,
что значительно сокращает время на монтаж на фабрике и
повышает прочность сборки. Каждая средняя секция машины имеет
40 прядильных мест (по 20 с каждой стороны). Обычно в
пневмомеханической прядильной машине размещено 120, 160 и 200
прядильных устройств.
Каждая секция кольцепрядильной машины должна иметь
четное число веретен, а длина средней секции должна быть кратна
расстоянию между цилиндровыми стойками (длине звена
рифленого цилиндра). Расстояние между цилиндровыми стойками
делают кратным числу веретен, и для машин различных типов оно
разное. Так, у машины типа П-83 оно равно 498 мм, у машин
П-76 — 456 мм (по шесть веретен в звене). Общее число веретен
также различно у кольцепрядильных машин разных типов;
у машин типа П-66 оно может изменяться от 160 до 464.
По конструктивным признакам любую из рассматриваемых
в этой главе машин можно разбить на несколько крупных
сборочных единиц (остов, головная передача, привод машины и
автоматические устройства, питающий, крутильный, мотальный и
укладывающий механизмы и др.). Наличие этих единиц зависит
от вида машин; на ленточных машинах нет крутильного механизма,
на крутильных нет вытяжного прибора и т. д. Кольцепрядильная
машина состоит из следующих основных сборочных единиц:
остова, головной передачи, привода веретен, вытяжного прибора,
механизма водилки, нитепроводников и кольцеограничителей,
мотального механизма, натяжных роликов, привода машины
и автоматических устройств, катушечной рамки, веретен, колец
и мычкоуловительной системы.
Остов машины является основой, на которой монтируются все
сборочные единицы и детали, поэтому он должен обладать
достаточной прочностью, жесткостью и виброустойчивостью. Детали
остова машины должны быть просты по конструкции, сборка и
выверка их не должны быть трудоемкими. Если соединительные
связи остова машины состоят из нескольких брусьев, то торцы их
должны быть плотно стянуты; максимально допустимый зазор
составляет 0,1 мм для цилиндрового и 0,2 мм для веретенных
брусьев (при соединении их накладкой). Особое внимание
необходимо обратить на горизонтальность и плоскостность рабочих
поверхностей брусьев. Так, для ленточных машин для хлопка
отклонение от горизонтальной плоскости остова не должно
превышать 0,1 мм на длине 1 м, а неплоскостность цилиндрового
бруса должна быть не более 0,03 мм для машин с одним и двумя
выпусками и 0,05 мм для машин с четырьмя выпусками. С
повышением скоростей машин точность изготовления и монтажа
деталей остова должна быть увеличена.
202
Рис. 5.8. Средняя секция пневмомеханической прядильной машины БД-200-М69:
а — поперечный разрез; б — вид сбоку
Машина БД-200-М69 состоит из следующих основных
сборочных единиц (групп): остов, боковой привод, подставка, механизм
выпуска пряжи, механизм намотки пряжи, коробка раскладки
пряжи, механизм раскладки пряжи, электрооборудование, шино-
провод, боковая передача, механизм регулировки запрядки,
редуктор и прядильное устройство. Средняя секция (рис. 5.8)
является основной частью машины, на которой вырабатывается
пряжа. Она состоит из остова /, питающего (червячного) вала 7,
прядильных устройств 6, чувствительных элементов 5, механизма
выпуска 4, механизма раскладки пряжи 3, механизма намотки
пряжи 2 и шинопровода. Остов имеет прочные продольные связи
из гнутых профилей и стоек, которые при сборке образуют
жесткую конструкцию, что необходимо для обеспечения спокойной
работы машины. Между стойками вдоль связей устанавливается
канал для отсоса воздуха от крутильных камер. Стойки с внешней
стороны имеют вертикальные обработанные плоскости, которые
203
Рис. 5.9. Прядильный блок
обеспечивают правильное
и надежное соединение
средних секций как между
собой, так и с секциями
боковой передачи и
бокового привода.
Основным рабочим
механизмом пневмопрядиль-
ной машины является
прядильное устройство. На
рис. 5.9 представлен
прядильный блок машины
БД-200-М69 с
откинутым формировочно-кру-
тильным механизмом. Все
механизмы прядильного
блока смонтированы в
одном корпусе, который в
случае выхода из строя одной
детали или механизма
можно легко снять и
заменить новым блоком, не
нарушая работы соседних прядильных мест. В верхней
части 4 корпуса прядильного блока помещен чувствительный
элемент, который при обрыве пряжи дает сигнал на отключение
электромагнитной муфты привода питающего цилиндра 6 и
прекращение питания расчесывающего барабанчика 5 лентой.
Питающий столик 7, питающий цилиндр 6 и расчесывающий
барабанчик 5 расположены вертикально, формировочно-крутильный
механизм 1 с неподвижным сепаратором 2 — горизонтально.
Ширина питающего столика 25 мм, диаметр питающего
цилиндра 25 мм, диаметр расчесывающего валика 65—70 мм. Столик
прижимается к питающему цилиндру пружиной с усилием 23,5 Н.
Лента, попадая под зубцы пильчатой гарнитуры расчесывающего
барабанчика, вращающегося с частотой 5000—8000 мин""1, при
частоте вращения питающего цилиндра меньше 2 мин-1,
разделяется на отдельные волокна (частично имеются небольшие
комплексы волокон) и потоком воздуха, возникающим при вращении
барабанчика между его поверхностью и кожухом, а также под
действием разрежения в камере направляется по воздухопроводу
к формировочно-крутильному механизму. Форма кожуха,
расстояние между поверхностью расчесывающего барабанчика и
внутренней поверхностью кожуха и чистота этих поверхностей
имеют большое значение для нормального питания волокнами
камеры, в частности для сохранения их распрямленности и
параллельного расположения со сдвигом по длине.
204
Рис. 5.10. Расчесывающий
барабанчик
Пряжа выводится из
камеры через центральное
отверстие оси сепаратора и
далее через направляющую «
трубку 3 и отверстие в верх- |
ней части корпуса
прядильного блока.
На рис. 5.10 представлена
конструкция расчесывающего
барабанчика. На концах валика 4 запрессованы барабанчик / и
блочок 5. Вал 4 расположен на двух шарикоподшипниках 2,
внутренним кольцом которых является канавка на валу 4, а
внешним — канавка в корпусе 3. Шарикоподшипники смазываются
консистентной смазкой, закладываемой при сборке (3 см3). Для
предупреждения утечки смазки предусмотрены уплотнители.
Расчесывающий барабанчик динамически балансируется в сборке
при частоте вращения 7000—8000 мин"1, допустимая остаточная
неуравновешенность должна быть не более 1,7 мкм.
Детали расчесывающего барабанчика должны быть изготовлены
с высокой точностью. Радиальное биение наружных
цилиндрических поверхностей расчесывающего валика и блочка относительно
наружной цилиндрической поверхности корпуса должно быть не
более 0,03 мм. Торцовое биение наружной боковой плоскости
расчесывающего барабанчика относительно наружной
цилиндрической поверхности корпуса должно быть не более 0,05 мм.
Большое влияние на качество прочеса оказывает пильчатая гарнитура,
которой обтягивается барабанчик. Она должна быть хорошо
отполирована, конфигурация, шаг и высота зуба должны быть
разными при прядении различных волокон.
Расчеты показывают, что вытяжка между расчесывающим
барабанчиком и питающим цилиндром получается большой (около
113 000), при этом число волокон в поперечном сечении прочеса
около 1,6, а сдвиг волокон — 18 мм (при ленте плотностью
3,4 ктекс, частоте вращения барабанчика пб = 7500 мин-1 и
питающего цилиндра ип.ц = 1,72 мин-1). При прядении длинного
штапельного волокна диаметры расчесывающего барабанчика и
питающего цилиндра (во избежание намотов волокна на
питающий цилиндр) должны быть увеличены. Применение
расчесывающего барабанчика в качестве дискретизирующего устройства на
пневмомеханической прядильной машине приводит к нарушению
относительно хорошей распрямленности волокон в ленте и
способствует появлению петель и сукрутин. Кроме того, после
расчесывающего барабанчика штапельная длина волокна
уменьшается на 1—2 мм, что указывает на разрыв некоторой части
волокон при расчесывании и не позволяет вырабатывать пряжу
с линейной плотностью меньше 18—20 текс.
205
5.4. ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИЙ ^ПЕРЕДАЧ
И ПРИВОДА
Во всех машинах рассматриваемой группы передача от
главного вала к рабочим механизмам, кроме передачи к веретенам
на кольцевых машинах и передачи к формировочно-крутиль-
ным механизмам и расчесывающим барабанчикам на машине
БД-200-М69, производится зубчатыми колесами. При
конструировании и изготовлении деталей зубчатых передач
высокоскоростных ленточных, ровничных, прядильных и крутильных машин
особое внимание необходимо обратить на их конструкцию и
точность. Недостаточно точное изготовление зубчатых колес
вызывает шум и вибрацию и является причиной пониженного качества
вырабатываемой продукции. Для увеличения плавности
зацепления и уменьшения шума рекомендуется применять зубчатые
колеса с наклонными зубьями. Для сокращения номенклатуры
сменных колес и уменьшения габаритных размеров зубчатых
передач желательно, чтобы у всех зубчатых колес был один
модуль (например, 2 мм) и один диаметр внутренних отверстий.
В последнее время некоторые зарубежные фирмы начали для
передачи широко применять зубчатые армированные гибкие
ремни, что приводит к уменьшению шума и упрощению самой
передачи. Обычно ленточные, ровничные, прядильные машины
приводятся в движение от индивидуального асинхронного коротко-
замкнутого двигателя неременного тока клиноременной
передачей. В ряде случаев на машинах имеется не один
электродвигатель, а несколько. Так, на пневмомеханической прядильной
машине устанавливают четыре электродвигателя; два из них
мощностью по 2,5 кВт приводят во вращение прядильные камеры
правой и левой сторон машины и через редуктор другие
механизмы, два электродвигателя мощностью по 2,2 кВт приводят
расчесывающие барабанчики прядильных устройств левой и
правой сторон. Электродвигатели целесообразно размещать, не
увеличивая габаритных размеров, в частности в головной или
хвостовой размах. Шкаф для аппаратуры электродвигателей можно
встроить в машину или разместить рядом с ней.
В некоторых случаях для обеспечения нормального
технологического процесса и уменьшения обрывности требуется
замедленный плавный пуск машин, например на ровничной машине,
что выполняется автоматически электроуправлением. При
высоких скоростях кольцепрядильных машин и увеличенных паковках
особое внимание необходимо обратить как на выбор
электродвигателя, так и на режим пуска машины. Исследования
показывают, что плавный пуск кольцепрядильной машины вызывает
повышенную пусковую обрывность. В то же время и обычный
пуск машины с обычным короткозамкнутым асинхронным
электродвигателем (п = 1440 мин-1) не снижает пусковой обрывности
нити. В этом случае время пуска машины увеличивается, и на
206
0,2 Q4- 0,5
1 1,1 1,± 1,6 t,c
Рис. 5.11. Изменение частот
вращения во время пуска
кольцепрядильной машины фирмы
Цинзер
протяжении почти 0,4
этого времени скорость
переднего цилиндра
опережает скорость веретен.
Для того чтобы
бегунок начал вращаться по
кольцу, необходимо для
преодоления трения между
бегунком и кольцом и
инерционности определенное натяжение нити. В пусковой период
машины нарушаются условия намотки нити на патрон (шпулю).
Передний цилиндр непрерывно выпускает мычку, но она
задерживается между цилиндром и бегунком. Длина нити в баллоне
увеличивается, бегунок отстает, нить получает недостаточную
крутку, располагаясь по ярко выраженной пространственной
кривой. Необходимо также отметить влияние недокрутки нити,
возникающей в период останова машины. Все это и приводит к
повышенной пусковой обрывности нити. Определенное влияние на
пусковую обрывность имеет и положение кольцевой планки в
начале пуска машины. На кольцепрядильных машинах фирм
Цинзер, Шуберт и Зальцер (ФРГ) применяют
двухскоростныедвигатели (п = 950/1440 мин-1) и пуск машин производят сначала
до частот вращения 9000—7700 мин-1 при частоте вращения
двигателей 950 мин-1. Все это приводит к резкому сокращению
времени пуска (на машине фирмы Цинзер 1,6 с, на машине фирмы
Шуберт и Зальцер — 1,3 с).
Рис. 5.12. Привод кольцепрядильной машины П-66-5М4:
1 — плита; 2,4 — шкивы электродвигателей; 3 — натяжной ролик; 5 — главный вал
машины; 6 — шкив главного вала машины; 7 — клиноремениая передача; 8,9 —
электродвигатели
207
На рис. 5.11 изображены кривые изменения частот вращения
двигателя пдв, переднего цилиндра пцил и веретен пвер во время
пуска машины фирмы Цинзер. Рассогласование частот вращения
двигателя, веретен и переднего цилиндра получается небольшим.
Вследствие этого пусковая обрывность на кольцепрядильных
машинах снижается до 3—6 на 400 веретен. Уменьшить пусковую
обрывность можно также некоторым опережением пуска веретен
по сравнению с пуском других механизмов.
В некоторых случаях на кольцепрядильных машинах применяют
регулирование частоты вращения в процессе наработки съема, что
позволяет выровнять натяжение нити и увеличить
производительность машины. При этом скорость можно регулировать как в
пределах одного цикла движения кольцевой планки (послойное
регулирование), так и в пределах наработки съема (базовое
регулирование). Из-за трудности выполнения полного регулирования
частоты вращения веретена часто ограничиваются базовым
регулированием. В этом случае обычно применяют ступенчатое
регулирование при помощи двух асинхронных короткозамкнутых
электродвигателей или одного двухскоростного электродвигателя
с изменением числа пар полюсов статора. Применение базового
регулирования на кольцепрядильных машинах уменьшает
обрывность нити и повышает ее производительность на 5—6%.
На рис. 5.12 изображен привод кольцепрядильной машины
П-66-5М4. Главный вал 5 машины при помощи клиноременной
передачи 7 получает вращение от электродвигателя 8 с малой
частотой или от электродвигателя 9 с большой частотой. Гнезда
початков нарабатываются с медленной скоростью при работе
электродвигателя 8. По окончании наработки гнезда от
механического воздействия через блок-контакты электродвигатель 8
отключается, а электродвигатель 9 включается, и тела початков
нарабатываются при повышенной частоте вращения. При наработке
верхнего конуса початка частота вращения веретен снова
переключается на малую.
На кольцепрядильной машине фирмы Шуберт—Зальцер
частота вращения веретен в течение 40 мин после пуска машины
составляет 7700 мин-1, а затем после автоматического
переключения полюсов электродвигателя повышается до 11500 мин-1.
У кольцепрядильной машины фирмы Цинзер базового
регулирования частоты вращения нет и машина после пуска еще 5 с
работает при пониженной частоте вращения веретен 9000 мин-1,
а затем переводится на частоту 13 270 мин-1.
При проектировании высокоскоростных ленточных,
ровничных, прядильных и крутильных машин необходимо
конструктивными мероприятиями обеспечить отсос пыли, снижение шума
и уменьшение вибрации. Более подробно эти вопросы излагаются
в учебнике «Основы проектирования текстильных машин» [21 ].
Глава 6
ВЫТЯЖНЫЕ ПРИБОРЫ
6.1. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К ПРИБОРАМ
И ОСНОВНЫЕ ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ПРЕДПОСЫЛКИ
В существующих системах прядения при переработке
натуральных, искусственных и синтетических волокон в пряжу
основной задачей технологического процесса является получение
равномерной по структуре и свойствам ленты, ровницы и пряжи
путем сложения и вытягивания. Целью сложения является
выравнивание продукта по толщине, цвету, составу волокон, целью
вытягивания — утонение продукта, сопровождающееся
распрямлением и параллелизацией волокон.
Отношение длины продукта после вытягивания к его длине
до вытягивания или отношение линейной плотности Т1 продукта
до вытягивания к его линейной плотности Т2 после вытягивания
называется вытяжкой и обозначается буквой Е, т. е. Е = Тх/Т2.
Число сложений и вытягиваний определяется планом прядения
и зависит от уровня развития техники, качества, свойств и
линейной плотности получаемой пряжи. С развитием техники и
технологии число переходов в прядении сокращается, уменьшается
и общее число сложений.
Простейший вытяжной прибор, применяемый на чесальных
и гребнечесальных машинах для хлопка (рис. 6.1), состоит из
питающего 1 и вытяжного 4 цилиндров и двух валиков 2 и 3,
обеспечивающих зажим волокна. Кинематическую вытяжку
находят из отношения линейных скоростей последующей и
предыдущей пар, т. е. Е — vjv^. Если вытяжной прибор имеет больше
двух линий цилиндров, то общая вытяжка будет состоять из
произведения вытяжек между соседними парами цилиндров:
Е = -А- -*- ■ . • —Z— = еге.,... еп
или из отношения линейной скорости выпускного цилиндра к
линейной скорости питающего цилиндра. Силой прижима является
сила тяжести валиков или сила, создаваемая специальным
нагрузочным приспособлением. Продукт, поступающий в питающую
(заднюю) пару, под действием нагрузки Q верхнего валика
деформируется, из круглого превращается в плоский и уплотняется
посередине, образуя на участке АВ поле сил трения,
характеризуемое кривой АСВ. На диаграмме по оси ординат отложены
209
напряжения Рт поля сил трения (средняя сила трения на 1 мм
длины волокна), а по оси абсцисс — его длина [8J.
Рассмотрим основные показатели, влияющие на поле сил
трения. При увеличении давления, например Q (а значит и нагрузки
на единицу длины цилиндра), на валик уплотнение волокон
увеличивается, поле сил трения удлиняется, напряжение поля сил
трения увеличивается (рис. 6.2, кривые 1 и 2). При увеличении
диаметров цилиндра и валика увеличивается поверхность
соприкосновения пары с волокном и длина поля сил трения и
уменьшается его напряженность (кривые 1 и Г). Если линейная
плотность продукта возрастает, то увеличиваются его толщина и
поверхность соприкосновения пары цилиндр—валик с волокном.
При этом напряженность поля сил трения уменьшается, а длина
его возрастает (кривые 1 и Г).
Напряженность и протяженность поля сил трения зависят от
жесткости эластичного покрытия нажимного валика. При
уменьшении жесткости покрытия (при прочих равных условиях) его
деформация возрастает, длина поля сил трения увеличивается,
напряженность уменьшается, и наоборот. При металлических
валиках, которые не деформируются, нормальное давление от
середины к краям резко уменьшается, и крайние волокна
оказываются не зажатыми. Поэтому чаще всего применяют валики
с эластичным покрытием, обеспечивающим практически полный
охват волокнистого продукта и плавное изменение силы зажима
волокна от середины к краям.
Волокна по виду движения в вытяжном приборе можно
разделить на две группы: контролируемые и неконтролируемые
(плавающие). К контролируемым относятся волокна, длина которых
равна разводке вытяжного прибора (разводка — расстояние между
осями цилиндров вытяжной пары). Эти волокна все время
находятся под влиянием поля сил трения той или иной пары вытяж-
Рис. 6.1. Простейший вытяжной прибор
Рис. 6.2. Напряженность и протяженность поля сил трения
210
Рис. 6.3. Зависимость силы вытягива- пЛ
ния от вытяжки
ного прибора и их движение
как бы контролируется этими
парами. Неконтролируемыми,
или плавающими волокнами, i
называются волокна, длина
которых меньше разводки. j
После выхода из зажима
предыдущей пары до момента захвата последующей парой волокна
находятся вне контроля вытяжных органов. В этом периоде их
скорость зависит от скорости тех волокон, которые окружают
неконтролируемые волокна и непосредственно с ними соприкасаются.
В связи с этим движение неконтролируемых волокон в промежутке
между вытяжными парами носит случайный характер и является
источником образования неровноты выпускаемого продукта.
'Как показывают теоретические и экспериментальные
исследования, наилучшим является такое движение, при котором все
волокна (контролируемые и неконтролируемые) перемещаются со
скоростью предыдущей пары до момента, когда их передние концы
достигают линии зажима последующей пары. После этого волокна
должны двигаться со скоростью последующей пары. Для
обеспечения такого движения необходимо, чтобы последующая пара
одновременно захватывала все передние концы волокон,
достигших линии зажима. При этом основным условием правильности
работы вытяжного прибора является устойчивость линии зажима,
сохранение постоянства поля сил трения, обеспечение контроля
неконтролируемых волокон.
Линия зажима (захвата волокон) должна возможно ближе
подходить к плоскости, проходящей через оси цилиндра и валика.
Наиболее устойчива линия зажима при меньших диаметрах
цилиндра и валика и большей жесткости эластичного покрытия.
При движении волокон в вытяжном поле между ними возникают
силы трения и сцепления. Для того чтобы вытянуть волокно из
движущейся массы, необходимо приложить к нему силу
вытягивания. Зная эту силу, можно определить необходимую нагрузку
на вытяжную пару и провести силовой расчет зубчатой передачи.
Теоретические и экспериментальные исследования показывают, что
сила вытягивания Р увеличивается при уменьшении разводки
в вытяжном приборе, увеличении давления на продукт,
максимальной длины волокна, числа волокон в поперечном сечении
входящего продукта, цепкости и коэффициента трения между
волокнами и при ухудшении распрямленности волокон.
Как показывают исследования, при увеличении вытяжки (при
постоянной линейной плотности проходящего продукта) силы
вытягивания возрастают до определенного предела, а затем падают,
асимптотически приближаясь к нулю (рис. 6.3). Объясняется
211
это тем, что на первой стадии вытягивания до определенного
предела не происходит сдвиг волокон, действительного
вытягивания нет, а есть распрямление волокон и небольшое их удлинение.
Кривая на этом участке аналогична кривой удлинение—нагрузка.
Далее, когда наступает сдвиг волокон, т. е. действительное
вытягивание, усилие Р будет падать. Увеличение вытяжки ведет
к уменьшению количества вытягиваемых волокон и
необходимого усилия для их извлечения из массы.
6.2. ВЫТЯЖНЫЕ ПРИБОРЫ ЛЕНТОЧНЫХ МАШИН
ДЛЯ ХЛОПКА
Вытяжные приборы современных ленточных машин являются
цилиндровыми и в большинстве выполняются по схеме «4 на 4»,
«3 на 4», «2 на 3», «3 на 3» и «2 на 2» (первая цифра указывает на
число нажимных валиков в приборе, а вторая — на число
цилиндров). В отечественной промышленности наибольшее
распространение получили вытяжные приборы «4 на 4» и «3 на 3» (машины
ЛНС-51-2М, ЛАТ-50-3, Л2-50-М и др.). Машины ЛНС-51-2М с
вытяжным прибором «4 на 4» заменили аналогичные машины с
прибором «4 на 5»; в данной конструкции вместо гладкого третьего
цилиндра (считая со стороны выпуска) диаметром 19 мм,
выполнявшего роль вращающегося контролирующего прутка,
установлен неподвижный контролирующий пруток с регулируемым
зазором между ним и нажимным валиком. Зазор регулируется
изменением положения прутка с помощью упорных болтов. В
процессе эксплуатации этих вытяжных приборов наблюдались частые
намоты на второй цилиндр.
В настоящее время эта машина выпускается с вытяжным
прибором «3 на 3», в котором в основной зоне вытягивания установлен
контролирующий пруток со срезанной нижней частью, что
позволило уменьшить разводку между первой и второй линиями
цилиндров от 65 мм (прибор «4 на 4») до 52 мм. В вытяжном приборе
«3 на 3» волокна входят в зажим выпускной пары по касательной
к поверхности выпускного цилиндра, что способствует
улучшению качества выпускаемой ленты. Диаметр цилиндров первой
линии составляет 51 мм, второй — 34,7 мм, третьей — 35 мм.
Нажимные валики имеют одинаковый диаметр, равный 41 мм.
Скорость выпуска ленты — до 180 м/мин. Вытяжные приборы
аналогичной конструкции используются на ленточных машинах
на два выпуска для кольцевого прядения Л2-50-1 (скорость
выпуска vu = 400 м/мин) и Л2-50М (ув = 310 м/мин), а также
на ленточных машинах для безверетенного прядения с обычной
укладкой в тазы диаметром 220 мм Л2-50-220 (vB =410 м/мин)
и с уплотненной укладкой Л2-50-220 У (ув = 260 м/мин).
Трехцилиндровый вытяжной прибор «3 на 3» представлен на
рис. 6.4. Он предназначен для переработки хлопкового волокна
полного диапазона штапельных длин. Диаметр цилиндров первой
212
линии (1) составляет 50 мм, второй (4) — 28 мм и третьей (5) —
44 мм. Цилиндры первой линии имеют спиральное рифление,
второй и третьей—обычное (параллельно оси цилиндра).
Большой диаметр переднего цилиндра позволяет уменьшить его
частоту вращения при большой скорости выпуска, снижает
возможность образования намотов на цилиндр, а спиральное рифление
обеспечивает плавность вращения нажимных валиков и
уменьшает их износ. Вторая линия нажимных валиков 8 и неподвижный
контролирующий пруток 10 смонтированы в специальной втулке 7
таким образом, что их можно вращать как единый узел вокруг
оси второй линии цилиндров. Аналогично может перемещаться
и валик третьей линии вытяжного прибора. Такая конструкция
позволяет изменять разводку в вытяжном приборе без
перемещения рифленых цилиндров.
Контролирующий пруток отклоняет вытягиваемые волокна от
прямолинейного пути в зоне вытягивания, что обеспечивает
уплотнение ленты в этой зоне и эффективный контроль за движением
коротких (плавающих) волокон. Высокие скорости выпуска ленты
на современных ленточных машинах потребовали повышения
класса точности изготовления элементов вытяжного прибора
(в основном второй класс точности), введения автоматических
устройств для контроля обрыва ленты, наматывания на цилиндры
или валики, системы непрерывного удаления пуха и пыли и т. д.
Так, на рис. 6.4 показаны чистители 3 цилиндров и 9 нажимных
валиков, соединенных с системой отсоса 2 и 6 пуха и пыли.
6 7 8 9 10
Рис. 6.4. Вытяжной прибор ленточной машины
213
Н/fiU/i''/t.
Рис. 6.5. Вытяжная пара
Из-за высокой скорости выпуска
частота вращения вытяжного цилиндра
составляет 2000 мин"1 и выше. При
такой частоте вращения на работу
вытяжной пары начинает влиять ее
динамика. При неудачно подобранных
упругих (жесткость пружин нагрузки и
эластичного покрытия нажимного
валика) и инерционных (масса валика с
подшипниками и их корпусами)
характеристиках вытяжной пары может
нарушаться правильное протекание
технологического процесса из-за
значительного колебания усилия зажима
волокна. Поэтому при проектировании
скоростных вытяжных приборов
необходимо расчетным путем определить
эти колебания, оценить их влияние на качество продукции и при
необходимости соответствующим изменением параметров пары
уменьшить колебания нагрузки до допустимого значения.
^ На динамику вытяжной пары оказывают влияние следующие
факторы: биение цилиндра и валика, масса валика и всех
связанных с ним деталей, неуравновешенность вращающихся частей
валика, жесткость пружины нагружения, жесткость эластичного
покрытия валика, частоты вращения валика и цилиндра. Следует
отметить, что неуравновешенность нажимного валика никак не
учитывается и не нормируется. В то же время, неуравновешенность
валика при неудачном выборе его параметров оказывает
существенное влияние на динамику вытяжной пары. Чтобы исключить
возможность появления поворотных колебаний (колебаний в
вертикальной плоскости вокруг оси, перпендикулярной оси
вращения валика и проходящей через его центр тяжести) валика,
правая и левая пружины нагружения должны иметь одинаковую
жесткость. В дальнейшем будем считать, что это условие
выполняется. Учитывая большую изгибную жесткость вытяжного
цилиндра, его деформацией пренебрегаем. При анализе динамики
вытяжных пар будем учитывать только вертикальные перемещения
нажимного валика, так как именно они характеризуют
стабильность положения линии захвата волокон (биение цилиндра не
превышает 2- 10~2 мм), а следовательно, и стабильность процесса
вытягивания.
В вытяжных парах (рис. 6.5) ведущим является рифленый
цилиндр 1 с осью вращения О'ч и эксцентриситетом еа. Его угловая
скорость равна щ и постоянна. Нажимной валик 3 (поперечное
сечение валика — правильный круг) приводится во вращение от
цилиндра фрикционно. При перекатывании по цилиндру (без
214
Рис. 6.6. Динамическая модель вытяжной
пары
учета динамических явлений) валик
вращается вокруг геометрической
оси Оъ которая находится на
постоянном расстоянии от поверхности
цилиндра. Нагрузка на валик
создается пружиной 5, передающей
давление на корпуса подшипников,
ось OJ которых в общем случае
смещена относительно
геометрической оси Ох на величину ev
Массу т подвижных, но невращающихся частей валика будем
считать сосредоточенной на оси 0[ подшипников. Масса тх
вращающихся частей валика располагается на расстоянии е3 от его
геометрической оси.
•При совместном вращении цилиндра и валика в месте их
контакта возникает сила трения, момент которой относительно оси 0Х
из-за ограничений, накладываемых на движение оси 0Х абсолютно
жесткими направляющими 4, вызывает вертикальные
перемещения оси 0'\ по закону ух (0 = ех sin &х t. Те же ограничения и
момент от силы трения относительно оси 0{ приводят к
практически горизонтальным перемещениям оси 0Х по закону х (t) =
= —ег cos a)xt. Горизонтальными и вертикальными
перемещениями оси 0г ввиду их малости пренебрегаем. Примем, что
эластичное покрытие 2 валика подчинается закону Гука, и заменим его
линейной пружиной жесткостью k2.
Таким образом, модель вытяжной пары будет иметь вид, как
это показано на рис. 6.6. При этом полагаем, что пружина
жесткостью kx невесома и может скользить без трения по абсолютно
жесткой направляющей. В модели поверхность рифленого
цилиндра заменена абсолютно жестким подвижным основанием,
совершающим кинематическое движение по закону у2 (t) =
= ег sin o>2t.
Запишем уравнение равновесия для данной модели
т,
JL
d*
(у - е3 sin (Ojf) + m-^(y-V «i sin щГ) +
+ h (У + eL sin o\t) + h \y — y2 (I)] = 0.
Тогда уравнение движения оси 0Х валика в неподвижных
координатах без учета влияния рифлей цилиндра будет иметь вид
My + k3y = £2e2sin w2t — [(mie3 — mex) to* + kxex] sin (axt, (6.1)
где M = «i + m; k3 = kt + ft2-
Пренебрежение влиянием рифлей в данном случае
правомерно, так как в современных вытяжных приборах рифли вытяж-
215
ных цилиндров выполняют наклонными. Уравнение (6.1) можно
представить так:
У-\-р\У = р\е2 sin со2* — [{qzeb — qxex) щ -f p\ex] sin &xt, (6.2)
где pQ = (£t + k2)/M = p\ + p\ (здесь p2 и р\ — квадраты собственных
круговых частот свободных колебаний нажимного валика по отдельности
соответственно на пружине kx и пружине k2); q3 = mjM; qx = m/M.
Общее решение уравнения (6.2) имеет вид
п2
У = 75—7Т е2 sin со2£ - ——_ [(д3е3 - qxex) со? + pfo] sin &xt. (6.3)
F0 ш:2 Pq — ш1
Для определения колебаний нагрузки в жале вытяжной пары
нужно знать относительное смещение оси Ох валика и поверхности
цилиндра (подвижного основания в модели). Относительное
смещение уот определится как разность между абсолютным
перемещением оси Ох валика и перемещением уг (t) подвижного
основания, т. е.
Уош = У — y2(t) = у — <?2 sin o)2t. (6.4)
Подставляя выражение у из уравнения (6.3) и проводя
преобразования, получаем
р2 —со?
Уотн = 5 Т е* Sln ю2 t —
Р0-Ш2
~~ .2 т2 К^З - ^l) W? + pfo] Sin о)!Л (6.5)
Р6-Ш1
Выразим жесткость &2 эластичного покрытия валика через
жесткость kx пружины нагружения (k2 = nkx) и подставим ее
в формулу (6.5) вместо k2:
о о
р-х-щ
Ути = 5- г—— Г <?2 Sln ^
р2(п+1).
— р2(и+1) _м2 ^(^3 - дгв,) 0)1 + Pl«l] S'n 0)^. (6.6)
Далее, разделим числитель и знаменатель каждого из
слагаемых правой части формулы (6.6) на р\:
и '~С2 r,infw [(^з-^1)С1+^1 „,
^»- (п + 1)_с|е25ШС0^ (я + 1)-С? Ь!П°^' (67)
где Сх = ах/рх; С2 = coa/pj.
Из полученного выражения следует, что если С2 = I (чаще
всего С2 < I), то первое слагаемое в правой части формулы (6.7)
216
равно нулю, и на величину уотн оказывает влияние только
второе слагаемое, т. е.
,o,rH^_K^3-^)^ + gl]sin
Уогн (п4-\\— С2 1
(6.8)
(п+1)-С\
или
Уот
[с1%е3 + (1-дхс1)ех]
("+!)•
С2
sin (nj.
Отсюда следует, что уотл зависит от параметров системы qu
q3, e1, e3 и п, а также от отношения ajp^ Отметим, что в
большинстве конструкций вытяжных пар ленточных машин qs «* 0,8;
qx «=« 0,2; п > 10. Биение ех нажимного валика нормировано
и равно 3- Ю-2 мм. Таким образом, конструктор может изменять
в основном величины Сх и е3.
Из полученных формул следует, что при большой
неуравновешенности нажимного валика и неудачном выборе Сх
колебания АР нагрузки в вытяжной паре могут оказаться достаточно
большими, что приведет к появлению дополнительной неровно™
в вырабатываемой ленте. Колебания нагрузки определяются по
формуле
АР = ЯгУотп = п^1Уота-
Выбирая максимально допустимое значение АР, можно найти
предельное значение уогп, превышение которого ухудшает
качество продукта:
«/охи max == (0,03 ~ 0,05) P,/(nkJ,
где Рт —■ заданная технологическая нагрузка на вытяжную пару.
Имея значение г/0тншах. можно, задаваясь величиной Сг,
определить по формуле (6.8) е3 и, тем самым, допускаемую
динамическую неуравновешенность нажимного валика,
обеспечивающую нормальную работу вытяжной пары, или наоборот,
определить Сх, задаваясь е3.
Для получения расчетного или заданного значения е3
необходимо ввести операцию динамической балансировки нажимного
валика или иметь балансировочную машину для
экспериментального определения максимального значения е3, характерного для
принятой точности изготовления валиков. Динамическая
балансировка в данном случае является нерациональной. Нужно
учитывать, что срок службы эластичного покрытия нажимных
валиков невелик и составляет приблизительно три месяца, после чего
покрытия заменяют новыми, причем это происходит уже в
условиях фабрик. Ясно, что балансировка валиков при этом будет
нарушаться, поэтому целесообразно снизить величину е3 путем
повышения точности изготовления валиков.
Отметим, что неуравновешенность вращающегося тела
вызывается не только неточностью его изготовления, но и
неоднородностью материала и некоторым нарушением симметрии в
распределении масс. Поэтому повышение точности изготовления валика
217
может дать снижение величины е3 только до определенного
предела. Следовательно, необходимо установить экономически
целесообразную точность изготовления валика и экспериментально
определить максимально возможное значение езтах, имея при
этом в виду условия замены эластичного покрытия на фабриках.
Зная е3тах, можно из формулы (6.8) найти (при С2 = I)
значение Си удовлетворяющее неравенству
С < 1/ Уотншах(П+ 1)— ег
' (Чзе? max — <?]«]) + </отн max
при котором колебания АР технологической нагрузки не выйдут
за пределы рекомендованных, и затем обеспечить это значение С1
конструктивно, выбрав соответствующую жесткость kx пружины,
а также величины qb и qx. Аналогичный анализ (при С2 Ф I)
можно провести, основываясь на формуле (6.7), но в этом случае
для определения Сх нужно задаваться величинами С3, q3, qv e3шах-
Выполнение всех указанных мероприятий позволит получить
хорошее качество вырабатываемой ленты на ленточных машинах
в широком диапазоне их скоростей.
6.3. ВЫТЯЖНЫЕ ПРИБОРЫ С ГРЕБЕННЫМ ПОЛЕМ
Вытяжные приборы с гребенным полем применяют на
ленточных, ровничных и прядильных машинах при прядении шерсти
и ее смесей с химическими волокнами, шелка из шелковых
отходов, льна и других лубяных волокон, химических волокон, в
которых длина перерабатываемых волокон "значительно больше
длины волокон хлопка. Из-за большой длины волокон
увеличиваются расстояния между соседними цилиндрами вытяжного
прибора. Поскольку натуральные волокна значительно
отличаются друг от друга по длине даже в одной и той же партии
смеси, то между цилиндрами в процессе вытягивания оказывается
много неконтролируемых волокон. При обеспечении контроля
за их движением между цилиндрами располагают подвижное
гребенное поле различной плотности (число игл на единицу
площади) и конфигурации. Скорость выпуска современных
ленточных машин с гребенными полями колеблется в больших
пределах (от 100 до 320 м/,мин).
Чаще всего рабочую скорость гребенного поля у,.р выбирают
несколько больше скорости питания vmr. Так, например, на
ленточных машинах для льна угр = (1,02ч-1,03) vnm. На ленточных
машинах для шерсти и ее смесей скорость гребней может быть
несколько меньше скорости питания. Обычно при гребенном
прядении шерсти vrp = (0,9бч-1,04) ипит.
Вытяжка в вытяжных приборах с гребенными полями бывает
небольшой. Так, на ленточных машинах для шерсти она
составляет 6—14, а для~льна 4—14.
218
Рис. 6.7. Вытяжной прибор с ротор-дисками:
1 — питающая пара; 2,4 — ротор-диски; 3 — вытяжная пара
В дальнейшем под термином «гребенное поле» будем понимать
различные устройства с игольчатой гарнитурой, "расположенные
в зоне вытягивания и предназначенные для контроля волокон.
Наличие подвижного гребенного поля обеспечивает движение
волокна со скоростью гребенного поля; возможность
преждевременного перехода их на скорость вытяжного цилиндра сведена
к минимуму. Помимо этого, гребенное поле способствует лучшему
распрямлению и параллелизации волокон. Различают два
основных вида гребенного поля: ~с плоскими и круглыми гребнями.
В последнее время для переработки натуральных и
химических волокон нашли применение вытяжные приборы с гребенными
барабанчиками (машина СН-12, Италия) и ротор-дисками (Инголь-
штадт, ФРГ). Отрицательная разводка (присадка) между
барабанчиками обеспечивает надежное транспортирование волокон в
вытяжном поле, а вращение барабанчиков позволяет повысить
скорость выпуска ленты до 320 м/мин. Однако в этих вытяжных
приборах (рис. 6.7) имеется значительное неконтролируемое
пространство между барабанчиками и вытяжной парой, которое
(при наличии сравнительно коротких волокон) служит источником
образования неровноты в ленте. Поэтому такие вытяжные
приборы применяют в основном для переработки химических волокон,
имеющих достаточную штапельную длину.
В качестве последнего перехода ленточной машины иногда
используют вытяжной прибор, в котором вместо нижнего
гребенного поля (рис. 6.8) установлен транспортер, а вместо
верхнего — планки с эластичными петлями (машина ЕТ 11 фирмы
Шлюмберже, Франция). Вытяжные приборы с червячными
гребенными механизмами для перемещения гребней применяют на
ленточных и ровничных машинах гребенной системы прядения
шерсти и ее смесей с химическими.волокнами, в прядении льна
и других лубяных волокон, шелковых отходов и т. п.
219
Вытяжной прибор состоит из двух или трех цилиндров:
питающего, промежуточного и вытяжного. Между питающими или
промежуточными и вытяжными цилиндрами, устанавливают
одинарное или двойное подвижное поле плоских гребней, состоящее
из отдельных гребенных планок, к которым прикреплены
стальные иглы в один или два ряда. Для перемещения гребней чаще
всего используют червячный механизм.
Рассмотрим червячный механизм однопольного вытяжного
прибора (рис. 6.9). Он состоит из четырех червяков,
расположенных попарно в двух параллельных вертикальных плоскостях.
Верхние червяки / предназначены для рабочего хода гребенных
планок, нижние 6 — для их холостого хода. Концы гребенных
планок входят в винтовые канавки рабочих и холостых червяков
и перемещаются ими по полозкам 5 и 3 соответственно к
вытяжному и питающему цилиндрам. В конце рабочего и холостого
ходов гребенные планки кулачками 2 и 8 соответственно
опускаются или поднимаются и попадают своими концами в
специально выполненные карманы холостого или рабочего червяков.
Для обеспечения правильного положения гребня во время
опускания или подъема имеются направляющие 4 и 9, которые при
опускании входят в соответствующие прорези гребенной планки
(рис. 6.10, прорезь с размерами по ширине 10 и глубине 3 мм)
и прижимаются к ней при помощи пружин 7. Таким образом,
цикл движения гребня состоит из перемещения гребня от
питающей пары к вытяжной (рабочий ход); опускания гребня вниз
(переход с рабочего червяка на холостой); обратного хода гребня
к питающей паре (холостой ход) и его подъема с холостого
червяка на рабочий.
Рис. 6.8. Вытяжной прибор с эластичными петлями в зоне вытяжки:
1,2 — выпускные цилиндры; 3 — нижний транспортер; 4 — питающий цилиндр; 5, 7,
S — система пыле- и пухоудаления; 6, 10 — нажимиые валики; 9 — верхний
транспортер с эластичными петлями
220
Рис. 6.9. Червячный механизм вытяжного
прибора
1
2
Существует два типа вытяжных
приборов с червячным гребенным
механизмом: с одинарным и
двойным гребенным полем (верхним
и нижним); в последнем верхнее
поле несколько короче нижнего.
Иглы гребней верхнего поля
в зоне вытягивания входят между
иглами соседних гребенных
планок, что позволяет в 2 раза
повысить плотность игл в рабочей
зоне.
Гребенное поле является
наиболее важным и ответственным
механизмом вытяжного прибора. При конструировании таких
приборов стараются, насколько это возможно, сократить
конструктивные размеры b и а (рис. 6.11). Размер b образует зону
с мертвым пространством. Чем меньше размер Ь, тем закономернее
движение неконтролируемых волокон. Для уменьшения мертвого
пространства рекомендуется размещать иглы возможно ближе
к передней кромке гребенной планки, а также устанавливать
дополнительный вытяжной цилиндр меньшего диаметра между
основным цилиндром и гребенными планками.
Цилиндры вытяжного прибора для надежного зажима волокон
изготовляют, как правило, рифлеными. На некоторых вытяжных
приборах для увеличения плотности зажима и предотвращения
намотов волокон на передний цилиндр устанавливают резиновый
рукав. Нагрузка на нажимной валик создается пружинным,
гидравлическим или пневматическим нагрузочным устройством.
Рис. 6.10. Гребенная планка ленточной машины «Тематекс» для
шерсти
221
Рис. 6.11. Схема вытяжного
прибора с червячным гребенным
механизмом:
1 — вытяжная пара; 2 — гребенные
планки; 3 — рабочий червяк; 4 —
питающая пара
Зажимное усилие Р
определяется из условия
Рц = РТ,
где [г — коэффициент трения
между волокнами и вытяжным
цилиндром; Рт — сила трения
волокон в гребенном поле.
Сила Рт для каждого вытяжного прибора зависит как от
постоянных для данной конструкции параметров: плотности игл
гребенного поля, глубины вхождения игл верхнего ряда в нижний
(для двухпольных приборов), протяженности /р гребенного поля,
так и от переменных характеристик перерабатываемого продукта:
его линейной плотности, рода (состава) смеси, длины волокна
и т. д. С учетом этих факторов зажимное усилие для машин
гребенного прядения шерсти Р = (980,7-*■ 3432,4) Н.
При проектировании червячного механизма сначала
определяют диапазон длин волокон, которые будут перерабатываться
на машинах. На основании этого устанавливают разводку L
между питающей и вытяжными парами. В процессе
конструктивной разработки определяют размеры Ь, а, с и d. Затем находят
рабочий /р и холостой /х ход:
/р = L — (Ь + а); 4 = L — (с + d).
Для определения числа гребней в гребенном механизме
находят частоту "вращения рабочего червяка за цикл движения
гребенной планки:
«=-£ + -£ +
h
и
2я
где а ф) — угол поворота рабочего червяка от начала опускания (подъема)
гребенной планки до момента ее вхождения в нитку холостого (рабочего)
червяка; tl и t2 — соответственно шаг рабочего и холостого червяков.
Величины а и Р определяют графически методом построения
положения кулачка, сидящего на червяке, и гребенной планки.
При однозаходном червяке за один его оборот один гребень
опускается в канавку холостого червяка и один гребень поднимается
в канавку рабочего червяка. Следовательно, для механизма с одно-
заходными червяками частота вращения рабочего червяка за
цикл численно равна числу гребней:
k1 = n=h_l_b^A_
h ^ Л +
2я
(6.9)
222
При двухзаходных червяках число гребней /е2 = 2/г, при трех-
заходном —k3 ■■= 3/г и т. д. Формулу (6.9) в более общем виде
можно представить так:
где z — число заходов червяка.
Шаг гребней рабочего хода является технологической
величиной (обеспечивающей заданную плотность игл в рабочей зоне)
и обычно задается при проектировании. Заметим, что только
у однозаходных червяков шаг червяка совпадает с шагом гребней.
Для многозаходных червяков шаг гребней
S = ijz.
Ширина гребенной планки зависит от размеров игольчатой
гарнитуры, числа рядов игл на планке и способа их крепления.
Ширина планки В и шаг гребней S связаны условием
В = kS = ktjz,
где к — коэффициент ширины планки.
Коэффициент k у ленточных машин для шерсти и льна
находится в пределах от 0,7 до 0,82. Ширину В гребенной планки
выбирают тем больше, чем грубее волокно и выше линейная
плотность перерабатываемого продукта. Так, у льняных раскладочных
и ленточных машин ширина планки 16 мм и более, у ленточных
машин для шерсти она составляет 6—7 мм.
Длина гребенной планки зависит от длины игольчатой секции
гребня /0. Так, в ленточных машинах для шерсти /0 = 200-т-
-ь230 мм, в соответствии с этим длина планки составляет 308—
385 мм. Для ленточных машин первого перехода для льна длину
гребня выбирают равной 1020 мм, а для машин типа ЛЧ-4-Л1М
второго, третьего и четвертого переходов —560 мм. На рис. 6.10
показана гребенная планка для трезаходного рабочего червяка
с шагом 27 мм ленточной машины «Тематекс» для шерсти. Обычно
гребенные планки изготовляют из сталей 40, 50 или 65Г. Края
планок закаливают для уменьшения их износа от трения о
кулачки и полозки. В рабочих червяках гребенная планка должна
занимать положение, обеспечивающее перпендикулярность игл
направлению движения волокон. Для этого необходимо ее концы
срезать под углом % до размера, соответствующего ширине
канавки (см. рис. 6.10). Угол К чаще всего определяют графически
133].
Шаг рабочего червяка tx зависит от расстояния между рядами
игл, заходности червяка, типа машины, рода перерабатываемого
волокна и линейной плотности продукта. На ленточных машинах
типа ЛЧ-4-Л1М шаг верхнего червяка 25 мм при диаметре
червяков 60—48 мм. На ленточной машине «Стеллите» для шерсти
применяют двухзаходный червяк с шагом tt = 21,84 мм, на ма-
223
шине «Тематекс»—трехзаходный червяк с tx = 21 мм; на
машинах ЛШ и ЛАШ — трехзаходные червяки с tx = 24 мм. Для
уменьшения общего числа гребней в червячном механизме шаг
холостого червяка выбирают больше шага рабочего червяка:
tt = (24-2,5) tv
В современных червячных гребенных механизмах используют
многозаходные червяки. Они позволяют увеличить шаг рабочего
червяка при одновременном сохранении плотности гребней
(плотности игл) в гребенном поле. Путем увеличения шага можно
значительно повысить производительность ленточных машин
(скорость выпуска) без увеличения начальной скорости удара
кулачков по гребню. Пусть имеются два механизма — однозаходный
и двухзаходный с шагом червяков соответственно tx и t[, причем
t{ = 1,754. Для червячного механизма можно записать
Vi = rt^i/60 и v{ = n{t{/60.
Предположим, что частоты вращения червяков обоих
механизмов одинаковы, т. е. п.\ = п[; тогда из написанных выше равенств
получим
Vi/h = V'xlt'i,
откуда
v{ ■— t[vi/ti = l,75ui.
Обычно принято характеризовать работу гребенного механизма
числом п0 ударов кулачков по гребенным планкам в минуту. На
современных ленточных машинах первого, второго и третьего
переходов для длинноволокнистого льна п0 = 650 ударов/мин;
первого и второго переходов для коротковолокнистого льна
(ЛЧ-1-ЛО; 2ЛЧ-1-ЛО) п0 = 1250 ударов/рин, а третьего
перехода — п0 = 500 ударов/мин; при переработке шерстяного
волокна п0 = 1800-ь 2000 ударов/мин (скорость выпуска v = 180-г-
200 м/мин).
В основном нашли применение двух- и трехзаходные червячные
механизмы. Четырехзаходные механизмы используют редко из-за
сложности их изготовления и меньшей устойчивости гребенной
планки. В настоящее время наибольшее распространение начали
получать двухзаходные червячные гребенные механизмы. Они
имеют ряд преимуществ перед трехзаходными: возможность более
точного изготовления червяков и гребенных планок, большая
надежность работы и др. Это позволяет повысить число ударов до
1600 ударов/мин (машина ЛМШ).
При проектировании графически определяют профиль концов
червяков, обеспечивающий близкий подвод гребней к вытяжному
прибору, отсутствие соприкасания планки в конце рабочего хода
с винтовой поверхностью рабочего червяка для правильного ее
подъема или опускания соответствующими кулачками. Для этого
на передних концах рабочих и на задних концах холостых червя-
224
Рис. 6.12. Схема взаимодействия
кулачка и гребенной планки в
момент удара
ков делают срезы ниток
нарезки. Срезы ниток
выполняют и на задних
концах рабочих и передних
концах холостых
червяков, чтобы гребень до
полного подъема или
опускания не был захвачен
червяком и не получил
поступательного движения. Червяки обычно изготовляют из
стали 15 с цементацией и последующей закалкой. В настоящее
время для изготовления червяков рекомендуется применять
сталь 38Х2МЮА.
Расстояние между осями рабочего и холостого червяков
ориентировочно определяют по формуле
Я = 4гв + (2-*-3) мм,
где гв — внутренний радиус червяка.
Для опускания и подъема гребней с верхнего полозка на
нижний и наоборот в червячном механизме применяют кулачки.
Гребенная планка после удара отрывается от кулачка и движется
по инерции, затрачивая полученный запас кинетической энергии
на преодоление сопротивлений (в основном на трение в
направляющих). При значительном сопротивлении движению гребня
возможны повторные удары по нему кулачков. Для надежной и
долговечной работы червячных механизмов нужно обеспечить
минимальную необходимую скорость удара кулачка в момент подъема
и опускания планки. При опускании гребень ударяется также
о нижний полозок. Для смягчения этого удара применяют
амортизаторы.
Рассмотрим взаимодействие кулачка / и планки 2 в момент
удара (рис. 6.12) и определим скорость движения планки.
Построим в точке касания кулачка и планки план скоростей, из
которого определим скорость точки Alt принадлежащей планке
и совпадающей в данный момент времени с точкой А кулачка:
*Аг = SA + »/./•
Из рисунка следует, что
vAi = vA cos a — kd — vA cos a — vA sin a tg (3 =
= илсоза(1 — tgatgP).
Как показывают расчеты, наклон ударной части гребенной
планки под углом Р снижает скорость удара кулачка по гребню.
8 П/р А. И. Макарова 225
При угле (i = 9,2н-10,3° начальная скорость удара уменьшается
на 9—10%. Полная сила давления на два кулачка в момент удара
/> = 4^j/£7^+4(t±1)+7\ (6.10)
где Од — действительная скорость гребенной планки; EJ — жесткость
гребенной планки при изгибе; q — масса единицы длины гребенной планки; G — сила
тяжести гребенной планки; а — ускорение переносного движения гребенной
планки; Т — сила трения в направляющих; / — длина гребенной планки; g —
ускорение свободного падения.
Так как два последних слагаемых являются малыми
величинами и составляют 11—12% от силы удара, получаем
Ръ\,\2А^^Щ.
Максимальный изгибающий момент в среднем сечении гребня
или (по данным расчетов)
Mnax^l,05v,VEJq- (6.12)
В формулах (6.10) и (6.11) знак плюс берется при подъеме
гребенной планки, а знак минус — при ее опускании. Согласно
исследованиям Л. Н. Иванова ид = (1,25-г- 1,35) va,- При
движении вверх или вниз гребенная планка после удара проходит
между направляющей прижимной планкой и торцовой
поверхностью полозка. Полученный при ударе запас кинетической
энергии гребня массой m
mv2j2 = (0,78 ч- 0,91) mvAl
расходуется на преодоление сил трения и сил тяжести на пути
подъема или опускания, т. е.
тУд/2 - mv\l2 = ANfy ± Gy, (6.13)
где ух — текущая скорость гребенной планки; 4 — число поверхностей трения
для двух концов гребенной планки; N — сила нормального давления
направляющей прижимной планки; / — коэффициент трения; у — текущая координата
гребенной планки, отсчитываемая от начала ее подъема или опускания; G —
сила тяжести гребня.
Знак плюс берется при подъеме, а знак минус — при
опускании планки. При вхождении в нитку другого червяка конечная
скорость vy = 0, высота подъема (падения) у = Н, ид «* 1,Зул,.
При этих данных из формулы (6.13) получим
N = 0,212-^- + ^.
Найденное значение N позволяет конструктору рассчитать
прижимное устройство. При его проектировании необходимо пре-
226
дусматривать возможность подрегулировки усилия прижима,
так как величина N, определенная расчетом, является
ориентировочной. Значение val находят графоаналитическим способом.
Несмотря на хорошие технологические качества, вытяжные
приборы с червячными гребенными механизмами ударного
действия не являются перспективными. Дальнейшее повышение
производительности этих механизмов связано с большими
технологическими трудностями (повышением точности изготовления,
поисками новых материалов, защитой от шума и т. д.),
преодоление которых не всегда экономически выгодно. Лучшие образцы
вытяжных приборов имеют скорость выпуска до 160 м/мин при
числе ударов кулачков по гребням до 2000 мин-1 (машины для
шерсти).
Для ликвидации основного недостатка этих механизмов —
удара были разработаны безударные червячные механизмы.
В них рабочие и холостые кулачки, а также «ударные» части
гребенных планок спрофилированы так, что планки переносятся
из'рабочей зоны в холостую и обратно верхними и нижними
кулачками одновременно (планка находится в процессе переноса
в непрерывном контакте с кулачками) теоретически без удара.
В реальных механизмах небольшие удары и шум имеют место из-за
наличия зазоров между планками и кулачками. Скорость выпуска
в этих механизмах может достигать 200 м/мин при числе ударов
до 2000 мин-1. Однако сложность изготовления кулачков, планок
и полозков-направляющих привела к тому, что безударные
червячные гребенные механизмы не получили широкого
распространения.
Для выработки пряжи высокой линейной плотностью из
льна и льняных оческов еще используют ленточные машины с
гребенными механизмами со скользящими гребнями толкающего
типа. В гребенных механизмах применяют круглые стержни
с впрессованными в них иглами. Концы гребней, изогнутые в двух
взаимно перпендикулярных плоскостях, помещаются в трех рядах
неподвижных фасонных направляющих, которые обеспечивают
правильное положение гребней в рабочей зоне, а также в момент
входа и выхода игл в ленту. Расстояние между осями питающего
и вытяжного цилиндров в зависимости от длины
перерабатываемого волокна составляет 600—675 мм, скорость гребня 0,083—
0,545 м/с.
Эти механизмы не получили широкого распространения из-за
технологических и конструктивных недостатков. Так, при
поднятии и опускании гребень находится в наклонном положении,
что увеличивает вредное пространство в зоне вытягивания. Иглы
гребня при входе и выходе из ленты имеют наклон и при переходе
с одного прямолинейного участка на другой совершают «кивок»
(выпрямляются), что нарушает параллелизацию волокон и
отрицательно сказывается на качестве продукции. Кроме того, иглы
гребня выходят из ленты с замедлением, что особенно неблаго-
8*
227
Рис. 6.13. Вытяжной прибор ленточной машины с цепным приводом гребней:
I ■« питающий цилиндр; 2,7 — нажимные валики; 3, 6,9 — система пыле- и пухо»
удаления; 4, 12 — чистильные щетки; 5, // — верхнее и нижнее гребенные поля; 8, 10 ■»
выпускные цилиндры
приятно сказывается на ровноте ленты. Сам принцип движения
гребней (скольжения в трех рядах направляющих за счет
проталкивания) не позволяет обеспечить высокие скорости выпуска.
В связи с этим как в нашей стране, так и за рубежом ведутся
поиски новых конструкций вытяжных приборов с гребенным
полем для переработки длинноволокнистых материалов, которые
позволили бы обеспечить высокую производительность ленточных
машин при хорошем качестве выпускаемой ленты.
Одним из перспективных направлений, получивших развитие,
является создание вытяжных приборов с гребнями, приводимыми
в движение цепным приводом. Последний позволяет резко
повысить скорость гребенного поля и увеличить производительность
ленточных машин. Созданы машины ВР 75 (фирма ШМЖ, ФРГ)
со скоростью выпуска до 400 м/мин ЖЦ 10 (фирма Шлюмберже,
Франция) (рис. 6.13) со скоростью выпуска до 300 м/мин с цепным
приводом гребней. Шаг гребней (цепи) на машине ЖЦ 10
составляет 9,525 мм. Двойное игольное поле по 68 гребней в каждом
обеспечивает хороший контроль волокон в зоне вытягивания,
где находится 48 гребней (по 24 гребня сверху и снизу). На
машине установлены два выпускных цилиндра 10 и 8 диаметрами
соответственно 30 и 63 мм. При этом обеспечивается вертикальное
положение игл гребней в зоне вытягивания. Ближний к
гребенному полю цилиндр имеет малый диаметр, что позволяет умень-
228
шить вредное пространство между гребнями и выпускными
цилиндрами. Нагрузка на выпускные цилиндры составляет 4000 Н.
Выпуск ленты осуществляется в один или два таза. На машине
может быть установлен авторегулятор ленты с диапазоном
регулирования от +15 до —25%. Эта машина используется на первом
и втором переходах при переработке ленты коврового
ассортимента.
Во ВНИИЛтекмаше создан и прошел предварительные
технологические испытания вытяжной прибор с цепным приводом
круглых гребней, который можно использовать для переработки
гребенной шерсти и ее смесей. Гребенной механизм состоит из
верхнего 3 (рис. 6.14) и нижнего / гребенных полей, предгребен-
ных валиков, верхнего и нижнего чистителей. Левая и правая
плиты механизма толщиной 30 мм служат стойками. Плиты
стянуты связями и в них размещены опоры валов звездочек 2, 4,
7, 9, 12, 13, 15, 16. В плитах профрезерованы пазы / и 5 кулачков
(рис. 6.15) глубиной 12 и шириной 10 мм, в которые входят
кривошипы гребенных планок. Звездочки и профиль пазового кулачка
обеспечивают гребенной планке сложное движение: вертикальный
вход и вертикальный выход игл из волокна.
Два вала (см. рис. 6.14) с закрепленными на них звездочками 4
и 16 (z = 35) и 9, 12 (г — 22) установлены в плитах, а валы со
Рис. 6.14. Гребенной механизм вытяжного прибора (вид сбоку):
1,3 — плиты нижнего и верхнего гребенных полей; 2, 4, 7, 9, 12, 13, 16, 16 «-звездочки;
В, 6, 8 — круглые гребни; 10, 11 "» пазовые кулачки; 14 — пластинчато-роликовая цепь
229
Рис. 6.15. Гребенной механизм вытяжного прибора (вид сверху):
1 и 5 — направляющие пазы кулачков в левой и правой плитах; 2,4 — круглые гребни-
3 — иглы; 6, 7 — пластинчатые цепи; 8, 10, 13 — текстолитовые пластины; 9 Ц —
ролик и ось цепи; 12 — пластины цепи; 14 — капроновые втулки кривошипов гребней
звездочками 2, 15 (г = 12) установлены в кронштейне, который
служит связью. Эта группа звездочек обеспечивает перемещение
цепей с гребенными планками. Гребенные планки (круглые
гребни) приводятся в движение специальной пластинчато-роликовой
цепью 14, шаг которой равен 9,525 мм. Цепная передача имеет
натяжное устройство, состоящее из рычага, один конец которого
закреплен на пальце, расположенном в плите; на другом конце
рычага закреплены натяжные звездочки 7, 13 (г = 12).
Для установки гребенных планок в пластинчато-роликовую
цепь на планках выполнены лыски (см. рис. 6.15); планки
устанавливают последовательно сверху (на линии разъема верхнего
и нижнего полей) через специально предусмотренные в плитах
окна. После размещения гребенных планок окна закрываются.
В механизме предусмотрены текстолитовые пластины 8, 10, 13
(см. рис. 6.15), которые прикреплены к связи и поддерживают
цепь, препятствуя ее колебаниям между звездочками с числом
зубьев г = 35 и г = 12. На конце кривошипа гребенной планки 2
установлена капроновая втулка 14, которая контактирует с
профилем пазового кулачка.
Для правильной установки игл верхнего гребенного поля
относительно игл нижнего шестерня, передающая движение к
звездочкам верхнего поля, состоит из фланца и венца; которые .при?
230
креплены один к другому шестью болтами. Наличие во фланце
пазов позволяет при наладке механизма обеспечить среднее
положение игл планок верхнего поля между иглами планок
нижнего поля. В задней части гребенного механизма (со стороны
питания) в серьгах закреплена втулка, относительно которой
механизм верхнего гребенного поля поворачивается при его подъеме.
В поднятом положении механизм удерживается собачкой и может
занимать 3—4 различных фиксированных положения. Механизм
поднимается гидравлическим устройством. Нижний приводной
предгребенной (питающий) цилиндр диаметром 60 мм вращается
в подшипниках качения, кронштейны корпусов которых
прикреплены к плитам гребенного механизма. В верхней части
кронштейны имеют пазы для установки гладкого предгребенного
валика. Перед валиком устанавливают лентоограничители. Верхнее
и нижнее гребенные поля непрерывно очищаются от оставшихся
волокон с помощью круглых щеточных чистителей.
Вытяжное устройство имеет два рифленых цилиндра
диаметром 24 и 72 мм, на которых лежит нажимной валик диаметром
77 мм. Цилиндры приводятся от головной передачи машины. Этот
вытяжной прибор имеет тот же технологический недостаток, что
и ранее рассмотренный. Гребни при выходе из ленты в конце
рабочего хода притормаживаются (проекция их линейной
скорости на направление движения волокон уменьшается), что приводит
к появлению в ленте неровноты. Вытяжка на машинах с цепным
приводом гребенного поля невелика (от 4 до 10). Эти механизмы
успешно применяются на первых переходах ленточных машин, но
имеется тенденция их использования (при соответствующей
доработке) и на последних переходах (для получения
высококачественной пряжи иногда используют до четырех переходов
ленточных машин).
6.4. ВЫТЯЖНЫЕ ПРИБОРЫ ПРЯДИЛЬНЫХ
И РОВНИЧНЫХ МАШИН ДЛЯ ХЛОПКА И ШЕРСТИ
Вытяжные приборы, применяемые на машинах прядильного
производства в различных системах прядения, можно разделить
на цилиндровые безремешковые, ремешковые, вьюрковые и
гребенные. В отечественной промышленности вьюрковые вытяжные
приборы распространения не получили. Цилиндровые вытяжные
приборы отличаются один от другого числом цилиндров и валиков,
разводками между ними, а также расположением рабочей линии.
Все вытяжные пары приборов состоят из нижних стальных
рифленых цилиндров и верхних накладных металлических
валиков, с гладкой или рифленой поверхностью, или с упругим
покрытием. Рифленые цилиндры располагают в цилиндровых
стойках, устанавливаемых одна от другой на расстоянии, равном
длине звена.
231
Опора переднего (выпускного) цилиндра, как правило,
неподвижна. Опоры остальных цилиндров чаще всего размещают
в подвижных ползушках, передвигаемых по цилиндровым
стойкам, что позволяет устанавливать между цилиндрами необходимые
разводки в соответствии с длиной перерабатываемого волокна.
Оси верхних нажимных валиков располагаются в рычагах
нагрузки (прядильные и ровничные машины), в крестиках при-
клона (прядильные машины для шерсти) или в подшипниках,
размещенных в цилиндровых стойках. Усилие зажима волокна
в вытяжной паре создается принудительной нагрузкой на валики
или силой тяжести валиков.
Все большее число современных вытяжных приборов
прядильных и ровничных машин выполняют на подшипниках качения, что
позволяет значительно снизить нагрузки на зубчатые колеса
привода прибора и обеспечивает высокую равномерность (при
соответствующей точности зубчатой передачи) вращения рифленых
цилиндров. Перевод вытяжных приборов на подшипники качения
начался с выпускной линии, как наиболее нагруженной и
скоростной. Такие вытяжные приборы нашли широкое применение в
текстильной промышленности. Однако в последние годы все больше
передовых зарубежных фирм переходит на выпуск вытяжных
приборов, имеющих подшипники на всех линиях цилиндров.
Целесообразность этого подтверждается теоретическими и
экспериментальными исследованиями, проведенными как в нашей
стране, так и за рубежом.
Как показали исследования, при ограниченной смазке
подшипников скольжения, большой длине (малой крутильной жесткости)
линии рифленых цилиндров и небольшой частоте ее вращения
в линии возникают крутильные автоколебания. Они могут явиться
одним из источников возникновения коротковолновой неровноты
вытягиваемого продукта. Применение в качестве опор
подшипников качения практически полностью устраняет автоколебания
и улучшает качество выпускаемого продукта. Кроме указанного
преимущества, подшипники качения снижают затраты на
обслуживание вытяжных приборов, так как снижается засоренность
подшипников и не требуется частая их чистка и смазка.
Вытяжные приборы для гребенного прядения шерсти
отличаются от вытяжных приборов для хлопка большими разводками,
что вызвано значительнобольшей длиной перерабатываемых на них
волокон. Общая разводка между питающей и вытяжной парами
может достигать 160—250 мм. Как и в хлопкопрядении,
применяют одно- или двухремешковые вытяжные приборы. На некоторых
из них еще сохранились приклоны и крестики, в которых
размещаются промежуточные самогрузные валики (вытяжной прибор
машины Ритер).
В зависимости от типа машины цилиндровые стойки могут быть
горизонтальными и наклонными. Вытяжные приборы прядильных
машин имеют наклонные цилиндровые стойки для уменьшения
232
дуги обтекания переднего (выпускного) цилиндра выходящей
из вытяжного прибора и еще не скрученной волокнистой
ленточкой (мычкой). На ровничных машинах, где линейная плотность
перерабатываемого продукта выше, величина дуги обтекания не
играет большой роли, поэтому вытяжные приборы могут иметь
как горизонтальные, так и наклонные цилиндровые стойки.
В первом случае для уменьшения дуги обтекания мычкой
выпускного цилиндра его ось размещают ниже остальных.
В хлопкопрядении и в гребенном прядении шерсти на
прядильных машинах наибольшее распространение получили одно- и
двухремешковые вытяжные приборы. Двухремешковые вытяжные
приборы позволяют обеспечить хороший контроль за
неконтролируемыми волокнами в процессе вытягивания и получить высокую
ровноту пряжи. Наличие ремешков дает возможность
перерабатывать на этих приборах волокна широкого диапазона длин без
больших переналадок.
•В качестве примера рассмотрим вытяжной прибор,
выполненный по типу СКФ (рис. 6.16). Прибор трехцилиндровый, двухре-
мешковый для переработки хлопка. Нижний длинный ремешок /
приводится в движение средним цилиндром 2, имеющим на
тумбочках ромбическую накатку. Ремешок огибает столик 4 и
направляющую планку 15. Последняя размещена на рычаге 14,
осью вращения которого является пруток 13. На прутке имеется
продольная проточка, в которую входит один конец пружины 12
кручения; другой ее конец упирается в стенку полой части рычага,
обеспечивая тем самым натяжение ремешка.
Верхний ремешок размещен в клеточке 6 и огибает средний
нажимной валик 9. Клеточка прижимается к столику пружиной
(на рисунке не показана). В средней части клеточки размещается
сменная клипса 5 для установки щелевого зазора между верхним
и нижним ремешками. Зазор зависит от длины волокна и линейной
плотности перерабатываемого продукта. Нагрузка на нажимные
валики 7, 9, 10 создается винтовыми цилиндрическими пружинами
сжатия. Система нагрузки — навесная, маятниковая. Рычаг 8
нагрузки имеет заднее силовое замыкание. Линии рифленых
цилиндров 3, 2, И вращаются в подшипниках качения.
На вытяжных приборах для шерсти могут перерабатываться
чистошерстяные волокна, их смеси с химическими волокнами
и чисто химические волокна. Иногда у двухремешковых вытяжных
приборов для шерсти верхний нажимной валик, несущий
ремешок, получает вращение от рифленого цилиндра через зубчатое
колесо. Такое конструктивное решение нельзя признать удачным,
так как при жестком приводе от цилиндра из-за неточности
размеров, различной деформации эластичных покрытий нажимных
валиков и т. д. практически невозможно обеспечить равенство
окружных скоростей цилиндров и валиков с ремешками, что
приводит к расслоению мычки и ухудшению качества пряжи.
Поскольку нажимные валики выполняют на подшипниках качения,
233
Рис. 6.16. Двухремешковый вытяжной прибор для хлопка
что гарантирует легкость их вращения, то наибольшее
распространение нашли приборы с фрикционным приводом валиков
(ремешков) от рифленых цилиндров. По этому же принципу работают
вытяжные приборы ровничных и прядильных машин для хлопка.
В качестве примера рассмотрим вытяжной прибор для машины
П-76-ШГ2, предназначенный для переработки крученой или
сученой ровницы из чистошерстяных волокон, их смесей с
химическими волокнами или одних химических волокон (рис. 6.17).
Прибор двухремешковый с навесной плунжерной системой на-
гружения. Отличительной особенностью его является
конструкция нижней клеточки. Ремешок 22 накладывается на средний
ведущий цилиндр 21 сверху, что существенно упрощает замену
вышедшего из строя ремешка, так как при этом не требуется
разбирать среднюю линию цилиндров или склеивать ремешок непо-
234
средственно на машине. Натяжение ремешка обеспечивается
тяжелым валиком 20. Ремешок приводится средним цилиндром,
который имеет эластичное покрытие.
Для передачи движения верхнему ремешку, расположенному
на среднем нажимном валике 12 и верхней клеточке 9, в нижней
клеточке размещена подпружиненная невращающаяся
металлическая ось направляющего валика 19. Последний выполнен из
фторопласта, что обеспечивает его легкое вращение на
металлической оси без смазки. Валик 19 при помощи пружины среднего
нажимного валика прижимается к ведущему цилиндру и передает
таким образом вращение через ремешки среднему нажимному
Рис. 6.17. Двухремешковый вытяжной прибор для гребенной ленты:
1 — цилиндровая стойка; 2 — выпускной цилиндр; 3 — клипса; 4 — передний
нажимной валик; 5 — рычаг нагрузки; 6 — чиститель; 7 — ганка индивидуальной регулировки
нагрузки; 8 — пружина верхней клеточки; 9 — верхняя клеточка; 10 — пластинчатая
пружина верхнего ремешка; // — штифт; 12 — средний нажимной валик; 13 —
эксцентрик; 14 — крючок нагружения; 15 — нажимной валик питающей пары; 16 —
прутковый вал; 17 — питающий цилиндр; 18 — регулируемый кронштейн; 19 — направляющий
(передающий) валнк; 20 — грузовой валик; 21 — средний ведущий цилиндр с
эластичным покрытием; 22 — нижний широкий ремешок; 23 — столик нижней клеточки; 24 —
кронштейн; 25 — упор нижней клеточки
235
Рис. 6.18. Механизм водилки
валику и верхнему ремешку. При
такой «многослойной» (три ремешка
и эластичное покрытие) схеме
передачи движения возможны
рассогласования частот вращения верхнего
и нижнего ремешков. Нижняя
клеточка опирается на упор 25,
размещенный на кронштейне 24. Упор
за счет перемещения кронштейна
обеспечивает правильное
положение клеточки относительно
вытяжного цилиндра.
Верхняя клеточка несет на себе
два ремешка, которые натягиваются
пластинчатыми пружинами 10.
Верхняя клеточка прижимается к
столику 23 нижней клеточки
пружиной. 8, сжимаемой штифтом 11,
размещенным в рычаге нагрузки.
По краям верхней клеточки
размещаются клипсы 3, обеспечивающие
щелевой зазор между верхним и
нижним ремешками, что улучшает
условия вытягивания. Рычаг 5 "нагрузки имеет среднее силовое
замыкание при помощи крючка 14, эксцентрика 13 и
регулируемого кронштейна 18. Нагрузка на нажимные валики может
изменяться перемещением гаек 7. Рифленые цилиндры
вытяжного прибора размещены в опорах качения.
Для ликвидации местного износа цилиндров и валиков перед
питающей парой устанавливают водилку, через которую поступает
перерабатываемый продукт. Водилка совершает
возвратно-поступательное движение параллельно оси цилиндров, смещая
продукт вдоль цилиндров и обеспечивая равномерный износ
валиков и цилиндров. Часто для «рассеивания» места контакта
продукта с валиком и цилиндром в конструкции предусматривают
смещение водилки вдоль оси цилиндра, что позволяет увеличить
срок службы эластичных покрытий нажимных валиков.
Рассмотрим механизм водилки (рис. 6.18), широко
применяемый на прядильных и ровничных машинах. Для уменьшения
износа зажимной пары ход водилки сделан переменным (уменьшается
от максимума до минимума, после чего опять возрастает до
максимума). При этом сама водилка смещается постепенно вправо и
влево на небольшую величину. Это делается потому, что в криво-
шипно-ползунковом механизме водилки продукт в крайних точках
практически выстаивает и в них происходит более интенсивный
износ цилиндра и эластичного покрытия валика. За счет перемен-
236
ного размаха хода водилки эти точки смещаются вдоль цилиндра,
при этом уменьшается износ поверхностей зажимных пар.
Шатун кривошипного механизма получает движение от
пальца 9, закрепленного в ^пластине 8. Последняя прикреплена к
шайбе 6 болтом, входящим [в паз ^пластины. Передвигая
пластину 8 относительно шайбы 6, можно изменять размер кривошипа
и получать нужный размах водилки. Шайба винтами 7 соединена
с кольцом 5, вращающимся на ступице половины 2 червячного
колеса. Ступица является эксцентриком по отношению к
неподвижной оси / механизма. Червяк вращает червячное колесо,
состоящее из двух половин 4 н 2. Число зубьев половины 4 колеса
превышает на единицу число зубьев половины 2 колеса.
Половина 4 колеса свободно посажена на ступице половины 2 колеса.
За счет разницы в числах зубьев половин 4 и 2 червячного
колеса половина 2 колеса будет опережать половину 4 за один оборот
на один зуб. Через винт 10, входящий гладким концом в
радиальную прорезь на торце половины 4 колеса, кольцо 5 вместе с
шайбой 6, пластиной 8 и осью шатуна водилки повернется на малый
угол на эксцентричной части ступицы половины 2 колеса.
Следующее движение водилки в связи с этим начнется с новой
начальной точки и с другим размахом.
Полный цикл движения водилки закончится, когда половина 2
колеса совершит полный оборот относительно половины 4 колеса.
Число оборотов червяка за цикл определится по формуле
n'i = Zi (zt — \)lm,
где z4 — число зубьев половины 4 колеса; т. — число заходов червяка.
При т — 1 и г4 = 43 получим п\ — 1806 оборотов.
Время цикла
Гц = гц/п4,
где /г4 — частота вращения червяка в минуту.
Если частота червяка п4 = 5 мин-1, то
z4(*4-0 =i3^g.g= 361,2 мин.
ц ят4 5
6.5. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПЕРЕДАЧ ВЫТЯЖНЫХ
ПРИБОРОВ
При проектировании передач к вытяжному прибору и в самом
вытяжном приборе нужно учитывать некоторые особенности,
связанные с технологией вытяжки. Для обеспечения равномерного
вращения цилиндров и уменьшения влияния погрешности
окружного шага зубчатых колес в передаче необходимо использовать
зубчатые колеса с возможно большим числом зубьев. Это особенно
важно для машин, на которых требуется частая корректировка
скорости рабочих органов в незначительных пределах для
поддержания заданной линейной плотности пряжи и заданного натя-
237
жения ровницы (аппаратное прядение шерсти). Р1з-за малых
разводок (межосевых расстояний) между цилиндрами и
необходимости обеспечения заданных технологических параметров
применяют мелкомодульные зубчатые колеса (т = 1,5 ... 2,5 мм).
В связи с переводом рифленых цилиндров на подшипники
качения появится возможность использовать зубчатые колеса с
минимальным модулем и большим числом зубьев. Для изменения
частоты вращения цилиндров (вытяжки) вытяжного прибора
применяют сменные зубчатые колеса, числа зубьев которых определяются
необходимой степенью чувствительности изменения частоты
вращения при изменении числа зубьев на единицу (например, 2%).
Основными технологическими параметрами вытяжных
приборов являются вытяжка и разводка. Они зависят от тонины, длины
и других свойств перерабатываемого продукта. Если считать,
что в каждой паре (цилиндр—нажимной валик) прибора волокна
движутся со скоростью цилиндра, то общая вытяжка Е продукта
будет равна отношению скорости vx выпускного к скорости и2
питающего цилиндров:
Е = vjvi.
В многоцилиндровых вытяжных приборах
вытягивание'осуществляется по частям. Тогда общая вытяжка
Е = <?i-<?2 ... еп,
где еъ е%. ..., еп — частные вытяжки между соседними вытяжными парами.
Для кинематической схемы, изображенной на рис. 6.19,
Ei-m = Щ/Щп = dv'(dmhb-is), (6.14)
где d\ и djji—диаметры цилиндров I и III линий; (15_13 — передаточное число
между колесами z16 и z13.
При неизменной вытяжке между II и III линиями цилиндров
г15-1з определяется согласно кинематической схеме по формуле
,• Z15Z1Z3Z5Z7Z10Z12 1 А
15-13 ~~ — **1 •
Z14ZS:Z4Z6Z11Z1'5 Z6CM Z9CM
Подставляя t15_i3 в выражение (6.14) и решая последнее,
получаем
р d\ „
Г-1П " с1щА '?ilcM -']2»СМ>
где С1 — константа вытяжки; г9СМ — число зубьев сменного колеса.
Отсюда видно, что если сменное колесо ведомое, то общая
вытяжка пропорциональна его числу зубьев.
При понижающей передаче в качестве сменного колеса
выгоднее брать ведомое колесо, так как оно имеет большее число зубьев
и при определении zCM округление до ближайшего целого числа
даст меньшее отклонение i от заданного значения. При наличии
в кинематической цепи другого сменного колеса каждый интервал
238
h *
ч
'■.■±=J!tZ7
7-п
-ш
hzn
- Zs(CM) Z3(CM) *
-zft
-Л
Рис. 6.19. Кинематическая схема передачи вытяжного прибора
вытяжки будет иметь свою константу Сг. Число необходимых
сменных колес при этом уменьшится. Если вытяжка задана и
диаметры цилиндров выбраны, то кинематический расчет сводится
к определению i, выбору кинематической схемы и нахождению
числа зубьев колес зубчатой передачи. Для правильного выбора
модуля зубчатых колес выполняют прочностные расчеты. Момент
от сил трения в линии вытяжного прибора определяют по
уравнению
М,р = [(d + G2) cos a+ Q]fr1 +
+ (G, cos a + Q) (frt + k),
где Gt и G2 — силы тяжести линии цилиндров и валиков соответственно; а ■
угол наклона вытяжного прибора; Q — сила радиального давления на цилиндр
от технологической нагрузки; гх и г2 — радиусы шейки цилиндра и валика
соответственно; f — приведенный коэффициент трения в опорах цилиндров и
валиков; k — коэффициент трения качения валика по цилиндру.
В некоторых случаях в вытяжном приборе осуществляют
разрыв предварительно надсеченных (надрезанных) искусственных
волокон (ленточно-штапелирующие машины, ровничная штапе-
лирующая машина РЖР-192), что требует приложения к ним
значительных растягивающих усилий. Тогда при расчете на проч-
239
ность необходимо учитывать полезные сопротивления от этих
растягивающих усилий.
Полезное сопротивление при известной силе вытягивания Р
определяет движущий момент, расходуемый на процесс
вытягивания,
Мд = Рг,
где г — радиус цилиндра.
Этот момент в передаче разделяется на две части: первая часть
помогает вращению цилиндра (рис. 6.20) А и валика Ах, вторая
через зубчатые колеса zA и zc передается на вал С и далее через
колеса zc и zB на цилиндр В. Благодаря этому на цилиндре
создается окружное усилие, которое способствует преодолению
вытяжной парой В—В] силы вытягивания Р.
Таким образом, в рассматриваемом механизме, помимо момента,
расходуемого на преодоление вредных сопротивлений, действует
момент, замкнутый через вытягиваемый продукт (ленту, ровницу)
по контуру: цилиндр А, зубчатые колеса zA, zc, zB, цилиндр В.
Он оказывает на все детали замкнутого контура такое же
действие, как если бы через них передавалась мощность (Вт)
N = Мдп/9,55,
где Мя в Н-м; п — частота вращения цилиндра, мин-1.
Эта мощность называется замкнутой, или циркулирующей-
В механизмах, где возникает замкнутая мощность, детали передачи
необходимо рассчитывать по суммарной (потребляемой и
замкнутой) мощности. Общий движущий момент на ведущем колесе
замкнутого контура всегда больше или меньше развиваемого
момента (в зависимости от схемы передачи) на величину
замкнутого (циркулирующего) момента в данном контуре.
В качестве примера рассмотрим передачу вытяжного прибора
прядильной машины П-66-5М (рис. 6.21). Вращение от переднего
цилиндра I, вращающегося по сравнению с другими цилиндрами
с наибольшей частотой, передается через зубчатые колеса z1( z2,
zs, z4 питающему (тихоходному)
hi
7-У ■■
7-е
■Ж
Т
Рис. 6.20. Схема передачи между двумя соседними цилиндрами
Рис. 6.21. Кинематическая схема передачи вытяжного прибора машины П-66-5М
240
цилиндру т. для изменения
общей вытяжки в передаче имеется
г А
сменная шестерня zs. От питающего цилиндра вращение через
зубчатые колеса z5, z6, z7, z8 передается II цилиндру,
вращающемуся с большей, чем III цилиндр, частотой. При этом
/ гегв ^ 1
Для рассматриваемой конструкции передачи движущий
момент, воспринимаемый колесом z4l является приведенным
моментом МПр от сил сопротивления (полезных и вредных) II и III
цилиндров. Он определяется по уравнению
Мпр,4 = М3 - Psrs + м* + р*г* =
пр " 3 ss~ Mi-mTi
= М,+ . М* +P*rt-Par,iu.uii\ (бл5)
6 ' Mi-urn Mi-niii v ;
где М2 и М3 — моменты сопротивления трению в опорах II и III цилиндров
с учетом моментов сопротивлений от нажимных валиков; Р2 и Р3 — усилия
вытягивания на II и III цилиндрах; г2 и г3 — радиусы рифленых тумбочек II и
III цилиндров; г) — коэффициент полезного действия зубчатой передачи между
II и III цилиндрами.
Последний член уравнения (6.15) представляет собой
движущий момент Мд, определяемый сопротивлением вытягиванию.
Мощность, затрачиваемая на вытягивание продукта при Р3 =
= Р2 = Р и rs = г2 = г,
ЛГдг, = Мдг4 Юз = PVoth = Pr®oth,
где шоти = ш2/т| — со3 (здесь со2 и со3 — угловые скорости II и III цилиндров
соответственно).
Таким образом, мощность, затрачиваемая на вытягивание,
определяется произведением усилия вытягивания Р на
относительную скорость »0тн между II и III цилиндрами. Второй член
уравнения (6.15) представляет момент М2, приведенный к
цилиндру III. Циркулирующий момент в рассматриваемой передаче
Мц2 = /У2/(ш_шг1),
а циркулирующая мощность
ц «и-шП ^5 ц"
где и2 — окружная скорость II цилиндра; п2 — его частота вращения.
Момент М3 и момент P3rs целиком воспринимаются колесом z4,
поэтому полный внешний движущий приведенный к ведущему
колесу z5 замкнутого контура момент
Мдг5 = (М2 + Я^/О'н-шЛ), или мт = Mt/(in_mr\) + Мц2.
(6.16)
Этот момент и будет расчетным для колеса z5. Таким образом,
для данной кинематической схемы расчетный момент на ко-
241
лесег5 получается сложением циркулирующего момента и момента
трения М2, приведенного к III цилиндру.
Если передача идет от II к III цилиндру, то движущий момент
на ведущем колесе z8 замкнутого контура
МЛгй = (М3 - Р3г3)/щ, или Мдг, = М3/(щ) - Мц. з, (6.17)
где i = iIU_n = г6г7/(гвг8) > 1.
Как видно из выражений (6.16) и (6.17), циркулирующий
момент может либо создавать дополнительную нагрузку на ведущем
колесе гь замкнутого контура, либо разгружать (г8) его.
Аналогично можно рассмотреть взаимодействие сил сопротивления
между первым и вторым цилиндрами.
Из рассмотрения кинематических схем приводов вытяжных
приборов можно сделать следующий вывод. При правильном
выборе кинематической схемы передачи к цилиндрам вытяжного
прибора можно получить выигрыш в мощности, передаваемой
ведущим колесом замкнутого контура, а следовательно, получить
на ведущем колесе значительно меньшие усилия, что при малых
разводках (невозможность использовать зубчатые колеса
большого модуля) имеет большое значение. Полезное сопротивление
от вытягивания в современных вытяжных приборах для
переработки волокон без их разрыва, имеющих вытяжку от 15 до 80
и более, достаточно мало и при правильно выбранной
кинематической схеме в прочностных расчетах им можно пренебречь. Под
правильным выбором схемы понимается сохранение вдоль
кинематической цепи условия i < 1 (понижающая передача). Если же это
условие не соблюдается, то необходимо учитывать
циркулирующий момент от сил вытягивания.
Компоновка передачи вытяжного прибора — трудная
конструкторская задача, при решении которой надо учитывать
заданные переменные разводки между цилиндрами. Передачи обычно
проще и доступнее в обслуживании при их рассредоточении,
однако расположенные по обеим сторонам машины они вызывают
дополнительные нагрузки в вытяжных цилиндрах (в этих случаях
цилиндры играют роль передаточных валов). Если для ленточных
и других коротких машин такое расположение передач все же
допускается, то для более длинных машин (ровничных и
прядильных) подобное решение неприемлемо. При разработке
кинематической схемы следует учитывать, что последовательные
передачи увеличивают суммарную погрешность зубчатых зацеплений.
Поэтому более рациональным является использование
параллельных кинематических цепей.
Числа зубьев зубчатых колес в кинематической цепи выбирают
из конструктивных соображений (возможность размещения
колеса) так, чтобы неизвестным оставалось только число зубьев
одного колеса, которое и определяют вычислением. Как
правило, задают числа зубьев малых колес, а вычислением определяют
число^зубьев большего колеса, что дает меньшую ошибку при
242
округлении результата до ближайшего целого. Подобрав
передачу, конструктор должен сразу графически проверить
расположение колес при наименьших и наибольших разводках.
Для расчета передачи необходимо знать мощности,
передаваемые отдельными кинематическими цепями. Часто общую мощность,
потребляемую вытяжным прибором, определяют приближенно на
основании данных эксплуатации аналогичных машин. Мощность,
потребляемую линией, в таком случае считают пропорциональной
частоте вращения цилиндра и нагрузке на валик. При этом
мощность, потребляемая вытяжным прибором машины,
TVB- (0,15-0,25) TV,,
где Л^э — мощность электродвигателя.
Если машина двусторонняя, то на одну сторону вытяжного
прибора будет приходиться мощность (без учета КПД зубчатой
передачи),
TV = NJ2.
Тогда мощность, потребляемая отдельными линиями вытяжного
прибора
Nn.Q,
]\].~ Ш. ,
' п-Д-l + n2Q2 + ... + nnQn
где nlt n2, ..., «„ — частоты вращения соответствующих линий рифленых
цилиндров вытяжного прибора; Q1( Q2, ..., Qn — технологические нагрузки на
нажимные валики тех же линий рифленых цилиндров; / = 1, 2, ..., п —
порядковый номер линии (за первый номер принята выпускная линия).
Неровнота пряжи (ровницы, ленты) и долговечность зубчатых
колес во многом зависят от точности их изготовления, жесткости
валов, несущих зубчатые колеса, точности монтажа и жесткости
опор. Для зубчатой передачи определяющим фактором чаще всего
является жесткость валов и осей. При их расчете следует
пользоваться рекомендациями, выработанными практикой. Так,
наибольший прогиб вала в месте посадки зубчатого колеса не должен
превышать 0,01—0,03 модуля зацепления. Для правильного
подбора подшипника необходимо знать угол поворота сечения вала
на опоре и нагрузку на подшипник (реакцию в опоре).
Отдельные звенья цилиндров прядильных, ровничных и
некоторых других машин соединяют в вытяжные линии чаще всего
при помощи резьбы. Для правой и левой сторон машины (если
смотреть со стороны головной части) резьба будет соответственно
правой и левой. Ввиду этого необходимо передавать вращение
цилиндрам только в одну сторону (для правой — по часовой,
для левой — против часовой стрелки).
В период монтажа или ремонта машины возможен случай,
когда при подключении электродвигатель, а вместе с ним и
вытяжные линии, будут вращаться в обратном направлении, что
приведет к развинчиванию звеньев и выходу из строя вытяжного
прибора. Для предотвращения этого применяют
предохранительные устройства, которые обычно устанавливают в головной части
243
Рис. 6.22. Предохранительное устройство в передаче к вытяжному прибору
машины на зубчатом колесе, передающем вращение от главного
вала к вытяжному прибору.
Простейшее устройство, получившее широкое
распространение, изображено на рис. 6.22. На оси / на шпонке сидят втулка 2
и зубчатое колесо 3, передающее вращение через ряд зубчатых
колес вытяжному прибору. На втулке 2 свободно посажено
колесо 4, получающее вращение через другие колеса от главного
вала машины. В теле колеса 4 на оси 6 размещены собачка 5 и
пластинчатая пружина, прижимающая собачку к фланцу втулки 2.
На фланце втулки имеется выступ, в который может упираться
собачка.
Если колесо 4 вращается по часовой стрелке, то через
собачку 5, втулку 2 и колесо 3 вращение передается к вытяжному
прибору. При вращении колеса 4 против часовой стрелки собачка
будет скользить по фланцу втулки 2, не передавая вращения
вытяжному прибору, чем исключается вращение цилиндров в
обратном направлении. Для устранения возможности обрыва мычки на
всей машине из-за поворота второй линии рифленых цилиндров
при смене зубчатого колеса между первой и второй линиями
цилиндра устанавливают храповик с тремя собачками,
препятствующими повороту второго цилиндра внутрь машины.
При проектировании передач вытяжных приборов
конструктор должен учитывать скоростной режим работы отдельных
элементов передачи. Это особенно важно в вытяжных приборах
ленточных машин, скорость выпуска которых может достигать
400—500 м/мин (машины для хлопка). На этих машинах зубчатые
передачи являются источником повышенного шума и вибрации.
Поэтому наряду с расчетами зубчатых колес, осей и валов на проч-
244
ность и жесткость необходимо также учитывать и динамику
зубчатой передачи. Правильным выбором кинематической схемы,
а также соответствующим подбором жесткостей валов и осей
передачи можно в значительной мере снизить шум и вибрацию, а также
повысить надежность работы передачи.
6.6. КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ВЫТЯЖНЫХ
ЦИЛИНДРОВ
Для обеспечения надлежащего зажима волокна и создания
необходимого поля сил трения поверхность цилиндров делают
рифленой. Многочисленные эксперименты и повседневный опыт
фабрик указывают на большое влияние профиля и состояния
рифлей на ход технологического процесса и величину необходимой
нагрузки на валик. Среднее давление между цилиндром и валиком
зависит от ширины ленточки рифля: при увеличении ширины
ленточки давление уменьшается и соответственно возрастает
необходимая нагрузка на валик. Слишком малая ширина приводит
к быстрому износу эластичного покрытия и даже к повреждению
волокон. Во избежание износа и случайных повреждений
рифленая поверхность цилиндра должна обладать высокой твердостью.
Твердость поверхности выпускного цилиндра должна быть не
ниже HRC 55, а остальных не ниже HRC 50.
Цилиндры изготовляют из сталей 10 или 15 (с соответствующей
термической обработкой), или из стали 45 с поверхностной
закалкой токами высокой частоты. Линия рифленых цилиндров
испытывает напряжения изгиба и кручения, поэтому для ее нормальной
работы необходимо иметь при высокой поверхностной твердости
прочный и вязкий материал. Сквозная закалка цилиндров
недопустима из-за хрупкости. Рифленые поверхности должны иметь
шероховатость в пределах Ra = 0,32, биение их не должно
превышать 0,03—0,05 мм. Чем больше частная вытяжка е[г тем меньше
должен быть допуск на биение: при et> 20 биение должно быть
не более 0,02 мм.
Согласно ГОСТ 12188—66 на рифленые цилиндры прядильных,
ровничных и ленточных машин хлопкопрядильного, производства
шаг рифлей принимается одинаковым и постоянным для цилиндров
ровничных и прядильных машин. Одинаков и постоянен шаг для
всех рифленых цилиндров ленточных машин. Переход на
постоянный шаг рифлей открыл возможности для получения их методом
холодного накатывания, что позволило резко повысить
производительность этой трудоемкой операции и обеспечить высокий класс
чистоты поверхности рифлей. Параметры рифлей приведены
в табл. 6.1.
Рифленые цилиндры для машин шерстопрядильного
производства выполняют аналогично. На льнопрядильных машинах
рифленые цилиндры делают иной конструкции. В некоторых
случаях из-за большого диаметра тумбочек, их изготовляют отдельно
и напрессовывают на цилиндр. При мокром прядении льна тум-
245
1.6. Параметры рифлей
Размеры, мм
D
22
25
24
28
32
35
(24,5)
25
32
(34,7)
35
38
50
(51)
Число
рифлей
43
49
47
55
63
69
37
38
48
53
53
57
75
77
н
0,5
0,7
А
номи- допускае-
нальиый мое
отклонение
0,35
0,6
±0,05
±0,05
f
1,57
2,08
R*
0,53
0,6
Назначение
цилиндров
Для прядиль-
Для ровничных
машин
Для ленточных
* Для инструмента.
бочки должны быть из коррозионно-стойких материалов (бронзы,
коррозионно-стойкой стали и др.), а цилиндр должен иметь
антикоррозионное покрытие. Если тумбочки с цилиндром составляют
одно целое, их изготовляют из коррозионно-стойких сталей.
Тумбочки выпускных цилиндров кольцепрядильных машин для
мокрого прядения льна выполняют диаметром от 38 до 51 мм.
246
На машинах с большим числом рабочих мест (выпусков)
линия рифленых цилиндров состоит из отдельных звеньев
(ровничные и прядильные машины). Для одновыпускных ленточных
машин линия рифленых цилиндров имеет один цилиндр (звено).
В звено может входить одна или несколько рифленых
тумбочек (выпусков), каждая из которых обеспечивает
вытягивание проходящего по ней продукта. Длина звена цилиндра
является одной из основных технических характеристик
машины.
На рис. 6.23 изображено звено рифленого цилиндра
прядильной машины для хлопка с расстоянием между веретенами 76 мм,
имеющее шесть рифленых тумбочек. Расстояние между торцами,
по которым происходит соединение цилиндров, 76x6 = 456 мм.
Поскольку линии рифленых цилиндров на прядильных машинах
могут иметь длину до 16 м, а число звеньев может быть больше 24,
то во избежание значительного отклонения центров рабочих
шеек звеньев от оси цилиндровой стойки (условие сборки)
применяют жесткие допуски на размер 456: 45б!одо- Длину звена
более 528 мм делать не следует во избежание его чрезмерного
прогиба между стойками.
В соответствии со стандартом соединение отдельных звеньев
резьбовое. Для уменьшения биения собранной линии резьбовые
концы цилиндров и отверстия имеют цилиндрические
направляющие участки, выполненные по восьмому (центрирующее
отверстие по Н8) и седьмому (направляющая шейка h7) квалитетам.
Использование подшипников качения в вытяжных приборах
повлекло за собой некоторые изменения конструкции звена. Место
соединения звеньев располагается у цилиндровой стойки. Подшип-
247
ники качения для вытяжных приборов выпускаются Минским
подшипниковым заводом.
В современном машиностроении резьбовые соединения
стандартизованы, поэтому расчет их на прочность должен носить
поверочный характер. Поскольку крутящий момент,
передаваемый линии рифленых цилиндров, невелик, рассматривать его не
будем. Опыт работы вытяжных приборов показывает, что при
существующей конструкции рифленых цилиндров трудно добиться
их вращения с малым эксцентриситетом (технологически сложно
получить соосность всех рабочих и соединительных
поверхностей).
Для снижения биения собранной линии применяют правку
цилиндров в холодном состоянии, что вызывает появление в
материале цилиндров внутренних напряжений, приводящих в
процессе эксплуатации к постепенному искривлению их осей, Попытки
разработать другие конструкции цилиндров пока не дали
положительного результата из-за недостатков эксплуатационного
характера.
Расчет линии рифленых цилиндров на прочность и
определение нагрузок на опоры. Так как размеры цилиндров тестированы,
расчет их на прочность должен носить поверочный характер.
Цилиндр в процессе работы находится в сложном напряженном
состоянии под действием изгиба и кручения. Изгибающие усилия
складываются из нагрузки на валики и сил тяжести валиков и
цилиндров. С достаточной точностью можно считать нагрузку
равномерно распределенной по длине цилиндров. Кроме этого, на
цилиндры действует изгибающий момент от зубчатого зацепления
привода линии.
Линия цилиндров представляет собой многоопорную
статически неопределимую неразрезную балку (рис. 6.24),
чувствительную к положению опор. При смещении одной из опор с
геометрической оси цилиндров изменяются изгибающие моменты
и опорные реакции, Чем выше жесткость цилиндров, тем больше
эти изменения, поэтому чрезмерно жестким цилиндр целать не
следует.
Смещение опор в вертикальной, горизонтальной плоскостях
происходит из-за неточности изготовления и сборки цилиндров,
цилиндровых брусьев, стоек и т. д. Могут быть два случая
расположения цилиндров в опорах:
-L*U-.J.
Рис. 6.24. Схема линии рифленых цилиндров с разновысокими опорами
248
Рис. 6.25. Основная расчетная
схема при смещении опор
а) в подшипниках
качения, корпуса которых
прикреплены к
цилиндровым стойкам;
б) в подшипниках
качения или скольжения,
которые свободно лежат
в цилиндровых стойках.
Рассмотрим влияние погрешности расположения опор в случае
а. Пусть в основной схеме (рис. 6.25) опоры имеют смещения.
Из рисунка следует (деформации и смещения считаем малыми), что
Q Уп+1
ип+1 — Г
•л
■Уп
вп+2 =
Уп+2 Уп+j
In
■О, 1,2,,
,т
2,
«л+l «Я+2
где п — номер опоры; /л — число звеньев цилиндров в линии.
Моменты, возникающие в линии из-за смещения опор,
определяются по уравнению трех моментов
мх+1 + 2 (/„+1 + /;+2) м'п+1 + мп+21'п+2 =
= -6S/0(9n+2 + e„+i), (6.18)
где Гп+1 = JQtn+l/Jn+i, t'n+2 = Joln+2/Jn+2 ~~ приведенные длины звеньев; J0—
экваториальный момент инерции поперечного сечения звена, выбранного в
качестве базового.
Подставляя в уравнение (6.18) выражения 0„+1 и Э„+2,
получаем формулу, с помощью которой можно при известных уп легко
определить опорные моменты, вызванные смещением опор;
М'Лн + 2 (1'п+1 + Гп+2) М'п+Х + М'п+21'п+2 =
Уп
"" 'ТГ.
'л+1
Далее решают обычную задачу расчета
многоопорной.статически неопределимой балки с идеально равновысокими опорами
и равномерно распределенной нагрузкой (см. рис. 6.24). Опорные
моменты находят по формуле
= 6Я/0 Г- J*e- + (yL. -|- yL-Л у _ УлиЛ . (6.19)
*Я+1 \ 'Л+1 'Я+2 ' 'Я+2 J
Mnl'n+i + 2 (l'n+l + l'n+2) Mn+1 + Мп+2Гп+2 =
J о Pn+ian+i I •'о Рп+Фп+2
'л+l Jn+
' Wn+
In
-)■
(6.20)
где Fn+i, Fn+2 — площади эпюр изгибающих моментов в (п + 1)-м и (и + 2)-м
пролетах; %+i, bn+i — соответственно расстояния от центров тяжести этих эпюр
до левой и правой опор тех же пролетов.
Обычно первый и последний опорные моменты известны.
Найдя моменты М'„ и Мп и используя принцип независимости
конечного состояния упругой системы от порядка приложения
249
нагрузок, определим результирующие опорные моменты как
алгебраическую сумму моментов М'п и Мп, т. е. М"„ = М'п + Мп.
Следовательно, для случая а расчет можно вести по одной
обобщенной формуле и получить сразу результирующие моменты
ло;,+, + 2 (/;+1 + i'n+2) м"п+1 + м;+2/;1+2 =
с / Jq Fn+ian+l I Jo _£n+2£n+2_\ i
\ Л1+1 /n+i ''/i+a 'n+3 '
-!- 6£/0 Г_--*»-+ (_L- + -1_) yn+l -J^S-l . (6.21)
L 'Л+1 \ '/1+1 <IJ+2 / '«+2 J
Зная опорные моменты, можно проверить рифленые цилиндры
на прочность, определить реакции в опорах и подобрать
соответствующий тип подшипника. По этой же формуле можно проводить
расчет и для случая б, однако нужно иметь в виду, что если
погрешность изготовления и монтажа некоторых цилиндровых
стоек превышает деформацию рифленых цилиндров от действия
заданных нагрузок, то, в отличие от случая а, эти опоры окажутся
нерабочими. Обнаружить это можно при подсчете реакций: если
реакция какой-либо опоры оказалась отрицательной, то рифленые
цилиндры не коснутся этой опоры и она должна быть исключена из
рассмотрения. В таком случае составляют новую расчетную
схему, и расчет для нее проводят заново.
Для вытяжных приборов прядильных и ровничных машин
характерно наличие большого числа опор, что делает
целесообразным использование для расчета ЭЦВМ. Основная сложность при
расчете заключается в определении уп. Из расчета размерной цепи
с учетом принятой точности изготовления и монтажа
цилиндровых стоек и брусьев можно определить максимально возможное
значение утах смещения опоры, но нельзя указать, какая часть
этого смещения приходится на ту или иную цилиндровую стойку,
т. е. неизвестна фактическая величина уп. В настоящее время
отсутствуют статистические данные по распределению
погрешности вдоль линии рифленых цилиндров, что не позволяет с
достаточной достоверностью определить уп.
Можно рассмотреть наиболее неблагоприятный случай
распределения уШах (рис. 6.26), однако следует отметить, что вероятность
такой ситуации весьма мала. Если подобрать по полученным для
этого случая нагрузкам подшипники, то их несущая способность
будет завышена, что экономически нецелесообразно. В первом
приближении может оказаться полезным предположение о том,
что суммарная погреш-
м„., 3 мп+1 ность утах распреде-
Ху»- J; >\/г ляется вдоль линии
«-"'^t!>«^ M" ~^"Hh>*^ -~.М£*2 цилиндров по закону
ZL-^ ■^yfan+2 Puc- 6.26. Расчетная схема
"' линии рифленых цилиндров
250
Рис. 6.27. Схема приближенного
распределения погрешности расположения
опор рифленых цилиндров
полуволны синусоиды, с длиной полуволны, равной расстоянию
между соседними промежуточными рамами машины (рис. 6.27), т. е.
f/« = f/maxSin(foT/p), (6.22)
где k = 0, 1, 2, ..., р; р — число звеньев цилиндров, расположенных между
соседними промежуточными рамами машины.
При такой схеме распределения ymSK каждая четвертая опора
окажется выше двух соседних опор на f/max/2 и будет являться
наиболее нагруженной. Конечно, нельзя утверждать, что в
реальных условиях так оно и будет, но вероятность такого или близкого
к такому распределения несомненно больше, чем в первом случае.
Кроме того, подобное распределение погрешности делает задачу
легко обозримой, что позволяет с достаточной простотой
провести все необходимые расчеты. Результаты расчетов хорошо
объясняют известные случаи выхода из строя некоторых опор
в линиях цилиндров при опытном освоении новых композиций
материалов для опор скольжения. Проведенные для линии
рифленых цилиндров расчеты при принятом законе распределения утах
показали, что при решении достаточно ограничиться 12—16
опорами, так как далее значения опорных моментов
повторяются.
Так как в линиях рифленых цилиндров моменты инерции
поперечных сечений и длины звеньев одинаковы, кроме головного
звена, где размещена приводная шестерня, т. е. /2 = Л =••• =
= У0, /2 = /3 =... = /, то на основании формулы (6.21) и
принятого допущения (рассматриваются только двенадцать опор) можно
записать (Мп = Mlq — 0)
= - -Т-+ "^ [(-£" +-г) Уг --Г&] = ^
М[ + 4М2' + Ml = -4L + а (-уг + 2№ - ys) = a[;
Ml + Ш1 + Af J = - -^- + a' (-y2 + 2f/3 - tji) = a2;
М'{0 + 4M'U = - ^y- + a (~ylQ + 2yn) = a[0,
где a' =-■ 6£7t,//2; l'l—J0l1/J1.
.251
41
(6.23)
Рис. 6.28. Расчетная схема вытяжного прибора машины П-76-5М4
Для решения на ЭЦВМ система уравнений (6.23) должна быть
записана в матричной форме
~2(/; + /) / 0 0 ... О О
1 4 1 0 ... О О
О 1 4 1 ... О О
О О О О ... 1 4
Используя затем стандартную программу, определяют все М'п.
Далее находят реакции в опорах по формуле
D __ о( Ч1 Мп+1 \ | Мп + Мп+2
Км - ^[~2 —J -\ I •
Для случая б расположения цилиндров в опорах проверяется
условие Rn+1 > 0 (п = 0, 1, 2, ..., т — 2). Если для какой-
нибудь опоры условие нарушается, то эту опору следует из
рассмотрения исключить и провести расчет для новой расчетной
схемы. Полученные значения опорных моментов и реакций в
опорах используют для определения напряжений в материале
рифленых цилиндров и для подбора соответствующего типа подшипника
по заданной долговечности.
В качестве примера был проведен расчет на ЭЦВМ первой линии цилиндров
вытяжного прибора ВР-1М машины П76-5М4 (рис. 6.28).
Исходные данные для расчета: диаметр цилиндра d = 25 мм; / = 456 мм;
<?о = 592 Н/м; число звеньев цилиндров в линии т = 15; утах = 0,4 мм.
Значения уп определяли по формуле (6.22) при р = 4.
Результаты расчета:
М'{ = — 0,83 Н-м, М'г = — 8,43 Н-м; М£ = —1,07 Н-м:
Ml = M's = M'{a = —30,5 Н-м; Ml =* М, = Ml = М'п =
= М"13 = Mi's = —1,09 Н-м; М"а = М"10 = ЛГ{4 = -8,36 Н-м.
Как видно, опорные моменты распределены в линии крайне неравномерно,
что приводит соответственно к неравномерности нагрузок в подшипниках
цилиндров. Так, например, в подшипнике 3 (п = 3) нагрузка составляет Ra =
= 221,6 Н, а в подшипнике 4 — R4 = 399,2 Н. Таким образом, нагрузки в
соседних подшипниках различаются в 1,8 раза, что нужно иметь в виду при
проектировании и расчете вытяжных приборов. Отметим, что при идеально равно-
высоких опорах М4= —10,3 Н-м; Rt= 270 Н.
i
I
м\
M'i
Ml
М'п
■=
flo
а\
<h
aio
Отсюда следует, что пренебрежение погрешностью расположения опор по
высоте может привести к трехкратной ошибке при определении опорных моментов
и на 30% и более при определении нагрузок, действующих на подшипник. Если
к найденном моментам и реакциям добавить составляющие моментов и реакций
от смещещя огтор в горизонтальной плоскости, то ошибка будет еще больше.
6.7. КОНСТРУКЦИИ НАЖИМНЫХ ВАЛИКОВ
Нажимные валики предназначены для надежного зажима
и транспортирования волокнистого продукта через вытяжной
прибор, а также для контроля за движением волокон в зонах
вытягивания и утонения проходящего продукта в соответствии
с планом прядения.
Нажимные валики, как правило, приводятся во вращение
фрикционно непосредственно от рифленых цилиндров или через
промежуточные устройства (ремешки, валики). Обычно на
прядильных и ровничных машинах нажимные валики выполняют
в виде сборочных единиц с неподвижными осями и размещенными
по краям осей втулками, вращающимися на подшипниках
качения. На втулки с натягом надевают эластичные покрытия. Втулки
могут быть съемными и несъемными (рис. 6.29 и 6.30).
На рис. 6.29 изображен нажимной валик со свободными
съемными втулками на подшипниках качения. На каждом конце оси 6
размещены по два специальных радиальных подшипника 4.
Внешним кольцом подшипника служит стакан 3, на котором
установлена втулка 2. Колпачок /, закрывающий подшипник, устроен
так, что предотвращает боковое смещение втулки 2 в процессе
работы. Два фланцевых уплотнителя 5 защищают
подшипниковый узел от попадания в него пуха и пыли.
При несъемных втулках наружным кольцом подшипника
является втулка. Так как технологически необходимая нагрузка
на валик передается через неподвижную ось, для равномерного
зажима волокнистого продукта эластичными покрытиями ось
валика должна обладать достаточной жесткостью, поэтому ее
рассчитывают в первую очередь на жесткость. С точки зрения
равномерности зажима волокон определенное преимущество имеют
нажимные валики, у которых втулки вращаются вместе с осью на
двух шарикоподшипниках (см. рис. 6.30). Обе втулки /
неподвижно закреплены на общей оси 3, которая установлена в уси-
Рис. 6.29. Нажимной валик со съемными втулками
Рис. 6.30. Нажимной валик с несъемной втулкой
253
ленном подшипнике 2. На наружные кольца подшипника
опирается полая неподвижная ось 4, передающая нагрузку на валик.
Наружные кольца выполнены так, что надежно защищают
подшипник от проникновения пуха и пыли. В этом случае деформация
оси и неравномерность распределения нагрузки невелики.
На некоторых прядильных машинах для гребенного прядения
шерсти еще применяют сплошные самогрузные валики,
осуществляющие контроль за движением плавающих волокон и
вращающиеся в опорах (крестиках) скольжения. Нажимные валики
ленточных машин обычно представляют собой сплошной стальной
валик, на рабочей поверхности которого имеется эластичное
покрытие, непосредственно контактирующее с волокнистым
материалом. Цапфы валика вращаются в подшипниках качения, корпуса
которых расположены в направляющих цилиндровых стоек.
Нагрузка на валик передается через корпуса подшипников от
нагрузочных устройств. Так же как и в нажимных валиках
прядильных машин, большую роль для правильного протекания
процесса вытягивания играет достаточная жесткость металлической
части валика, поэтому его расчет на жесткость должен
производиться в обязательном порядке.
Частота вращения нажимных валиков на машинах
прядильного производства составляет от нескольких оборотов (нажимные
валики питающих пар вытяжных приборов прядильных машин)
до нескольких тысяч оборотов в минуту (нажимные валики
выпускных пар ленточных машин). Благодаря использованию
подшипников качения возросла равномерность вращения нажимных
валиков, уменьшилась неровнота выпускаемого продукта.
Рассогласование скорости валиков и цилиндров наблюдается в
основном в ремешковых вытяжных приборах, где валик получает
вращение от цилиндр?, через один или два ремешка. Из-за деформации
эластичного покрытия в месте контакта валика с цилиндром
(через ремешок или ремешки) линейная скорость недеформирован-
ной поверхности валика оказывается несколько больше
линейной скорости его деформированной части. Так как валик
контактирует с ремешком на угле охвата я или более, то из-за
несоответствия их скоростей (ремешок движется со скоростью валика
в месте его контакта с цилиндром) происходит постоянная
пробуксовка эластичного покрытия относительно ремешка, что вызывает
его износ и вытягивание. Момент, необходимый для вращения
валика при установившемся движении,
'"/ Ч М = fRd/2 + kR± Pdi.12,
где / — приведенный коэффициент трения радиального шарикоподшипника
(при радиальной нагрузке и консистентной смазке f = 0,002); R — нагрузка
/на валик; d — диаметр оси валика в месте посадки подшипника; k —
коэффициент сопротивления перекатыванию валика по цилиндру; Р — усилие
вытягивания; d1 — диаметр валика.
Усилие вытягивания для передней вытяжной пары следует
считать положительным, для задней — отрицательным. Для про-
254
межуточных пар усилие вытягивания может иметь разные знаки
в зависимости от вытяжек, разводок и других факторов. Биение
нажимных валиков прядильных и ленточных машин не должно
превышать 3-Ю-4 м.
6.8. НАГРУЗОЧНЫЕ ПРИСПОСОБЛЕНИЯ
И ИХ РАСЧЕТ
Зажимное усилие в вытяжной паре, обеспечивающее
правильное протекание технологического процесса, создается постоянной
нагрузкой на нажимные валики. При проектировании
нагрузочных устройств необходимо предусматривать возможность
изменения нагрузки в заданных пределах при изменении условий
протекания технологического процесса. Устройства должны (если
это возможно) позволять одновременно разгружать все цилиндры
при длительной остановке машины, а также разгружать каждый
выпуск отдельно при намотке на цилиндр или валик. Нагрузка
может создаваться грузом, пружиной, пневматическим,
гидравлическим, магнитным или другим устройством.
Длительное время устройства с грузом являлись основными
в вытяжных приборах текстильных машин. Они и сейчас находят
применение, однако наибольшее распространение получили
устройства с пружинами. В вытяжных приборах прядильных машин
чаще всего используют навесные маятниковые системы нагрузки
(рис. 6.31). Заданная технологическая нагрузка в вытяжном
приборе создается цилиндрическими пружинами сжатия /,
которые через седелки 9 передают ее на оси нажимных валиков,
удерживаемых в седелках пластинчатыми пружинами 8. Оси 2
седелок размещаются либо в рычаге 10 нагрузки, либо в
кронштейнах 3 и удерживаются в рычаге нагрузки с помощью крючков 4.
Рычаг 10 закреплен в кронштейне 5, который установлен на
прутковом валу и закреплен на нем винтом 6. Положение рычага 10
Рис. 6.31. Навесная маятниковая система нагрузки
255
Рис.
6.32. Схема маятниковой
подвески валика
относительно рифленых
цилиндров можно регулировать
винтом 7. Нажимные валики
устанавливаются в рычаге
по шаблонам. Все три
седелки могут покачиваться
на осях 2 как на шарнирах
в направлении,
перпендикулярном к плоскости рисунка, ^обеспечивая самоустановку осей
валиков параллельно осям соответствующих цилиндров. Если
вывести валик из этого положения, то появятся усилия, которые
возвратят его обратно.
Рассмотрим схему, в которой ось нажимного валика
перекрещивается с осью цилиндра (рис. 6.32). Вектор уц показывает
направление окружной скорости цилиндра, vB — направление
окружной скорости валика. Нажимной валик проскальзывает
относительно цилиндра со скоростью относительного
скольжения уск. Вследствие этого в точке контакта валика с цилиндром
возникает сила трения (равная произведению силы прижима
валика к цилиндру на коэффициент трения скольжения), которая
поворачивает валик с седелкой до тех пор, пока\Уок не станет
равной нулю, т. е. пока ось валика не станет параллельной оси
цилиндра, у
Нагрузка на нажимные валики может передаваться не только
цилиндрическими пружинами сжатия (см. рис. 6.31), но и
плоскими пластинчатыми пружинами (рис. 6.33) и пружинами
кручения. При использовании плоских пластинчатых пружин
предъявляются повышенные требования к точности изготовления
элементов вытяжных приборов, так как пружины имеют высокую
жесткость, и даже незначительные биения вытяжной пары или
отклонения в размерах нажимного валика приводят к
существенным отклонениям технологической нагрузки от заданного
значения. Наибольшее распространение в вытяжных приборах машин
прядильного производства получили витые цилиндрические
пружины сжатия. Они просты в изготовлении, и при их применении
не предъявляется особых требований к точности изготовления
вытяжного прибора.
Практика эксплуатации вытяжных приборов прядильных
машин показывает, что пружины, правильно рассчитанные на
прочность, иногда даже при сравнительно небольших нагрузках
могут терять устойчивость (выпучиваются). При потере пружиной
устойчивости нагрузка, развиваемая пружиной, не будет
соответствовать расчетной, причем разница может достигать значительной
величины. Поэтому необходимо проверять пружины сжатия на
устойчивость. С. Д. Пономарев [20] рекомендует принимать сле-
256
дующее выражение отношения критической осадки X,.v пружины
к высоте недеформированной пружины Я0, при которой возникает
неустойчивость (для винтовых цилиндрических пружин сжатия
из круглой проволоки с шлифованными и подпертыми торцами):
Vяо "= Pi [ 1 - / 1 - Че* (D/H0y-l (6.24)
где ех — 0,813; т] = я; е2 = 0,696; D — средний диаметр витка пружины.
При HJD = \ wi подкоренное выражение в формуле (6.24)
становится равным нулю. Это отношение называется предельным
(//0/D)np. Если HJD >(W0/Z))np, то подкоренное выражение
оказывается положительным и Я.,.р может иметь место. При HJD <
< (Hu/D)np подкоренное выражение становится отрицательным
и потеря устойчивости пружиной невозможна.
Подставив значения е,, е2 и т] в формулу (6.24), получим
(Яо/Dbp = 2,62.
Отсюда следует, что потеря устойчивости возможна только для
пружин, высота которых в недеформированном состоянии
превышает диаметр в 2,62 раза. Если (H0/D) > (Н0Ю)1Ц), то, подставив
фактическое значение HJD в формулу (G.24), определим Я.|ф.
по-ми а
80-№011
170-220 И
3.5... 90
Рис. 6.33. Навесная система с пластинчатыми пружинами погружения:
I. II, III — рифленые цилиндры; /, 10, II — кронштейны с нажимными валиками;
2 — пластинчатые пружины нагружения; 3 — винт индивидуальной нагрузки; 4 —
рукоятка нагрузки; S — рычаг нагрузки; Л — ось рукоятки нагрузки; 7 — собачка
механизма регулирования общей нагрузки; 8 — пружина для фиксации корпуса нагрузки
в подпитом положении; 9 — кронштейн; 12 — клеточка
9
Л. II. Мака
257
Рис. 6.34. Принципиальная схема
вытяжного прибора
Имея заданное значение
перемещения Я., можно найти запас
устойчивости пружины
т = А,кр/Я..
Для пружин из стальной
проволоки т - 1,5—3. Зная Хкр и
жесткость пружины к, можно
найти критическую нагрузку на
пружину Ркр = /гЯ.кр и сравнить ее с рабочей (заданной)
нагрузкой Р:
т = PJP.
Если запас устойчивости мал, то необходимо изменить
параметры пружины или предусмотреть в конструкции устройства,
исключающие искривления оси пружины (размещение пружины
в стакане или на направляющем стержне).
Равномерность нагрузки на вытяжные пары по всей длине
одноименных линий рифленых цилиндров вытяжного прибора
является одним из факторов, определяющих ровноту пряжи, и
выбранная система нагрузки должна оцениваться именно с этих
позиций. На многих вытяжных приборах применяют навесные
системы нагрузки с задним силовым замыканием как наиболее
удобные в обслуживании. Опыт эксплуатации этих приборов
показал, что рычаги нагрузки, размещенные на прутковом валу
между соседними цилиндровыми стойками, оказываются взаимно
связанными через прутковый вал, и при нагрузке одного
из рычагов пролета изменяется нагрузка на других
рычагах.
Рассмотрим принципиальную схему вытяжного прибора
(рис. 6.34). В пределах одного пролета (звена) обычно размещают
два, три и реже четыре рычага нагрузки. Каждый рычаг / вместе
с пружинами, нажимными валиками и другими деталями при
помощи запорного устройства 2 закреплен на прутковом валу 3.
При опускании рычага с помощью запорного устройства пружины,
создавая необходимую технологическую нагрузку, сжимаются.
Эти нагрузки вызывают крутящий момент на прутковом валу
и его упругое закручивание. Рычаги /, закрепленные на валу,
поворачиваются вместе с ним, каждый на угол, соответствующий
углу закручивания сечения вала в месте расположения рычага.
Все точки рычагов описывают при этом дуги с центрами на оси
вала, в том числе и те точки, которые контактируют с
нагрузочными пружинами. Сжатие пружин уменьшится, и уменьшится
258
нагрузка между валиками и цилиндрами. Кроме этого, под
действием технологической нагрузки
п
r=Y.pi
1
(где / — номер линии вытяжного прибора (/ = 1, 2, ..., п)\ Pj— заданная
технологическая нагрузка на /-ю линию)
прутковый вал изгибается, дополнительно уменьшая тем самым
нагрузку в вытяжных парах.
Таким образом, перед конструктором возникает задача
определения максимального суммарного уменьшения заданной
нагрузки от упругих деформаций пруткового вала. На основании
полученных результатов конструктор оценивает жесткость
пруткового вала (потеря нагрузки должна быть не более 3—5% от
заданной) и при необходимости вносит соответствующие
исправления в чертежи.
Задачу целесообразно разделить на три частные задачи:
а) определение упругого закручивания пруткового вала и
связанной с этим потери нагрузки в вытяжном приборе;
б) определение деформации изгиба пруткового вала и потери
нагрузки от изгиба;
в) определение общей потери нагрузки и оценка жесткости
пруткового вала.
Определение упругих деформаций пруткового вала и потери
нагрузки.
Пусть Pj и hj — соответственно заданные
технологические нагрузки на каждую линию и их расстояния до оси
пруткового вала (см. рис. 6.34). Суммарный крутящий момент (заданный),
создаваемый каждым рычагом нагрузки на прутковом валу,
м = ЕЛЛ-
Этот момент должен быть постоянным вдоль всей линии
вытяжного прибора.
Прутковый вал крепится в цилиндровых стойках так, что
проворачиваться относительно их не может, поэтому будем считать,
что вал в опорах А и В (рис.
6.35) защемлен.
Принимая, что угол
закручивания справа и слева от места
приложения момента М (место
крепления рычага) одинаков,
найдем опорные моменты из урав-
Рис. 6.35. Схема для определения угла
закручивания пруткового вала
259
нения равновесия и условия равенства угла ср
закручивания: Ш'Л1'
М•= MAl ! АЦ; С/;,ср,; :.-= МА.а,;
OJ,f[i = Мя/'ь »" - 1, 2, .,., /■', (6.25)
где U — модуль упругости, второго рода; ./,, полярный момент инерции
поперечного сечения пруткового вала; k — число рычагов в пролете.
Отсюда
МА.=-^-Мв. и Мв.^-%-МА..
Подставляя поочередно выражения Мл1 и Мв{ в уравнение
(6.25) равновесия, получаем
MBl = -^-M; МЛ[ = -%-М.
Условимся, что номинальная нагрузка устанавливается на
каждом рычаге индивидуально при разгруженных остальных
рычагах пролета. В этом случае упругое закручивание вала в г'-м
сечении, где приложен момент, можно не учитывать, так как оно
будет учтено при установке нагрузки. Изменение нагрузки в месте
крепления рычага (приложения момента) будет происходить
только за счет упругого закручивания пруткового вала от
моментов М, приложенных в местах крепления соседних рычагов.
Найдем углы закручивания вала в местах крепления рычагов
нагрузки от момента М, приложенного в г'-м сечении:
слева от сечения
GJp4>i-m, i = MA.ai_m; Ф,_т,, = —щ — ~aj^f uiai-m\
(6.26)
справа от сечения
П лл и MBibi+m м ,
vJpffi+m.i = IVlBpi+m', fi+m.i = qj =-Qj-Jai"i+m,
(6.27)
где т — порядковый номер рычага при его отсчете вправо (+) и влево (—)
от сечения i; at„m, bt+m — соответственно расстояние от левой и правой
цилиндровых стоек до соответствующего рычага; i ± m — порядковый номер рычага
в пролете при отсчете от левой опоры (i — т > 1, i + in < k).
Так, если в пролете установлено три рычага (k — 3) нагрузки,
то при i = 1 имеем справа от сечения [формула (6.27)]
■ т = 1, <ря = QaA; tn = 2, ф31 = Qa^;
при i = 2 слева от сечения [формула (6.26) J
т = 1. Флз = Ф^:
260
Рис. 6.36. Схема передачи нагрузка на валик:
I — рифленый цилиндр; 2 — нажимной валнк;
3 — седелка; 4 — пружина нагруження; 5 — ось
седелки
при (' 2 справа от сечения
т == 1, ф23 ^ <2афэ,
где Q- Ml(GJpl).
Дальнейший анализ можни не
проводить, так как из принципа
взаимности деформаций можем записать
Ф21 = Ф12; Фз1 = ф1з". Фзг = Фгз-
Суммарный угол закручивания в месте крепления 1-го рычага
от моментов М, приложенных в местах крепления соседних
рычагов,
Фг = £, Фг, i±m, m =1,2, ..., р.
' т = 1
Для рассмотренного случая, например,
Ф1 =1 Фи + Ф)з; Фг = Фг] 4- фгз', Фз = Фа!
(6.28)
Фзг-
Потеря нагрузки на каждой линии вытяжного прибора в тех же
сечениях (см.\ рис. 6.34)
{±,п, (6.29)
m=l
где Cj — приведенная к оси нажимного валика жесткость пружины /-й линии
вытяжного прибора.
Если нагрузка плунжерная, то приведенная жесткость
пружины Cj равна жесткости самой пружины с), т. е. с,- = с). При
маятниковой системе нагрузки с, Ф с). Следует отметить, что часто
для сокращения номенклатуры пружин их выполняют
одинаковыми для всех линий вытяжного прибора, т. е. с) = с'.
Для определения с,- рассмотрим схему навесной рычажной
системы (рис. 6.36). По заданной технологической нагрузке P-t
легко определить нагрузку на пружину
где т|;- = 1гПх.
Если общая осадка пружины Ц, то ее жесткость
с;. = р;.д;. = Т1.р.д;.. (6.30)
Перемещение нажимного валика будет соответственно
%1 = Ц;Ц. (6.31)
Тогда приведенная к оси нажимного валика жесткость пружины
С/ = я/а/ = р//(т|/х;).
9£[
s.
uj-n
bi
br,n
Рис. 6.37. Схема для определения
деформаций изгиба пруткового вала
Подставляя в последнее
выражение Ц из формулы (6.30),
получаем
cj - c'j/rij. (6.32)
При плунжерной системе нагрузки 1Х = /2 и ну = I. Таким
образом, потеря нагрузки [формула (6.29)]
APL ,= h,- —^г~ £ цч,1±т (ш = 1, 2,..., /;; i — т > 1; i -\- m < k).
1 m=l
(6.33)
Для полного решения задачи необходимо учесть деформацию
изгиба пруткового вала от технологической нагрузки (рис. 6.37) Р:
P=tPi' /=1.2,...,«.
Так же как и выше, прогиб в месте крепления рычага от его
собственной технологической нагрузки учитывать не будем.
Потеря нагрузки в месте крепления каждого из рычагов будет
происходить из-за деформаций, вызванных нагрузкой Р на других
рычагах пролета. Прогиб в сечениях вала, где размещены рычаги,
от нагрузки, приложенной в /-м сечении, определяем из
универсального уравнения упругой линии
EJyi ±m,t = Ct + DiXi ±m- -jr-RAlxl.
-Р(х
i -j- m
-df
(6.34)
Последнее слагаемое учитываем только тогда, когда находим
прогиб правее сечения i. Произвольные постоянные
интегрирования определяем из условий на опорах. При х = 0 (опора А
на рис. 6.37) прогиб у = 0, тогда из уравнения (6.34) следует,
что С, = 0. При х = / (опора В на рис. 6.37) из уравнения (6.34)
получим
Di=^r[PAl13-P{l-atf]. (6.35)
Реакцию в опоре A Ra. от нагрузки Р, приложенной в г'-м
сечении, легко определить из схемы (см. рис. 6.37):
RAi = btPll. (6,36)
Подставляя эти выражения в уравнение (6.34) упругой линии,
получаем
EJyi
-~ ~бГ l<Jib- (' ' Ь /;Л Х> ±>п - Ь^ ± '» "Г I (*« 4 т - Я/)3!.
(6.37)
262
Следовательно, прогиб пруткового вала в местах крепления
рычагов от нагрузки Р, приложенной в сечении /, находится
по формулам:
левее сечения i
Р
lli--m.i --=~-^Jf~\aibi(lJr I'JXi-m —/'yv7 -ml; (CSS)
правее сечения i
P
УЦ-т, i ^~QEJT^aibi (l~\~bi) Xi+m ~ Mi H» " |" / (Л;+т — Otf\.
(6.39)
Найденные деформации (перемещения) одинаковы для всех
линий вытяжного прибора в данном сечении пруткового вала.
Суммарный прогиб в месте крепления i'-го рычага от нагрузок,
приложенных на соседних рычагах,
р
Ау, = £ Hi, i±m-
m=l
Отсюда потеря нагрузки от деформации изгиба вала
AP'ii = CjAyt.
Общая потеря нагрузки
Если максимальная потеря нагрузки превышает 3—5% от
заданной, то жесткость пруткового вала следует увеличить.
Чрезмерно жестким вал делать не следует, так как это приводит
к увеличению металлоемкости конструкции без заметного
снижения обрывности и улучшения качества выпускаемого продукта.
Если в комплекте к поставляемым машинам имеется тарировочное
устройство по силе давления пружины и в нагрузочном устройстве
имеется индивидуальное регулировочное устройство на каждую
пружину, то легко осуществить полное выравнивание нагрузки на
каждом рычаге пролета. Для этого достаточно к заданной
технологической нагрузке Ps добавить соответствующее АР0.., полученное
расчетом, и установить результирующую нагрузку с помощью
тарировочного устройства. Такое выравнивание целесообразно
проводить в нагрузочных устройствах с плоскими пластинчатыми
пружинами. Жесткость этих пружин по сравнению с винтовыми
цилиндрическими пружинами сжатия значительно выше и для
сохранения небольшой (3—5)% потери нагрузки требуется
значительное увеличение диаметра пруткового вала.
Рассмотрим расчет пруткового вала машины Р-168-3. Исходные данные:
длина пруткового вала I = 84 X 6 = 504 мм; на валу установлено три рычага
нагрузки (('= 1,2,3); прибор четырехцилиндровый (/'= 1,2,3,4); диаметр
пруткового вала d = 22 мм; нагрузки Р/ распределены по линиям так: Рх =
= 115 Н, Р2 = Ю5 Н, Ps = 105 Н, Р4 = 95 Н; расстояния h,- от места
приложения нагрузки до оси пруткового вала: h± = 225 мм, /г2 = 183 мм, h3 =
= 140 мм, Л4 = ЮО мм.
263
1. Определяем суммарную технологическую нагрузку Р и расчетный
момент М на прутковом валу в месте расположения рычага нагрузки
4 4
Р = J\ Р,- = 420 Н; М= V Р/А/ = 63Н-м.
1 1
2. Принимаем "Е = 2- 10s МПа, G= 8-104 МПа и найдем полярный Jp и
экваториальный / моменты инерции поперечного сечения вала:
Jp = 0,Id4 -= 2,343- Ю-8 м4, / =- 0,05rf4 = 1,171 • 10"8 м4.
3. Определяем
Q =- -тггг = 0,06069; А = -^гтт- - 0,0593.
4. Подсчитаем углы закручивания:
I = 1 (первый рычаг от левой опоры)
справа от i = 1
т= 1, ф21= 0.ахЪ2= 0,06669-0,084-0,252 = 0,141 ■ 10"2 рад;
/п = 2, ф31 = Qa^g = 0,06669-0,084-0,084 = 0,047- Ю"2 рад;
i = 2
слева от ( = 2
m — 1. Ф12 = Ф21 = 0,141 ■ Ю-2 рад;
справа от i = 2 (второй рычаг от левой опоры)
m = 1, ф32 = Qa2&3 = 0,06669-0,252-0,084 =- 0,141 ■ 10"2 рад;
/ _■= 3
слева от i= 3
т — 1, ф23 = ф32 = 0,141 • 10~2 рад;
/л -= 2, ф13 = ф31 = 0,047- Ю-2 рад.
5. Найдем суммарные углы закручивания пруткового пала в местах
расположения рычагов нагрузки:
<Pi = (Pj2 V Ф13 = 0,188-10""2 рад; ф2 = ф21 -|- ф23 — 0,282- 1С'2 рад;
Фз = Фз1 ~г Фзг = 0,188-10~3 рад.
6. Определим перемещение точек рычага, контактирующих с пружинами:
i = 1: A(/u = ф1/г1 = 0,423 мм; ^yli — ф^з = 0,344 мм;
Лу13 = фхЛ3 = 0,263 мм; А</14 = ф]/г4 = 0,188 мм;
(' = 2: А</21 = Фг''1 ~ 0,634 мм; Д</22 ~ фз'гг = 0,516 мм;
А</зз = Фг^з ~= 0,395 мм; Дг/2, — ф3Л4 = 0,282 мм.
Имея в виду, симметричность расположения нагрузки в пролете, можем
записать
л</з1 = A«/ii; Д«/за = д«/12; A«/3:i = Дуй; A^i = а</14.
Найдем прогибы пруткового вала в местах крепления рычагов от силы Р,
приложенной в <-м сечении:
i=-. 1
справа от i= 1
in = 1, х2 = я2 = 0,252 м; у21 = 0,0593 [0,084 0,42 -0,46 -0,252 —
— 0,42.0,252я |- 0,504-0,1683] = 0,23 мм;
т -= 2, х, = ая ---- 0,42 м; //31 =0,0593 [0,084.0,42.0,46-0,42 -
— 0,42 0,42я ! 0,504 -0,336я] = 0,1 мм;
264
i = 2
слева от i = 2
т = 1, % = % = 0,084 м; </12 = </21 = 0,23 мм;
справа от i = 2
m== 1, х3= a3 = 0,42 м; yS2 = 0,0593 [0,252-0,252 0,756 0,42 —
— 0,252- 0,42я -г- 0,504-0,1683] = 0,23 мм;
г = 3
слева от i = 3
т = 1, </23 = </32 == 0,23 мм; т = 2, </13 = у31 — 0,1 мм;
отсюда At/! = </12 + .V13 = 0,33 мм; А#2 = </21 + </23 = 0,46 мм; AyL = hys.
7. Найдем суммарное перемещение точек рычагов, контактирующих с
пружинами от упругого закручивания и изгиба пруткового вала (результаты
приведены только для первой линии вытяжного прибора):
дЛобщ = А</ц + A«/i = 0,753 мм; Лг/20бщ = Ai/21 + Л#а == 1,094 мм;
А^зобщ = Af/юбщ-
Общая потеря нагрузки на первой липни в местах расположения рычагов
АР1=0,753е1; APg=l,094c1; АР3 = 0,753^.
Оценка проводится по максимальной потере АР2. Так, если жесткость
пружины первой линии сг = 20 кН/м (20 кгс/см), то
АР2 да 0,0011-20 000= 22 Н (2,2 кгс),
что составляет более 20% от заданной технологической нагрузки. Таким
образом, жесткость пруткового вала недостаточна и не может обеспечить
равномерность технологической нагрузки вдоль машины. Если. имеется тарировочное
устройство по нагрузке и индивидуальная регулировка пружин, то достаточно
увеличить заданную технологическую нагрузку на первом и третьем рычагах
на 15 Н, на втором рычаге на 22 Н, чтобы получить паспортную конечную
нагрузку и обеспечить ее равномерность вдоль машины. В приведенном расчете
не учтена деформация опор пруткового вала. Поскольку деформация опор
одинакова для всех рычагов пролета, то она вызывает некоторое общее уменьшение
(пропорциональное жесткости пружин) нагрузки без какого-либо увеличения
ее неравномерности вдоль машины.
Следует отметить, что в настоящее время нет отработанной
конструкции тарировочного устройства по силе, а в выпускаемых
вытяжных приборах, как правило, отсутствует возможность
индивидуального регулирования нагрузки на отдельный нажимной
валик. Все это не позволяет гарантировать строгое соответствие
нагрузки вдоль линии рифленых цилиндров паспортной при
монтаже и наладке нагрузочных устройств даже при полном
отсутствии деформаций пруткового вала.
В заключение отметим, что развитие конструкций вытяжных
приборов идет в следующих основных направлениях:
11 создание типовых вытяжных приборов с высокими
техническими характеристиками для выпуска массового ассортимента
пряжи и приборов для выработки пряжи специального назначения;
2) создание скоростных вытяжных приборов ленточных машин
как с регуляторами ровноты продукта, так и без них;
3) создание новых вытяжных приборов для новых
технологических процессов и совершенствование действующих.
Глава 7
РЕГУЛЯТОРЫ ЛИНЕЙНОЙ
ПЛОТНОСТИ ЛЕНТЫ
7.1. ЗАДАЧИ И СУЩНОСТЬ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ПАРАМЕТРОВ ТЕКСТИЛЬНЫХ ПРОДУКТОВ
Автоматическое регулирование ровноты продуктов прядения
является одной из главных предпосылок создания укороченных
систем прядения.
Автоматическим регулированием ровноты продукта называется
процесс поддержания постоянства его развеса, выходящего из
машины, осуществляемый без непосредственного участия
человека, с помощью специально присоединяемых устройств —
автоматических регуляторов ровноты.
Неровнота пряжи в значительной степени определяется не-
ровнотой, возникающей на предыдущих переходах, поэтому для
получения высококачественной пряжи необходимо вырабатывать
достаточно равномерную ровницу, ленту и т. д. В классических
системах прядения это обеспечивалось за счет многократного
сложения продукта с последующим вытягиванием. Высокая
точность обработки продукта при многопереходных системах
достигается на основе статистических закономерностей, определяемых
уравнением
c = cJVm, (7.1)
где t,ic- средняя квадратичная неровнота продуктов до и после сложения;
т — число складываемых продуктов.
В настоящее время текстильная техника идет по пути замены
вероятностного выравнивания развеса (ровноты) продуктов
прядения автоматическим регулированием, не имеющим предела,
определяемого уравнением (7.1). Степень выравнивания в этом
случае обусловливается типом и конструкцией регуляторов.
Применение автоматического регулирования развеса позволяет
обеспечить высокое качество пряжи при укороченной системе
прядения.
С теоретической и технологической точек зрения правильнее
поставить регулятор на машину, которая в технологической
цепочке находится ближе к прядильной машине. Но эти машины
имеют большое число выпусков (головок, веретен и т. д.).
Автоматическое регулирование развеса продукта должно применяться
отдельно к каждому выпуску машины, т. е. для каждой ленты
пли ровницы, выпускаемой машиной, следует установить
регулятор.
Применение большого числа устройств автоматического
выравнивания экономически невыгодно и технически трудно
осуществимо, поэтому автоматические регуляторы устанавливают на
чесальных и ленточных машинах при прядении хлопка, шерсти,
льна, химических волокон и их смесей. Кроме того, регуляторы
применяют там, где специфика процесса требует автоматического
контроля, например в самовесах.
Автоматические регуляторы ровноты всех известных в
настоящее время систем основаны на одном принципе — на согласовании
вытяжки со случайными комбинациями развеса лент, входящих
в машину, поэтому их часто называют регуляторами линейной
плотности ленты [41 ].
Объектом регулирования на ленточных машинах является
вытяжной прибор. Ои имеет.вход (система питания, куда подается
продукт со скоростью vL и развесом gx) и выход (выпуск), откуда
выводится продукт со скоростью v2 и развесом g2. За время
транспортирования продукта от входа к выходу часть его теряется.
Но при нормальной работе машины и большом интервале
времени t с достаточной точностью можно допустить, что
g&i = №• (7-2)
Линейную плотность ленты можно регулировать путем
изменения скорости питания vx или выпуска v2. При регулировании
изменением скорости выпуска
Щ = SiVga = &i£i> (7-3)
при регулировании изменением скорости питания
Щ = v2g2/g1 = kjgx. (7.4)
Оба способа регулирования используют в современных
регуляторах. Из уравнений (7.3), (7.4) видно, что при регулировании
линейной плотности изменением скорости выпуска получаем
уравнение прямой, а при регулировании изменением скорости
питания — уравнение гиперболы.
Осуществить регулирование линейной плотности продукта по
прямой технически легче, чем по гиперболе. Кроме того, так как
скорость выпуска в несколько раз больше скорости питания, то
регулирование изменением скорости выпуска будет более
точным, чем изменением скорости питания. Регулировать линейную
плотность продукта можно и при одновременном изменении
скоростей питания и выпуска.
Исследования показывают, что неровнота входящего
продукта в процессе вытягивания его изменяется, причем длина волн
увеличивается пропорционально вытяжке, а амплитуда изменяется
согласно равенству
Л2М1 = 81п^^/5ш4^, (7-5)
где Аг и Л з — амплитуда волн во входящем и выходящем продукте; /^ — длина
волны во входящем продукте; / — средняя длина волокон в продукте.
267
Кроме того, ряд причин (структурная перовнотя входящего
продукта, нестационарное движение волокон в процессе
вытягивания его и др.) обусловливает появление в процессе вытягивания
дополнительной коротковолновой неровноты. Таким образом,
продукт, выходящий из вытяжного прибора, имеет наряду с
длинными волнами ()ч > 6/) также и короткие волны (Xt <3/),
т. е. имеет иеровноту с различной длиной волны (сплошной
спектр).
В настоящее время нет измерительных средств, которые
позволили бы определить изменение структурной неровноты и характера-
движения волокон в вытяжном-приборе, и решить задачу
регулирования в полном объеме не представляется возможным.
Большинство современных регуляторов предназначено для
выравнивания только толщины входящего продукта.
7.2. СИСТЕМЫ АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ
ЛИНЕЙНОЙ ПЛОТНОСТИ
Любой регулятор предназначен для создания регулирующего
воздействия на объект регулирования, обеспечивающего (с той
или иной степенью точности) изменение регулируемой величины,
по требуемому закону. Регулируемый объект с автоматическим
регулятором ровноты составляет систему автоматического
регулирования ровноты ленты.
Системы автоматического регулирования в зависимости от
места расположения измерительного устройства разделяют на
два вида: разомкнутые и замкнутые. Главное различие между
этими системами состоит в том, что построение разомкнутых систем
основано на принципе регулирования по возмущению (по
внешнему воздействию), замкнутых — по отклонению (по ошибке).
Регулируемой величиной в этих системах является отклонение,
развеса от номинального, а регулирующей величиной — вытяжка.
Для компенсации вредного влияния какого-либо
возмущения необходимо его измерить и в зависимости от результатов
измерения осуществить регулирующее воздействие на объект,
обеспечивающее изменение регулируемой величины по требуемому
закону. В связи с этим необходимо иметь устройства, позволяющие
измерять каждое возмущающее воздействие, и устройства,
предназначенные для создания регулирующего воздействия на объект
регулирования. В системах автоматического регулирования
линейной плотности ленты основным возмущающим воздействием
является изменение развеса входящего продукта.
Общая схема системы автоматического регулирования
линейной плотности лепты, реализующей принцип регулирования по
возмущению, показана на рис. 7.1. Чувствительный элемент
измерительного устройства ИУ, которое установлено на входе
вытяжного прибора, непрерывно измеряет толщину проходящих
лент.
208
Рас. 7.1. Схема автоматического регулирования линейной плотности лсшпы.
но возмущению изменением скорости:
а — выпуска; б — питания
Сигналы, пропорциональные изменению толщины продукта,
с измерительного устройства направляются в усилитель У1,
усиливающий сигнал до той величины, которая достаточна для
воздействия на следующий элемент. Усиленные сигналы
поступают в запоминающее устройство ЗУ. Большинство
рассматриваемых систем регулирования включают такое устройство.
Запоминающее устройство задерживает сигналы в течение времени т
транспортного запаздывания, которое необходимо для
прохождения замеренным участком ленты расстояния от места установки
измерительного устройства до места, где прикладывается
регулирующее воздействие (сечение поля вытягивания, где
происходит изменение вытяжки в соответствии с толщиной измеренного
участка продукта).
Сдвинутые по времени сигналы передаются с запоминающего
устройства на преобразователь Я, который преобразует их в форму
(электрический сигнал, давление и т. п.), более удобную для
работы следующих звеньев системы.
Преобразованный сигнал усиливается усилителем У2 и
поступает на сервомеханизм СМ, преобразующий его в перемещение.
С сервомеханизма или, если он отсутствует, непосредственно
с усилителя сигнал подается на исполнительный механизм ИМ,
который в соответствии с функциональными зависимостями (7.3)
или (7.4) изменяет скорость выпуска о2 (рис. 7.1, а) или питания Vi
(рис. 7.1, б).
Необходимость установки сервомеханизма определяется тем,
какой вид энергии используется для управления исполнительным
механизмом и на каком виде энергии работает усилитель.
В первом случае питающие органы (питающая пара, гребенной
механизм и др.) приводятся в движение с постоянной скоростью
от приводного электродвигателя Д, а выпускная пара — с
переменной скоростью от исполнительного механизма. Во втором
случае — механизмы выпуска вращаются с постоянной частотой,
а рабочие органы, подводящие продукт к выпускной паре, имеют
2(i9
переменную частоту вращения. На ленточных машинах с
гребенным полем и большим числом ударов гребней целесообразнее
осуществлять регулирование при постоянной скорости
гребенного поля, так как в противном случае скоростные возможности
гребенного поля не могут быть использованы полностью.
Например, если максимально допустимое для данной конструкции
гребенного механизма число ударов гребней в минуту 2000, то
при регулировании питания в пределах ±25% развеса
номинальное число ударов должно составлять 1500.
К недостаткам регулирования питания по сравнению с
регулированием выпуска относятся трудность изготовления
исполнительного механизма, обеспечивающего гиперболическую зависимость;
сложность контроля выполнения регулирования вытяжки по
гиперболической зависимости в процессе эксплуатации; увеличение
габаритных размеров передаточного механизма и связанное с этим
повышение регулируемой мощности, увеличение длительности
переходного процесса.
Единственным преимуществом этого способа является работа
ленточной машины с постоянной производительностью, что не
имеет решающего значения, поэтому более целесообразным
является регулирование линейной плотности продукта изменением
скорости выпуска, за исключением того случая, когда на выпуске
машины установлен холстообразующий механизм, имеющий
большую инерционность.
Несмотря на это, некоторые фирмы [Принс Смит (Англия),
Тематекс (Италия) и др. ] выпускают ленточные машины с
регуляторами, установленными на питании, при этом регуляторы
выпускают отдельной приставкой, которую присоединяют к обычной
ленточной машине. Такая приставка проще компонуется со
стороны питания.
Системы автоматического регулирования, работающие по
возмущению, имеют следующие недостатки.
1. Независимость регулируемой величины обеспечивается
лишь по отношению к тому возмущению, которое измеряется
чувствительным элементом (отклонение толщины ленты от
номинальной). Наличие большого числа других возмущений
(структурная неровнота, нестационарное движение волокон в поле
вытягивания и др.), не контролируемых регулятором, приводит
к отклонению регулируемой величины от требуемого закона ее
изменения.
2. Независимость регулируемой величины от измеряемого
возмущения обеспечивается только при условии строгого
соответствия параметров регулятора и объекта (вытяжного прибора) их
расчетным значениям. Изменение параметров элементов
регулятора или объекта (вследствие износа и т. п.) приводит к
отклонению регулируемой величины от требуемого закона.
Эти недостатки систем автоматического регулирования,
работающих по возмущению, обусловлены тем обстоятельством, что
270
истинное значение регулируемой величины ft никак не измеряется
и не контролируется. Система имеет разомкнутый цикл передачи
воздействия (от возмущения — к регулируемой величине), и ее
называют разомкнутой системой.
Преимуществом разомкнутых систем автоматического
регулирования линейной плотности ленты является простота и
возможность оказать регулирующее воздействие в тот момент, когда
это необходимо. Разомкнутые системы автоматического
регулирования получили большое распространение, так как они довольно
просты и обеспечивают вполне удовлетворительную точность
регулирования. При данной системе эффективность выравнивания
развеса ленты достигается в более широком диапазоне длин волн,
чем при других системах регулирования.
Принцип регулирования по отклонению. В системах
автоматического регулирования, построенных по этому принципу,
регулирующее воздействие вырабатывается на основе информации
об отклонении регулируемой величины от требуемого значения.
Обозначим через ft (0 функцию, описывающую изменение
во времени регулируемой величины, и пусть g (t) — функция,
характеризующая требуемый закон ее изменения. Тогда основная
задача автоматического регулирования сводится к выполнению
равенства
ft (0 = g (t) (7-6)
во все моменты работы системы с заданной степенью точности.
Качество работы системы автоматического регулирования
характеризуется разностью
x(t)=g (0 - ft (0- (7-7)
Функция х (t) определяет ошибку работы системы
автоматического регулирования. В идеальном случае х (t) = 0 для всех
моментов времени. Следовательно, идея, лежащая в основе принципа
регулирования по отклонению, состоит в том, что в зависимости
от его величины и знака осуществляется регулирующее
воздействие на объект регулирования, сводящее ошибку к нулю.
В общем случае для определения сигнала ошибки используют
три элемента: задающий, чувствительный и сравнительный.
Задающий элемент служит для формирования воздействия
g (t), характеризующего требуемый закон изменения
регулируемой величины. В автоматических регуляторах линейной плотности
ленты для определенной ее тонины g (t) = ft = 0, и задающий
элемент представляет собой просто орган настройки системы
автоматического регулирования на определенный развес.
Чувствительный элемент измеряет действительное значение
регулируемой величины ft (()■
Сравнивающий элемент определяет сигнал ошибки х (t) ~
= go — ft (0-
271
-H m —>
i__J
,w
s.-ft)
[7] —■*ym W\
R—43
Рис. 7.2. Система
автоматического регулирования линейной
плотности ленты по
отклонению
Рассмотрим схему
системы автоматического
регулирования линейной
плотности ленты по
отклонению (рис. 7.2).
Измерительное устройство ИУ,
расположенное со стороны
выпуска вытяжного
прибора, измеряет развес
выходящего продукта и
передает сигнал на вход
сравнивающего элемента СЭ.
На другой вход СЭ поступает сигнал задающего воздействия,
вырабатываемого в задающем элементе ЗЭ. На выходе
сравнивающего элемента СЭ образуется сигнал ошибки, который
преобразуется преобразователем Я, усиливается усилителем У
и поступает на сервомеханизм СМ, а от пего — на
исполнительный механизм ИМ.
Если развес входящей ленты отличается от номинального, то
исполнительный механизм изменяет скорость выпускной нары,
в соответствии с функциональной зависимостью (7.3), таким
образом, чтобы отклонение уменьшилось.
Основное преимущество систем автоматического
регулирования, работающих по отклонению, заключается в их способности
выполнять регулирование при любом числе возмущающих
воздействий, так как ни одно возмущение не измеряется, работа системы
не связана ни с каким конкретным возмущением. Вместо
возмущений в таких системах непрерывно измеряется ошибка, и если
х Ф 0, то регулятор создает регулирующее воздействие. При этом
совершенно неважно, какие причины (возмущения) вызвали
отклонение регулируемой величины от заданного закона. Система
реагирует на сам факт появления ошибки и предпринимает меры
для ее ликвидации.
Вторым преимуществом систем автоматического
регулирования, работающих по отклонению, является отсутствие жестких
требований к стабильности элементов регулятора и объекта.
Объясняется это тем, что изменение параметров регулятора или
объекта приводит к появлению ошибки, которая немедленно
обнаруживается системой и ликвидируется соответствующим
перемещением регулирующего органа. Для реализации этих
преимуществ \ необходимо] иметь* чрезвычайно стабильные
чувствительный, задающий и сравнивающий элементы.
Рассмотренная система автоматического регулирования
линейной плотности ленты является системой с обратной связью. Регу-
272
лятор действует на объект, а объект, в свою очередь, на
регулятор. Такие системы называются замкнутыми.
Главный недостаток замкнутых систем автоматического
регулирования линейной плотности ленты заключается в том, что
изменение величины вытяжки происходит в соответствии с развесом
того места продукта, которое вышло из вытяжного прибора. Таким
образом, данное место продукта уже не может быть выровнено,
и нельзя получить номинальный развес этого участка.
Замкнутая система регулирования не может выравнивать
колебания толщины с длиной волны, равной расстоянию от
чувствительного элемента до сечешш поля вытягивания, в котором
происходит изменение вытяжки. Для увеличения эффективности
выравнивания необходимо делать это расстояние возможно
минимальным.
Замкнутые системы регулирования позволяют поддерживать
постоянство развеса на сверхдлинных отрезках [41].
Система автоматического регулирования линейной плотности
ленты может иметь и смешанную конструкцию. В этом случае она
состоит из двух систем регулирования: замкнутой и разомкнутой.
В этих системах к разомкнутой системе регулирования
добавляется замкнутая для выравнивания длинноволновой неровноты,
обусловленной в основном не самой лентой, а работой
разомкнутой системы.
7.3. ИЗМЕРИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
Измерительные устройства являются преобразователями
регулируемой величины в иную физическую величину, удобную для
дальнейшего использования. К таким величинам (наиболее
распространенным) относятся перемещение или угол поворота,
усилие, электрический ток или напряжение, давление сжатого
воздуха и т. д.
Измерительные устройства автоматических регуляторов
линейной плотности ленты обычно включают чувствительный
(измерительный) элемент и датчик. Чувствительный элемент измеряет
развес или толщину непрерывно движущейся ленты. Датчик
преобразует неэлектрическую выходную величину
чувствительного элемента в электрическую. Чувствительный элемент должен
быть надежным при длительной эксплуатации в производственных
условиях и нечувствительным к внешним влияниям (повышенной
температуре и влажности воздуха, пыли и т. п.). Точность работы
чувствительного элемента должна быть высокой, так как от этого
зависит качество регулирования.
При'выборе измерительного элемента необходимо учитывать
также его чувствительность Ay/Ах — отношение изменения Ау
выходной величины элемента к изменению Ах его входной
величины, и инерционность —запаздывание во времени Ау от момента
измерения,
273
В системах автоматического регулирования линейной
плотности ленты используют механические, пневматические,
емкостные, фотоэлектрические, радиоактивные и другие чувствительные
элементы. Наибольшее применение в настоящее время имеют
механические измерительные устройства с механическим
чувствительным элементом.
Механический чувствительный элемент. Принцип действия
механических чувствительных элементов основан на
существовании связи между плотностью массы продукта и его сопротивлением
поперечному сжатию. Большинство используемых чувствительных
элементов работает при постоянном усилии сжатия.
На рис. 7.3 дана схема наиболее распространенного и простого
но конструкции механического элемента, состоящего из двух
роликов 1 и 2, которые в регуляторе могут располагаться в
вертикальной (рис. 7.3, а) или горизонтальной (7.3, б) плоскости.
Продукт проходит между двумя вращающимися роликами
(в канавке ролика / под давлением ролика 2). Изменение толщины
потока лент при неизменной ширине канавки b обусловливает
изменение высоты сечения h, а следовательно, и перемещение
ролика 2. Эти перемещения являются сигналами для соответствующего
изменения вытяжки.
Высота h продукта зависит от силы давления Q, структуры
продукта и рода волокна. Изменение структуры продукта
оказывает меньшее влияние на величину h, чем изменение нагрузки Q,
поэтому для получения стабильных замеров толщины продукта
необходимо к ролику 2 прикладывать оптимальную нагрузку,
которая должна возрастать по мере увеличения развеса входящего
продукта. Зависимость высоты h сечения от нагрузки Q показана
на рис. 7.4.
Масса отрезка ленты длиной I, толщина которого измеряется
в данный момент,
т = hlbp, (7.8)
— объемная масса ленты между роликами.
где
-Е-
ЗЕ
а
-Е--Э-
:lc
Л1
Т^^ЧзЩ
IL
тг
ТГ
*)
")
Рис. 7.3. Механический чувствительный элемент с расположением роликов:
а — вертикальным; б — горизонтальным
Рис. 7.4. Зависимость толщины ленты в измерительном элементе от нагрузки
274
Величины /; и / постоянные.
Зависимость между массой и толщиной участка лент,
находящихся в зажиме измерительных роликов, является степенной.
Если высота продукта изменяется в небольших пределах, то
практически можно считать, что зависимость между вытяжкой и
высотой линейная, т. е. Е = ah. При этом конструкция
регулирующего органа упрощается, так как не применяется компенсатор
уплотнения.
Пределы колебаний высоты h будут меньше при большей
ширине канавки в ролике /. По этим соображениям вертикальное
положение роликов имеет преимущество перед горизонтальным.
Однако при горизонтальном расположении роликов можно
осуществить более точное измерение толщины входящих лент, так как
все ленты в зажиме роликов расположены в один ряд. Кроме того,
при горизонтальном расположении роликов достигается более
равномерная по ширине загрузка гребенного поля и равномерный
зажим волокон вытяжными парами вытяжного прибора.
Ширину канавки в ролике / устанавливают в зависимости от
развеса входящего потока лент при вертикальном расположении
роликов и от развеса одной ленты при их горизонтальном
расположении.
Исследования, проведенные Г. Г. Вышеславцевым, показали,
что наибольшая точность измерения толщины хлопковых лент
получается при ширине канавки 4 мм и нагрузке 300 Н. Для
шерстяных и льняных лент ширину канавки следует делать больше.
Динамика механических измерительных устройств. На
динамические свойства системы регулирования в целом существенное
влияние оказывают динамические свойства составляющих ее
элементов. Динамические характеристики элементов могут быть
рассчитаны по дифференциальным уравнениям движения, которые
определяют изменение во времени выходной координаты элемента
по заданному изменению во времени его входной координаты.
Кроме того, уравнение движения позволит правильно выбрать
оптимальные размеры и кинематические параметры
измерительного устройства.
Измерительное устройство, представленное на рис. 7.5, а,
состоит из роликов 2 и 3, расположенных в вертикальной
плоскости. Верхний ролик 2 при помощи пружины / жесткостью сп
нажимает на ленту 4 жесткостью е., находящуюся в канавке
ролика 3. При изменении толщины ленты ролик 2 совершает
вынужденные колебания по какому-либо закону. Рычажная система 5
усиливает эти колебания и передает на следующий элемент системы
автоматического регулирования линейной плотности ленты.
При составлении уравнения движения измерительного
устройства примем следующие допущения:
масса тпр всех подвижных частей измерительного устройства
сосредоточена на оси ролика 2;
ролики 2 и 3 абсолютно жесткие;
275
У
Рис. 7.5. Механическое измерительное устройство:
а — общая схема устройства; б — схема с двумя пружинами; в — схема с одной
пружиной
ролик 2 совершает колебания только вдоль вертикальной оси Оу
(смещением вдоль оси Ох пренебрегаем, так как оно не превышает
2% от смещения вдоль оси Оу);
биение роликов 2 и 3 отсутствует;
массой пружины / пренебрегаем.
Учитывая жесткость ленты сх, представим ее в виде пружины
сжатия. Упругие элементы, как это видно из рис. 7.5, а,
расположены параллельно. В этом случае общая жесткость системы
будет равна сумме жесткостей составляющих элементов, т. е.
С,) ": Сп -|-6\.
Следовательно, данная схема может быть представлена двумя
стандартными моделями: сосредоточенной массой /н11|(,
подвешенной на двух пружинах с жесткостямн сп и сх (рис 7.5, б),
или сосредоточенной массой, подвешенной па одной пружине
жесткостью с0 (рис. 7.5, в).
27(i
В каждрй реальной системе имеются силы сопротивления,
которые нужно учитывать при выводе уравнения движения. Примем,
что силы сопротивления пропорциональны скорости перемещения
измерительного ролика, что соответствует вязкому
сопротивлению и на моделях изображается в виде масляного демпфера (см.
рис. 7.5, б). Кроме того, при составлении уравнения движения
будем считать, что перемещается не ролик, а опора пружины
жесткостью сх, заменяющая ленту. При этом перемещение опоры
соответствует закону изменения толщины ленты.
Пусть закон изменения толщины ленты, а следовательно, и
перемещения опоры пружины (пружин) описывается функцией
у-у (t). В начале координат yL(t) = 0.
Обозначим через у вертикальное перемещение
сосредоточенной массы относительно ее положения равновесия, определим
силы упругости пружин / (Fly) и 6 (Fey), силу сопротивления Fc
и силу инерции Fm которые соответственно будут
Fiy = — c„y; Fay = — cx[y — y1(t)];
Р dy p d2y
с~"~^1х~' и~~ ~ mnV~dW
Так как F„ — Y.FC = 0> получаем следующее уравнение
движения измерительного устройства:
т"р "IF" + 11 "IT + c°lJ = c*& W' (7'9)
где с0 = cn -|- cx.
Второй член левой части уравнения (7.9) представляет собой
силу демпфирования, пропорциональную скорости v = dyldt,
т. е. учитывает затухание колебаний. Коэффициент и
представляет собой постоянную, зависящую от вида демпфирующего
устройства, равную демпфирующей силе при скорости v = 1:
т) = 2птпр,
где п —■ коэффициент сопротивления.
Если ввести обозначения
1 2 :— —1—Г—.— > ' 1 —г—; > «2э —
то уравнение (7.9) можно представить в следующем виде:
П-^-Л-Т^Л-у-Ь^Ц), (7.Ю)
где 1\ и Т% — постоянные времени; к%> — коэффициент усиления
чувствительного элемента.
Уравнение для всего измерительного устройства будет иметь
такой же вид, как и уравнение (7.10), но вместо у будет увых —
сигнал па выходе и вместо k.Vi — &„,. у коэффициент усиления
277
измерительного устройства. Это уравнение можно записать в
более простой форме, используя символический метод записи
дифференциальных уравнений, в основе которого лелсит условное
обозначение производных
dky/dtk = рку (6=1,2,3, ...Ji).
Тогда дифференциальное уравнение измерительного устройства
будет иметь вид
(Tip? + TlP + 1) уаых (t) = kai. yyt (t). (7.11)
Такая форма записи дифференциального уравнения
называется операторной. Она принципиально не отличается от
обычной формы записи, но является более компактной.
Применяется и другая форма записи, внешне очень похожая,
по принципиально отличная от обычной формы записи, так
называемая операционная.
Применяя преобразование Лапласа при нулевых начальных
условиях, получим изображение функции в виде
(7'3S2 + TS + \)ушх (S) = ки3.у,Л (S), (7.12)
где 5 — комплексная переменная.
Уравнение (7.9), записанное в операторной (7.11) и
операционной (7.12) формах, внешне совершенно одинаковы. Однако
они принципиально отличаются одно от другого. Уравнение (7.11)
является дифференциальным, в нем буква (символ) р обозначает
оператор дифференцирования dldt, а переменные ушх (t) и уг (/)
являются реальными функциями времени. Уравнение же (7.12)
алгебраическое, в нем S является независимой переменной, а
Увых(З) и Hl(S) являются только изображениями физических
величин ymx(f) и y^t).
Операционная форма записи уравнений движения проста и
удобна, так как преобразовать и решить алгебраическое
уравнение несравненно проще, чем дифференциальное.
Во все коэффициенты уравнения (7.12) входит жесткость ленты
сх, которая принята за постоянную величину. В реальных
условиях сх — переменная величина; сх = f (d), где d — толщина
ленты. Однако для конкретного измерительного устройства и для
определенной толщины ленты уравнение (7.12) можно
рассматривать как линейное, считая в этом случае сх *» const.
Так как 7\ < 272, для данных условий уравнение (7.12)
является уравнением колебательного звена, в котором Т2 —
постоянная времени, характеризующая раскачивание собственных
колебаний, а 7\ —демпфирование колебаний.
Левую часть уравнения (7.12) колебательного звена обычно
представляют в виде
(7S3 + 21TS + 1) увык (S) = fcII3.yft (5), (7.13)
где | — параметр затухания; | = 7\/(2Т2) = г)/(2^е0тпр).
278
Рис. 7.6. Переходные функции f, MM
колебательного звена
Для описания
динамических свойств линейных
звеньев в теории
автоматического регулирования,
кроме дифференциальных
уравнений, широко ис-
пользуются передаточные в л 5 >о 15 го 25 зо 35 t,o
функции, временные и
частотные характеристики, которые от дифференциальных
уравнений отличаются большей наглядностью и (для частотных
и временных характеристик) возможностью экспериментального
определения [20].
Передаточная функция звена — отношение преобразованной
по Лапласу выходной величины к входной при нулевых
начальных условиях. Передаточная функция, соответствующая
выражению (7.13), имеет вид
W7 I Q\ УВЫХ (S) &ИЗ.У /у 1 AS
( ' ~~ J/i(S) ~ TW + 2gTS + 1 • *• >
Переходная функция относится к временной характеристике
и характеризует закон изменения выходной величины увых (t)
во времени при поданном на вход звена единичном возмущении
типа ступенчатой функции £и3. v Ух (0 = ^м. у *1 (0 при нулевых
начальных условиях.
Переходную функцию h (t) можно определить экспериментально
или вычислить решением дифференциального уравнения (7.10).
Ее можно найти как обратное преобразование от передаточной
функции, деленной на S, т. е. h (/) = LT1 [W (S)/S).
На рис. 7.6 приведены переходные функции колебательною
звена при Т = 2 с и различных значениях £. Переходный процесс
рассматриваемого звена носит характер затухающих по экспоненте
колебаний. Как видно из рисунка, с ростом значений \
колебательность переходного процесса уменьшается, исчезая совсем
при \ = 1.
Практически важно определить время затухания переходного
процесса tn, по истечении которого выполняется неравенство
А(0-Лус,<:Д, (7.15)
где /густ — установившееся значение функции h (/); А — наперед заданное
положительное число.
Принимая А = (0,014-0,05) мм и используя неравенство
(7.15), можно определить время ta переходного процесса.
Частотные характеристики описывают установившиеся
вынужденные колебания на выходе звена, вызванные гармоническим
воздействием на входе. Рассмотрим такой режим.
279
Пусть на вход звена (рис. 7.7) подано гармоническое
воздействие
yt = аг sin (at,
где а± — амплитуда входных установившихся колебаний; а> — круговая частота
этих колебаний.
По окончании переходного процесса на выходе звена
возникают установившиеся гармонические колебания выходной
величины г/вых с той же частотой со, но с другой амплитудой а.,
и некоторым сдвигом фаз ср но отношению к входным колебаниям:
Увык = а2 sin (at + <р).
При фиксированной амплитуде % входных колебаний
амплитуда а2 и фаза ф установившихся колебаний на выходе звена
зависят от частоты колебаний со. Если постепенно увеличивать от нуля
частоту колебаний на входе и определять установившиеся
значения амплитуды и фазы выходных колебаний для разных частот,
можно получить зависимость от частоты вращения амплитуд А =
— аг/а2 и сдвига фаз ф выходных и входных колебаний. Эти
зависимости называются: А (со) — амплитудно-частотной
характеристикой, а ф(со) —фазовой частотной характеристикой (рис. 7.8, anfi).
Анализ амплитудно-частотной и фазовой частотной
характеристик показывает, что при со < 30 с-1 сдвиг фаз составляет 2° 19',
а отношение амплитуд аг1ах практически равно единице, т. е.
А (30) » 1. Следовательно, измерительное устройство при со >
> 30 с""1 можно рассматривать как звено чистого запаздывания.
Звеном чистого запаздывания, называется звено, которое
воспроизводит на выходе входной сигнал без искажений, но все
значения выходного сигнала запаздывают на время т по отношению
к входному сигналу.
Экспериментально установлено, что минимальная, длина волн
неровноты ленты, которая может быть выровнена эффективно
Рис. 7.7. Изменение амплитуд вынужденных гармонических колебаний;
а — на входе; б— на выходе
Рис. 7.8. Частотные характеристики;
а — амплитудная; б — фазовая
280
с помощью современных автоматических регуляторов, Xmin —
= 12 см. Пр'оф. А. Г. Севостьяновым доказано, что при
теоретических исследованиях колебания волн неровноты входящих лент
можно рассматривать как гармонические:
уг (t) = аг sin (at) = a1 sin (2nx/Amln), (7.16)
где х — перемещение лент.
Считая, что в начальный момент времени (/ — 0) точка
соприкосновения измерительных роликов и ленты находится в начале
координат х — 0 (см. рис. 7.5, а), и подставляя х--- v/, для
вертикальных колебаний этой топки получаем
!h(l)--a^m2noi/Xmin, (7.17)
где 2яо/Я„нп = ш.
Скорость измерительных роликов при со = 30 с-1 и /,mm =
= 12 см v = 36 м/мим.
Механические измерительные устройства с механическим
чувствительным элементом нашли применение во всех без
исключения системах автоматического регулирования линейной
плотности продукта ленточных машин в прядении шерсти и льна. Их
используют также в чесальных машинах для хлопка и шерсти.
В хлопкопрядении на небольших скоростях (до 100 м/мин)
механические чувствительные элементы дают неплохие
результаты. Однако из-за абсолютной величины контролируемой
линейной плотности массы требования к точности их изготовления
должны быть очень высокими. Можно считать, что применение
механических чувствительных элементов на входе в машину вполне
реально при любых скоростях выпуска. На выходе машины
механические чувствительные элементы обычно оказываются
неработоспособными из-за высокой скорости продукта.
Широкое применение в системах автоматического
регулирования линейной плотности продукта в хлопкопрядении находят
пневматические чувствительные элементы.
7.4. ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ЧУВСТВИТЕЛЬНЫЕ
ЭЛЕМЕНТЫ
Пневматические чувствительные элементы основаны на связи
между линейной плотностью массы и пневматическим
сопротивлением или пневматическим напором продукта в датчике.
Различают два типа пневматических датчиков: пассивные,
в которых используется пневматическое сопротивление продукта,
и активные, в которых используется пневматический напор
продукта.
В пассивных пневматических датчиках продукт проходит через
камеру, к которой подведен воздух под давлением. Изменение
линейной плотности массы проходящего продукта вызывает
изменение пневматического сопротивления камеры. При этом истече-
281
Продукт
Рис. 7.9. Схемы измерения линейной плотности с помощью пневмодитчиков:
а — с продувом; б — с обдувом; в — активных
ние воздуха в атмосферу происходит или через толщу продукта
(рис. 7.9, а), если продукт обладает достаточной пористостью, —
такие пневмодатчики называются датчиками с поддувом, или
через ту часть канала, которая свободна от продукта (рис. 7.9, б),
если продукт очень плотный, — такие пневмодатчики называются
датчиками с обдувом. В пассивных пневмодатчиках обоих типов
измеряется или расход, или перепад давления на них.
В активных пневмодатчиках (рис. 7.9, в) питание к камере не
подводится, а используется напор, который создает воздух,
увлекаемый продуктом. Поскольку этот напор пропорционален второй
степени скорости протягивания продукта через пневмодатчик,
то их можно использовать только для контроля линейной
плотности массы быстродвижущегося продукта.
Пассивные пневмодатчики включаются по двум схемам —
с выходным сигналом в виде расхода (рис. 7.10, а) и в виде
давления (рис. 7.10, б). В последнем случае возможны три режима
работы схемы — с ламинарным, турбулентным докритическим и
турбулентным надкритическим входным дросселем. Сравнение
этих режимов показало, что с точки зрения точности,
чувствительности и линейности предпочтение следует отдать схемам с
ламинарным и турбулентным дросселями, работающими в до
критическом режиме. Последняя схема наиболее удобна для пневмодатчи-
ков, поскольку турбулентные дроссели проще в изготовлении
и шире применяются в серийных устройствах
пневмоавтоматики.
/W,
&
Рис. 7.10. Схема измерения линейной плотности массы пневмодатчика с
выходным сигналом в виде:
а — расхода;
282
— давления: 1 — манометр; 2 — ротаметр; 3 — датчик с
контролируемым продуктом; 4 — дроссель
Рис. 7.11. Схема активного пневмодатчика фирмы Цельвегер А. Г.
Рис. 7.12. Пневматическая дифференциальная схема включения активного
пневмодатчика
Активные пневмодатчики разработаны фирмой Цельвегер А. Г.
(Швейцария). Датчик представляет собой воронку / (рис. 7.11).
плавно переходящую в измерительный канал 2, в сужение
(уплотнитель) 3 которого введен штуцер 4. Волокнистый материал,
проходя через уплотнитель, вызывает изменение давления в
измерительной камере, зависящее от линейной плотности массы продукта
и скорости его движения. Особенностью датчика является
отсутствие пневматического питания. Чтобы получить выходной
сигнал датчика, достаточный по мощности для использования в
системе регулирования, скорость движения продукта должна быть
не менее 120 м/мин.
Для компенсации погрешности, связанной с нестабильностью
скорости движения продукта, фирма разработала пневматическую
дифференциальную схему включения активного пневмодатчика
(рис. 7.12). Дифференциальный водяной манометр 1 связан с
выходом 2 (пневмодатчиком) и компрессором 3, скорость которого,
пропорциональна скорости движения измеряемого продукта.
Благодаря этому, колебания давления, возникающие в результате
изменения скорости движения продукта, компенсируются, и
выходной сигнал датчика в основном зависит от линейной
плотности массы измеряемого продукта.
Дифференциальная схема работает совместно с аналоговым
индуктивным пневмоэлектропреобразователем.
В условиях длительной эксплуатации возможно как частичное,
так и полное засорение приемного штуцера датчика, что
ухудшает динамические свойства системы или делает ее
неработоспособной. Поэтому фирма разработала устройство, позволяющее, не
останавливая машины, очищать штуцер.
Активные пневматические датчики имеют следующие
преимущества: простота конструкции, легкость припасовки к машине,
отсутствие пневматического питания, простота пневматической
схемы измерения, не чувствительны к изменению температуры и
283
влажности продукта, возможность работы при высокой скорости
движения продукта.
К недостаткам таких датчиков относятся необходимость
компенсации изменений показаний датчика в зависимости от скорости
продукта (использование специального компрессора в
дифференциальной пневматической схеме измерения сводит к минимуму
положительный эффект, связанный с отсутствием пневматического
питания); отсутствие выходного сигнала при неподвижном
материале и, как следствие, сложность тарировки; низкий уровень
выходного сигнала; чувствительность к шумам; сложность
преобразования пневматического сигнала в электрический;
чувствительность к утечкам в системе измерения; необходимость
систематической очистки штуцера; нелинейность статической
характеристики.
Опыт фирмы Цельвегер показывает, что активный
пневмодатчик, несмотря на перечисленные недостатки, обладает высокой
статической и динамической точностью и позволяет создавать
высокоскоростные замкнутые системы автоматического
регулирования линейной плотности продукта, отличающиеся точностью
поддержания линейной плотности массы выходящего продукта.
7.5. ЗАПОМИНАЮЩИЕ УСТРОЙСТВА
В системах автоматического регулирования линейной
плотности ленты применяют запоминающие устройства трех типов:
магнитные, электронные и механические. Наибольшее
распространение нашли механические запоминающие устройства
(рис. 7.13И
Запоминающее устройство работает следующим образом.
Транспортер 1 перемещает запоминающие элементы 3 от
записывающего 2 к считывающему 4 элементу, далее к стирающему 5,
а затем снова к записывающему элементу.
Конструктивно транспортер обычно выполняют в виде
вращающегося барабана, несущего запоминающие элементы, которые
могут перемещаться относительно барабана в пазах аксиально или
радиально.
Записывающий элемент имеет ролик и контрролик,
закрепленные на кронштейнах, которые перемещают запоминающие
элементы на величину, пропорциональную изменению развеса лент,
находящихся в зажиме измерительной пары роликов. Если
развернуть поверхность барабана, то линия, соединяющая концы
запоминающих элементов (стальных стержней), повторит кривую
изменения толщины лент, прошедших через чувствительный
элемент.
Запоминающие элементы при подходе к считывающему
элементу заклиниваются и не имеют возможности смещаться в
осевом направлении.
284
Рис. 7:13. Запоминающее устройство:
а — принципиальная схема; б — конструктивная схема
Считывающий элемент (ролик на кронштейне) перемещается
на величину, соответствующую положению подходящих к нему
запоминающих элементов, и выдает сигнал для последующих
элементов системы регулирования. Стирающий элемент выполняется
обычно в виде лотка и служит для установки запоминающих
элементов в исходное положение.
Конструкция запоминающего устройства и частота его
вращения должны быть рассчитаны так, чтобы время между записью
и считыванием сигналов равнялось времени транспортного
запаздывания. Обозначим через т время транспортного запаздывания,
tx — время между записью и считыванием сигналов на
запоминающем устройстве. Если система автоматического регулирования
линейной плотности ленты безынерционна, то т = tv Однако нет
ни одной системы регулирования, которая не обладала бы
инерционностью, поэтому после считывания сигнала на запоминающем
устройстве и передачи его исполнительному механизму пройдет
какое-то время Г, прежде чем питающая или выпускная пара
вытяжного прибора получит скорость, соответствующую поданному
сигналу.
Таким образом, если сохранить условие т = tlt то, когда
выпускная или питающая пара вытяжного прибора будут иметь
требуемую по сигналу скорость, замеренный участок ленты будет
за пределами зоны регулирования (точка А, рис. 7.14). Это
приведет не к регулированию линейной плотности выходящей из
285
Рис. 7.14. Схема вытяжного прибора
вытяжного прибора ленты, а к увеличению ее неровно™ на
коротких отрезках.
Исходя из этих соображений, время tx между записью и
считыванием сигналов на запоминающем устройстве должно быть меньше
времени транспортного запаздывания т на величину Т, т. е.
fi = т - 7\
где Т — время запаздывания, обусловленное инерционностью звеньев системы
автоматического регулирования линейной плотности ленты.
Для систем автоматического регулирования линейной
плотности ленты, описываемых дифференциальными уравнениями
первого порядка, время Т является постоянной времени системы
регулирования. Для систем регулирования, описываемых
дифференциальными уравнениями второго и более высоких порядков,
к постоянной времени необходимо прибавить и время переходного
запаздывания.
Время (с) транспортного запаздывания
т = 60 (/?! + R2~ RB)/vu
(7.18)
где Ri — разводка между замеряющими роликами и питающей парой
вытяжного прибора, м; R%— разводка между питающей и выпускной парами
вытяжного прибора, м; RB=l/2— расстояние от оси выпускной пары'вытяжного
прибора до зоны регулирования, м; I — средняя длина волокон, м; ох —
скорость питания, м/мин.
При определении времени т было принято, что все волокна
до зоны регулирования движутся со скоростью питающей пары vv
Время (с) между записью и считыванием сигналов на
запоминающем устройстве
*! = 60<р/(360яв), (7.19)
где ф — угол между точками записи и считыванием сигналов на запоминающем
устройстве, град; П(, — частота вращения барабана, мин-1.
Запоминающее устройство, независимо от типа, в первом
приближении можно рассматривать как звено чистого запаздывания.
286
Связь между, выходной А/ и входной у величинами для звена
чистого запаздывания определяется уравнением
Л/ (/) = y(t- tj, (7.20)
где Al (t) — смещение считывающего элемента в момент времени t; у (t — tt) —
смещение записывающего элемента в момент времени t — tx.
Передаточная функция запоминающего устройства
W (S) = е-
st
(7.21)
Некоторые ленточные машины, например ЛАВ-50-4Т (СССР),
ОМ-Спинниг Машине МТГ (Япония) и другие, снабжены двух-
зонными вытяжными приборами (главная вытяжная зона и зона
регулируемой вытяжки). Схема такого вытяжного прибора
представлена на рис. 7.15.
Главная вытяжная зона в таких приборах отделена от зоны
регулируемой вытяжки. Главная вытяжная зона (Е = 6ч-12)
работает обычным способом, а к регулируемой — присоединен
регулятор вытяжки. Вытяжка в регулируемой зоне выбирается
в пределах Ер = 1,34-1,6. Расстояние между осями
измерительных роликов и выпускной пары вытяжного прибора составляет
120—360 мм.
Скорость выпуска современных ленточных машин с
регулятором линейной плотности ленты хлопка достигает 500 м/мин, а
шерсти — 250 м/мин и более.
Определим время транспортного запаздывания, приняв
скорость направляющего цилиндра vH = 150 м/мин, Rt -\-R% = 360 мм,'
RB = 60 мм. Тогда по формуле (7.18) получим т = 0,12 с.
Очевидно, чем больше скорость v„ и меньше расстояние Rt -f #2,
тем меньше время т.
R, + R2
вытяжки
Рис. 7.15. Схема вытяжного прибора с разделением зон вытяжки и регулирования
287
Конструктивное исполнение запоминающего устройства на
малое время сложное, а габаритные размеры его велики.
Однако, несмотря на малое время т, изменение скорости
выпускной пары вытяжного прибора должно быть в тот момент, когда
замеренный участок ленты достигает зоны регулирования
(точки Л). Время задержки в этом случае устанавливается изменением
скорости передачи сигнала от измерительного устройства И У к
исполнительному механизму. С увеличением скорости передачи
сигнала время задержки его уменьшается, а с уменьшением —
увеличивается.
В механических системах автоматического регулирования
вытяжки требуемое время задержки сигнала устанавливается
изменением разводки между измерительными роликами и выпускной
парой вытяжного прибора. Чем больше разводка, тем больше
время задержки сигнала, и чем меньше разводка, тем меньше это
время.
В электрических системах автоматического регулирования
линейной плотности ленты время задержки сигнала может
устанавливаться при помощи реле времени.
7.6. ИСПОЛНИТЕЛЬНЫЕ МЕХАНИЗМЫ
В системах автоматического регулирования линейной
плотности ленты используют исполнительные механизмы следующих
типов: механические, электрические, пневматические и
гидравлические. Наибольшее применение имеют механические
исполнительные механизмы, что объясняется несложностью их
конструкции, надежностью и стабильностью работы, удобством и простотой
обслуживания в условиях фабрики.
Механические исполнительные механизмы выполняют в виде
конических барабанчиков (коноидные вариаторы), цепных
(ременных) и планетарных вариаторов скорости.
Коноидный вариатор скорости (рис. 7.16) состоит из
ведущего 1 и ведомого 2 коноидов. Движение между коноидами
передается ремешком 3. Перемещение
ремешка вдоль коноидов осуществляется
принудительно отводкой 4. Нижний
коноид вращается с постоянной
частотой, а частота вращения верхнего
коноида изменяется в зависимости от
положения ремешка соответственно
изменению развеса лент, проходящих
между измерительными роликами.
Достаточная чувствительность
таких вариаторов достигается путем
применения узкого ремешка. Для
oj2^ var
Рис. 7.16. Коноидный вариатор скорости
cu^const
288
Рис. 7.17. Переходная характеристика апе- х
' риодического звена
уменьшения нагрузки, передаваемой
ремешком, коноиды вращаются с до- L
вольно высокой частотой 2500— ,.,_,.
3000 мин"1 и более. Для
уменьшения инерционности барабанчики
имеют небольшие размеры и их
изготовляют из сплавов алюминия.
Коноидные вариаторы скорости
просты по конструкции и
обеспечивают выполнение закона
регулирования с достаточной точностью.
Коноидные вариаторы имеют следующие недостатки. Чтобы
обеспечить высокую частоту вращения коноидов, передача от
распределительного вала машины до ведущего коноида должна быть
повышающей. Но, так как угловая скорость питающего и
выпускного цилиндров вытяжного прибора значительно меньше угловой
скорости коноидов, то требуется дополнительный передаточный
механизм (редуктор) для ее понижения. Это приводит к
увеличению габаритных размеров передаточного механизма и, как
следствие, повышению регулируемой мощности и увеличению
длительности переходного процесса. Кроме того, неодинаковое
проскальзывание ремешка при различных его положениях на коноидах
вызывает изменение характеристик исполнительного механизма,
а следовательно, снижение точности регулирования ровноты
ленты.
Цепные (ременные) вариаторы скорости ие имеют отмеченных
недостатков.
Работы, проведенные во ВНИИЛтекмаше и МТИ, показали,
что коноидальные и цепные вариаторы скорости можно
рассматривать как апериодическое звено, для которого связь между
выходной о)2 (изменение угловой скорости, ведомого коноида или
конуса) и входной х (изменение положения ремешка или цепи)
величинами определяется линейным дифференциальным
уравнением вида
Td&Jdt -f ©2 = kx, (7.22)
где Т — постоянная времени вариатора скорости; k — коэффициент усиления
вариатора скорости.
Постоянная времени Т представляет собой время, которое
необходимо для того, чтобы ремешок (цепь) переместился из
среднего положения в одно из крайних (что соответствует максимально
возможному для определенного типа регулятора линейной
плотности ленты изменению развеса лент, находящихся в зажиме
измерительной пары роликов) при максимальной и постоянной по
величине скорости перемещения отводки.
1
. /.
А1
1
"1
w\
^
10 п/р А. И. Макарова
289
Переходная характеристика, как решение уравнения (7.22),
имеет вид
©, = Л/(1-е-'/7), (7.23)
где I — максимальное смещение ремешка (цепи) от среднего положения до
крайнего.
Переходная характеристика апериодического звена
представлена на рис. 7.17. Из этого графика определяется постоянная
времени как величина проекции касательной А А' к кривой
переходного процесса на линию установившегося значения выходной
величины. В точке A' (t = Т) переменная со2 = 0,63 согаах. Чем
больше время Т, тем более полого пойдет кривая м2 (t), т. е. тем
длительнее будет переходный процесс установления выходной
величины й)2шах- Поэтому можно сказать, что постоянная времени
Т апериодического звена характеризует его инерционность.
Длительность переходного процесса равна ta = 37\
Согласно формуле (7.23) кривая приближается к значению о)2шах
асимптотически, т. е. ©2 = со2тах только при t = оо.
Практически уже за время tn = ЗТ эта кривая сливается с прямой
м2 = м2 шах-
Передаточная функция апериодического звена
(исполнительного механизма)
WHM (S) = k l(Tp + 1). (7.24)
Вариатор скорости как исполнительный механизм оказывает
существенное влияние на точность, быстродействие и
стабильность работы системы автоматического регулирования в целом.
Обеспечить более высокую точность, быстродействие и
стабильность работы исполнительного механизма можно путем
уменьшения мощности, передаваемой этим механизмом. Этого можно
достичь, если использовать вариатор скорости как замыкающую
передачу, связывающую два любых соосных вала
дифференциального механизма. Такой механизм называется замкнутым
планетарным вариатором. В этом случае основной поток мощности,
необходимой для привода вытяжных цилиндров и других
механизмов ленточных машин, будет передаваться дифференциалом,
минуя вариатор скорости. Следовательно, создаются
благоприятные условия для применения коноидного вариатора, более
простого по конструкции и имеющего меньшие габаритные размеры,
чем цепной (ременный) вариатор.
7.7. УСТРОЙСТВО И РАБОТА РЕГУЛЯТОРОВ
ЛИНЕЙНОЙ ПЛОТНОСТИ ЛЕНТЫ
Рассмотрим несколько типов регуляторов линейной плотности
ленты, применяющихся на чесальных и ленточных машинах.
Механические регуляторы. На чесальных машинах фирмы
Зальцер—Шуберт, лицензия на которые приобретена СССР
(Ивановский завод чесальных машин по этой лицензии изготов-
290
ляет машины ЧМ-50), на выпуске ленты из машины поставлен
механический регулятор разомкнутого типа. Датчиком регулятора
является задняя пара вытяжного однозонного прибора,
выполненного с двумя контролирующими валиками (см. рис. 7.3, а), из
которых нижний ведущий. Запоминающее устройство —
механическое барабанного типа (см. рис. 7.13). В качестве
исполнительного механизма регулятора применен шаровой регулятор, от
ведомого вала которого вращение передается переднему цилиндру
вытяжного прибора и лентоукладчику. Максимальное изменение
угловой скорости составляет ±20%.
Механический регулятор разомкнутого типа применяется
также на современных ленточных машинах для шерсти
французской фирмы Шлюмберже. Механический датчик состоит из двух
измерительных роликов, расположенных перед вытяжным
прибором. Здесь также применено механическое запоминающее
устройство барабанного типа. Исполнительный механизм состоит из
двух коноидальных барабанчиков. Вращение от ведомого
барабанчика передается питающим цилиндрам и червякам гребенного
механизма. Пределы регулирования составляют ±(15—18)%.
Электрические регуляторы. Данные регуляторы чаще всего
представляют собой замкнутые системы регулирования, в которых
обычно для измерения развеса ленты применяют пневмодатчики,
установленные на выходе вытяжного прибора. Рассмотрим
регуляторы линейной плотности ленты фирмы Цельвегер А. Г.
(Швейцария) и ВНИИЛтекмаша. Регулятор фирмы Цельвегер А. Г.
(рис. 7.18) пригоден для выравнивания средне- и длинноволно-
УМ
им
ев
см
■*—
Рис. 7.18. Функциональная схема системы регулирования линейной плотности
ленты фирмы Цельвегер А. Г.
10*
291
вых колебаний развеса ленты в пределах +20 -. 40 путем
изменения скорости питания.
Система регулирования работает следующим образом. При
прохождении лент через пневматический датчик Д в последнем
возникает сигнал, пропорциональный развесу ленты, в виде
пневматического давления. Этот сигнал преобразуется пневмоэлектриче-
ским преобразователем ПЭП в электрический, усиливается
усилителем У/, инвертируется инвертором И и сравнивается с
эталонным сигналом в сравнивающем устройстве СУ1. Если через дат- I
чик Д проходит лента заданного развеса, то на выходе СУ1 сиг- 1
нал отсутствует. Если же развес проходящей ленты отличается от \
номинального, то на выходе возникает сигнал рассогласования,
который усиливается усилителем У2, выпрямляется
выпрямителем В и поступает на сравнивающее устройство СУ2.
В процессе работы ленточной машины вследствие колебаний
частоты и напряжения электрической сети, нагревания рабочих
органов происходит изменение окружной скорости выпускных
цилиндров, что вызывает погрешность измерения линейной
плотности выходящей ленты. Для коррекции этой погрешности на
машине предусмотрен контроль частоты вращения приводного
электродвигателя с помощью таходатчика ТД1. При отклонении
частоты вращения электродвигателя от номинальной на выходе
таходатчика ТД1 возникают импульсы, частота которых строго
пропорциональна его частоте вращения. Сигнал с таходатчика ТД1
преобразуется цифроаналоговым преобразователем ЦАП1 в
аналоговый сигнал и подается на сравнивающее устройство СУЗ,
на которое также поступает эталонное напряжение от прибора ЭН1.
Сигналы от ЭН1 и ЦАП1 имеют противоположную полярность.
На выходе СУЗ возникает сигнал соответствующей полярности.
Если же частота вращения двигателя соответствует заданной,
то сигнал на выходе СУЗ отсутствует. Выход СУЗ соединен со
вторым входом сравнивающего устройства СУ2, на первый вход
которого поступает сигнал от ^выпрямителя В. Сигналы от СУЗ
и В имеют противоположную полярность; если они равны по
амплитуде, то на выходе СУ2 сигнал отсутствует. В противном
случае на выходе СУ2 возникает сигнал соответствующей
полярности, который подается на вход сравнивающего устройства СУ5.
В регуляторе используется отрицательная связь по скорости
исполнительного механизма, служащая для улучшения
статических и динамических характеристик регуляторов. Для этой цели
применяется таходатчик ТД2, идентичный ТД1. Выходной
сигнал с таходатчика ТД2 преобразуется цифроаналоговым
преобразователем ЦАП2 в аналоговый и подается на'сравнивающее'устрой-
ство СУ4, где сравнивается'с эталонным напряжением,
подаваемым от прибора ЭНЗ, имеющим противоположную полярность.
Если сигнал на выходе'/(ЛЯ2 соответствует номинальной скорости
исполнительного механизма,гкоторая должна быть при развесе
ленты на выходе, сигнал на выходе СУ4 отсутствует. При откло-
292
J^tJ
£
Исполнительный механизм
Рис. 7.19. Схема автоматического регулятора
линейной плотности ленты для чесальных
и ленточных машин
нении развеса выходящей ленты от
заданного (при сигнале на
выходе СУ2) на выходе СУ4 возникает
сигнал рассогласования, который
подается на сравнивающее
устройство СУ5, далее на усилитель
мощности УМ, сервовентиль СВ,
сервомеханизм СМ, который управляет
исполнительным механизмом ИМ.
изменяет скорость питания.
Работа канала управления системы вплоть до сервовентиля
происходит по типу нуль-индикатора, т. е. при прохождении
через датчик ленты, развес которой равен заданному, и при
отсутствии возмущающих воздействий выходные сигналы
сравнивающих устройств СУ1, СУ2, СУЗ, СУ4, СУ5 и усилителя мощности
УМ равны нулю. Это обеспечивает высокую помехоустойчивость
системы регулирования.
Автоматический регулятор линейной плотности ленты,
разработанный ВНИИЛтекмашем (рис. 7.19), можно применять как
на чесальных, так и на ленточных машинах. Данный регулятор
проще регулятора фирмы Цельвегер А. Г. и имеет исполнительный
механизм — коноиды вместо регулируемого электродвигателя.
Он работает следующим образом. Информация о линейной
плотности ленты, прошедшей вытяжной прибор /, пневматическим
датчиком 2 преобразуется в пневматический сигнал, который
поступает в пневмоэлектрический преобразователь 3 и преобразуется
в электрический сигнал. Второй вход электрического
преобразователя 3 связан с задатчиком 4, который подает сигнал,
пропорциональный номинальной плотности ленты, вырабатываемой на
машине. В зависимости от закона отклонения контролируемой
линейной плотности ленты на выходе преобразователя 3 формируется
сигнал, который усиливается в электронном блоке 5 и поступает
на реверсивный серводвигатель 6. Направление вращения и угол
поворота вала серводвигателя соответствует величине и знаку
подаваемого к нему электрического сигнала от электронного
блока 5.
Движение от вала серводвигателя 6 передается отводке
коноидов 7, благодаря чему соответственно изменяется и частота
вращения ведомого коноида, вращение от которого при помощи зубчатых
колес передается переднему цилиндру вытяжного прибора 1.
Пределы регулирования частоты вращения переднего цилиндра
составляют ±25%, точность регулирования ±2%.
Гидромеханические регуляторы. Имеется несколько
конструкций гидромеханических регуляторов линейной плотности ленты.
293
Рис. 7.20. Схема гидромеханического регулятора фирмы Окита
Рассмотрим гидромеханический регулятор фирмы Окита (Япония),
который устанавливают на ленточных машинах,
предназначенных для переработки шерсти, химических волокон и их смесей
(рис. 7.20). Он характеризуется тем, что регулирование происходит
в дополнительном вытяжном приборе. Машина снабжена двух-
зонным вытяжным прибором с гребенным полем 1 и вытяжной
парой 2. Дополнительный вытяжной прибор (4, 5, 6) установлен
после зоны вытягивания и служит исключительно для
регулирования продукта линейной плотности. Средняя вытяжка
дополнительного поля составляет 1,2—-1,6 при диапазоне регулирования
линейной плотности ленты в пределах ±15%.
Так как расстояние между измерительной парой роликов и
выпускной парой составляет 200—300 мм, необходимость в
применении специального запоминающего устройства отпадает.
Задержка сигнала осуществляется струйным усилителем, принцип
действия которого основан на изменении скорости потока масла
в нагнетательном маслопроводе. Скорость потока масла
устанавливается в зависимости от скорости направляющего цилиндра
vB. С увеличением скорости потока масла время задержки сигнала
уменьшается, а с уменьшением — увеличивается.
Система автоматического регулирования линейной плотности
ленты — разомкнутая с обратной связью по положению
сервомеханизма. Данный регулятор работает следующим образом.
Перемещения верхнего измерительного ролика 4 усиливаются
рычагами 3 и 12 и передаются на вход гидравлического
преобразователя (золотникового устройства) 13. Последний преобразует
механическое перемещение рычага 12 в изменение давления,
воздействующего на гидравлический сервомеханизм 11 поршневого
294
типа. Последний через отводку 10 перемещает ремешок 8 вдоль
оси коноидов 7 и 9 (исполнительный механизм) в ту или другую
сторону в зависимости от сигнала, поступающего от
чувствительного элемента. В результате изменяются угловые скорости
ведомого коноида 7 и выпускной пары 6 и лентоукладчика. Изменение
скорости этих органов обусловливает изменение вытяжки в
соответствии с измеренной толщиной лент.
В последнее время разработаны регуляторы для ленточных
машин хлопкопрядильного производства (например фирмы Инголь-
штадт, ФРГ), основанные на том, что для вытягивания толстой
ленты требуется большая сила, чем для вытягивания тонкой
ленты, и наоборот. Следовательно, регулирование достигается
путем сравнения сил вытягивания. Имеются также регуляторы
линейной плотности ленты, в которых в качестве
исполнительного механизма, изменяющего скорость механизмов питания,
является дифференциал.
7.8. РАСЧЕТ СИСТЕМЫ АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ
ЛИНЕЙНОЙ ПЛОТНОСТИ ЛЕНТЫ
Изучение динамики автоматической системы практически
всегда начинают с составления ее структурной схемы —
графического изображения, показывающего, из каких динамических
звеньев состоит система и как они соединены между собой. На примере
схемы гидродинамического регулятора (см. рис. 7.20) определим
основные элементы его структурной схемы (рис. 7.21), в которой:
динамические звенья изображают прямоугольниками, внутри
которых записывают передаточные функции;
связи между звеньями обозначают линиями со стрелками,
указывающими направление передачи воздействия (различают
прямые и обратные связи);
узлы разветвления, в которых воздействие расходится на два
или несколько направлений, изображают зачерненными точками.
После изображения структурной схемы регулятора составляют
уравнения движения и передаточные функции для элементов си-
ИУ ЗУ СМ ' ИМ Р
iS(t)
Кип
ALtt)
,-"'
Sit)
TS
^10
1
Mt)
Aft)
Ким
HhS
в, ft)
Kp
Puc. 7.21. Структурная схема гидромеханического регулятора:
AS (t) — изменение толщины леиты; ДХ. (t) — перемещение конца рычага ABC (см,
рис. 7.20); О (t) —относительная величина открытия окон золотника; Я (t)
—перемещение поршня; б2 (t) — угол поворота вала ведомого коноида; 6i (t) — угол поворота
выпускного цилиндра; I -*- передаточное число рычага ABC; xoc (t) — выходной сигнал
от рычага ABC
295
стемы автоматического регулирования — измерительного
устройства (усилительного звена), запоминающего устройства (звена
чистого запаздывания), сервомеханизмов (интегрирующих звеньев),
исполнительного механизма (апериодического звена) и механизма,
передающего движение от ведомого звена вариатора скорости к
выпускному цилиндру — редуктора (усилительного звена) (см.
п. 7.3). Конечной целью структурного анализа является
нахождение передаточной функции автоматической системы для
дальнейшего ее исследования. Передаточная функция Wx (S) разомкнутой
системы автоматического регулирования получается путем
перемножения передаточных функций отдельных звеньев, т. е.
W{ (S) = Wm (S) W3y (S) WCM (S) WHMWP (S),
или
Wi(S)= TS(T2S+l) ' <7'25)
где WMy (S), W3y, WCM (S), WHM (S), Wp (S) — передаточные функции
измерительного, запоминающего устройств, сервомеханизма, исполнительного
механизма и редуктора соответственно; киу, ким, kp — коэффициенты усиления
измерительного устройства, исполнительного механизма и редуктора
соответственно; Тг и Т2 — постоянные времени регулятора и измерительного устройства
соответственно; tx — время задержки сигнала.
Передаточная функция с учетом обратной связи
кИУккИМкРе
T2aS+TbS+l
Wn(S)= "X*lMrP'I\ . (7-26>
где k — коэффициент усиления сервомеханизма; Т2а = TjT2i Ть= Tl+ T2.
Так как по истечении времени tlt определяемого работой
механизма задержания сигнала, сигнал воспроизводится без
искажений, а лишь сдвигается по фазе, при вычислении
вещественной и мнимой частотных характеристик его не учитывают. В
дальнейшем при построении кривой переходного процесса tx учитывают
путем изменения начала отсчета. При определении частотных
характеристик колебания входной и выходной величин
регистрируются одновременно; следовательно, разность по времени между
обоими измеряемыми процессами равна нулю. Поэтому частотные
характеристики надо также вычислять без учета времени tt
задержки сигнала.
i
7.9. УСТОЙЧИВОСТЬ СИСТЕМ АВТОМАТИЧЕСКОГО
РЕГУЛИРОВАНИЯ ЛИНЕЙНОЙ ПЛОТНОСТИ ЛЕНТЫ
Устойчивостью называется свойство системы возвращаться
к первоначальному состоянию после прекращения воздействия,
выведшего систему из этого состояния. Устойчивость системы
можно оценить алгебраическими критериями И. А. Вышеградского,
296
Гурвица, Рауса, А. В. Михайлова. Рассмотрим алгебраические
критерии устойчивости Гурвица.
Для систем, которые описываются характеристическими
уравнениями первой и второй степеней, необходимый критерий
устойчивости заключается в требовании положительности всех
коэффициентов этих уравнений (о,, > 0; аг > 0; аг > 0). Для
уравнений третьей степени типа ctoS3 + atS2 + a2S + аъ = 0 условия
устойчивости имеют вид
а0 > 0; ах > 0; а2 > 0; аа > 0.
(7.27)
а&ъ — ОдОз > 0.
Для уравнений четвертой степени
a0Si + axS3 + a2S2 + a3S + a4 = 0
условия устойчивости имеют вид
а0 > 0; ах > 0; а3 > 0; а% > 0.
(7.28)
ага^аь > a0al -f а^а\.
Оценим устойчивость рассмотренной гидромеханической
системы автоматического регулирования линейной плотности ленты.
Согласно передаточной функции (7.25) характеристическое
уравнение системы регулирования без учета обратной связи имеет вид
OoS2 + ayS = 0,
где а0 = Т{Г% > 0; at = Т > 0; а2 = 0.
Условия устойчивости не выполняются, и, следовательно,
система неустойчива.
Характеристическое уравнение системы регулирования с
учетом обратной связи, охватывающей сервомеханизм, имеет вид
a0S2 + ах5 + а2 = 0,
где а0 = Т\ > 0; at = Ть > 0 и а2 = 1 > 0.
Все коэффициенты характеристического уравнения
положительные, значит система регулирования устойчива. Таким образом,
введение обратной связи не только увеличивает быстродействие
системы регулирования, но и превращает ее из неустойчивой
в устойчивую.
Регуляторы линейной плотности ленты способствуют
получению более ровного продукта, что особенно важно при
сокращенных планах прядения. Однако следует заметить, что поскольку
они могут выравнивать линейную плотность ленты с ленточной
машины на длине 10—12 см (минимум), то пряжа при отсутствии
сложения выравнивается только на очень больших длинах,
равных 10 см, умноженных на вытяжку ленты на прядильных
машинах. Пряжа на длинах, меньших данной величины, остается
невыровненной. Отсюда возникает задача изыскания других
способов выравнивания линейной плотности пряжи на более
коротких отрезках.
Глава 8
КРУТИЛЬНЫЕ МЕХАНИЗМЫ РОВНИЧНЫХ,
ПРЯДИЛЬНЫХ И КРУТИЛЬНЫХ
МАШИН
8.1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Мычка или нить, выходящая из выпускной пары цилиндров
ровничной, прядильной или крутильной машины, подвергается
кручению для получения продукта требуемой прочности с
округлой формой поперечного сечения. Для кручения мычки или
нити применяют крутильные механизмы, число которых на
машине соответствует числу ровниц или нитей, одновременно
вырабатываемых на ней. На крутильных машинах часто на одном
механизме скручиваются в одну нить несколько соединенных между
собой составляющих нитей.
Чаще всего при кручении один конец зажат в выпускной паре
цилиндров, а другой непрерывно вращается крутильным
механизмом и наматывается на катушку (рис. 8.1, а). Нить (ровница)
при этом все время передвигается вдоль своей оси. В машинах
пневмомеханического прядения кручение нити происходит при
сматывании ленточки, состоящей из параллельно расположенных
волокон, с внутренней поверхности быстровращающейся камеры;
полученная нить направляется в зажим выпускных валиков.
На крутильно-этажных и частично на прядильно-крутильных
машинах кручение нити производится путем сматывания ее с
вращающейся паковки. Во всех этих случаях нить получает одно
кручение за один оборот крутильного механизма.
Если крутильный механизм расположить не на конце участка
нити, а в промежутке между его концами (рис. 8.1, б), то верхняя
часть участка будет скручиваться в одном направлении, а
нижняя— в противоположном; в результате нить не получит крутки.
Такие крутильные механизмы (вьюрки) дают ложное кручение и
применяются только для укрепления мычки или выработки
эластичной пряжи. Если участок скручиваемой нити расположить
в виде петли (рис. 8.1, в), одну ветвь которой направить по оси
крутильного механизма и конец ее в верхней части зажать, а
другую ветвь вращать вокруг первой, то каждая ветвь получит одно
кручение, а нить в целом — два кручения за один оборот
крутильного механизма. Два кручения нити можно также получить, если
верхний ее зажатый конец вращать с той же частотой, что и
нижний (рис. 8.1, г). В'этом случае для каждой нити необходимо иметь
два крутильных механизма. Возможность получения 4-х круче-
298
Рис. 8.1. Схема кручения нити:
а — обычного; 6 — ложного; в —
двойного за одни оборот; г —
двойного при одновременном кручений
концов нити; д — четырехкратного
с одновременным кручением петли
и концов нитн
на
\%\>¥
нии нити показана
рис. 8.1, д.
Число кручений на
единицу длины нити или
ровницы зависит^ KaKj от вида волокна, так и от дальнейшего
назначения продукта. Число кручений ровницы, пряжи
(одинарной нити) на 1 м ее длины можно определить по формуле
t = а V Шб/Г = п0/(Увып- 60), (8.1)
где а — коэффициент крутки; Т — линейная плотность продукта в тексах;
п0 — частота вращения крутильного органа, мин-1; ивьш — скорость выпуска
продукта передними цилиндрами, м/с.
Зная t и скорость выпуска увыШ можно найти п0. Коэффициент
крутки а зависит от вида волокна, линейной плотности пряжи или
ровницы, способа выработки и дальнейшего использования
продукта. Для кручения ровницы, пряжи и нити применяют
различные крутильные механизмы — рогульки, веретена, прядильные
камеры и центрифуги. Наибольшее распространение на
прядильных машинах в настоящее время имеют веретена и прядильные
камеры. После скручивания нить или ровница должна
наматываться на катушку (шпулю, патрон). Часто процессы кручения и
намотки совмещаются и выполняются одним крутильно-моталь-
ным механизмом, например на ровничных, кольцевых
прядильных и крутильных машинах. На машинах пневмомеханического
и аэродинамического прядения эти процессы выполняются
раздельно.
Рогульки и веретена с рогульками применяют на ровничных
машинах всех типов и частично на прядильных машинах при
выработке пряжи из лубяных волокон. Легкие рогульки, свободно
надетые на веретена, используют и при кручении шелка на этажно-
крутильных машинах.
Веретена применяют на ровничных, прядильных и
крутильных машинах при выработке пряжи и крученой нити из волокон
всех видов. Прядильные камеры используют для выработки пряжи
на машинах пневмомеханического прядения (хлопок, штапель,
шерсть и др.). Центрифуги применяют в основном при прядении
вискозы. Веретена, рогульки, прядильные камеры и центрифуги
вращаются с высокими скоростями и количество их на одной
машине исчисляется десятками и сотнями, поэтому к ним
предъявляют повышенные требования в отношении прочности, жесткости,
вибрации, надежности и долговечности работы, а также в
отношении уменьшения потребляемой энергии на их вращение и
снижение уровня шума.
299
8.2. КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ РОГУЛЕК
По конструкции рогульки можно разделить на три основных
типа: жесткосвязанные при работе со шпинделями веретен,
рамные рогульки и подвесные с отдельным креплением и приводом.
В настоящее время в СССР на ровничных машинах наиболее часто
применяют рогульки первого типа. При съеме наработанных
и надевании пустых катушек рогульки снимают с веретен.
Рогулька ровничной машины для хлопчатобумажного
производства (рис. 8.2) состоит из центральной втулки 2 и двух ветвей 1
и 3. Левая рабочая полая ветвь / имеет прорезь для завода
ровницы, правая 3 — сплошная балансная. Внутренним конусным
отверстием центральной втулки рогульку надевают на верхнюю
конусную часть шпинделя веретена, центрируют и закрепляют на
нем при помощи шпильки. Рогульки имеют два исполнения: I
(рис. 8.2, а) и II (рис. 8.2, б). На полую ветвь рогульки надевают
лапочку 5 со стержнем 8, который служит противовесом. В
верхней и нижней частях стержня имеются дужки 7 и 6, охватывающие
полую ветвь рогульки. Конец лапочки выполнен в виде лопатки 4
с прорезью и отверстием для свободного прохода ровницы при
заправке машины. Полая ветвь защищает ровницу от воздействия
Рис. 8.2. Рогульки хлопчатобумажных ровничных машин:
а «— исполнение I; б — исполнение II
300
Рис.. 8.3. Подвесная рогулька
потоков воздуха при вращении
рогульки. Ширина и расположение прорези г
на рабочей ветви рогульки должны
обеспечивать свободный проход
ровницы при заправке и препятствовать ее /
вылету при работе машины. Грани
прорези должны быть округлены.
Лапочка направляет и прижимает ровницу
к наматываемой катушке.
Размеры комплектных рогулек
стандартизованы по ОСТ 27-01-169—74.
Пример обозначения рогульки:
PI-160 ОСТ 27-01-169—74 — рогулька
для паковки с диаметром намотки
155 мм, раствором В = 160 мм, I
исполнения. Исполнение II рогульки
отличается в основном тем, что ветви
верхней части выполнены по
наклонным прямым, а поперечные сечения
балансных ветвей переменны, как
у усеченного конуса. Размер В зависит
от диаметра D намотанной катушки,
а размер h определяется высотой
намотки ровницы на катушку.
Для выработки льняной ровницы
часто применяют машины с
подвесными рогульками. Ровница на подвесной рогульке проходит
через осевое отверстие верхней втулки (рис. 8.3).
Вращающаяся верхняя часть рогульки расположена на двух
шарикоподшипниках 1 а 2 и приводится во вращение при помощи винтовой
передачи 3. Корпуса подшипников монтируются в верхнем брусе
машины, катушка располагается соосно с рогулькой 4 и имеет
собственный привод.
При конструировании и изготовлении рогулек необходимо
предусмотреть, чтобы рогулька была динамически уравновешенной,
ее ветви обладали достаточной прочностью и жесткостью, на
вращение затрачивалась минимальная мощность, а сама рогулька
была бы безопасна и удобна в обслуживании. Шероховатость
поверхностей рогульки и лапки должны быть не ниже 8-го класса
(ГОСТ 2789—73), а посадочного конуса и седла не ниже 6-го класса.
Рогульки и лапки должны иметь матовое антикоррозионное
покрытие (хромовое твердое для рогулек исполнения I), а для
рогулек исполнения II — лакокрасочное.
Рогульки ровничных машин в зависимости от массы
нарабатываемой паковки работают с частотой вращения 600—1500 мин-1.
Расстояние между ветвями рогулек составляет 105—160 мм; подъем
301
каретки для машины Р-192 250—300 мм, для машины Р-260
300 мм. При работе на ветви рогульки действуют значительные
центробежные силы, вызывающие изгибные напряжения. Если
рогульки недостаточно уравновешены, то эти силы передаются на
верхний конец шпинделя веретена или на опоры подвесных
рогулек, уменьшая их надежность.
Рогульки ровничных машин хлопчатобумажного производства
имеют различные ветви (см. рис. 8.2), их поперечные сечения в
горизонтальной плоскости неодинаковы, на рабочей ветви имеется
лапка, изменяющая свое положение по мере наработки катушки.
Поэтому полного уравновешивания таких рогулек достичь нельзя.
На практике ограничиваются приближенным уравновешиванием
при среднем положении лапки. Статическое и динамическое
уравновешивание производят на специальных балансировочных станках
путем изменения массы балансной ветви рогулек в двух плоскостях
приведения I и II (см. рис. 8.2). Допустимый дисбаланс в плоскости
I для всех типов рогулек одинаков и равен 4,93- Ю-4 Н-см, а в
плоскости II различен — изменяется от 3,92.10"3 Н-см для
рогульки PI-105 до 7,35- Ю-3 Н-см для рогульки PI-160.
Конструкции различных рогулек стандартизованы, поэтому
необходимо прежде всего точно выдержать размеры ветвей и
особенно обеспечить расположения осей ветвей рогульки в одной
плоскости с осью ее вращения. Лапка рогульки служит нитеводи-
телем и обеспечивает получение определенной плотности и
закономерности намотки ровницы на катушку (рис. 8.4). Она должна
поворачиваться на рогульке до соприкосновения с надетой на
веретено пустой катушкой. Размеры лапок стандартизованы
(размеры L и В зависят от типа и размеров рогулек).
Лапки для рогулек исполнения I (рис. 8.4, а) изготовляют из
стали марки 25 (ГОСТ 1050—74); для рогулек исполнения II
лапки (рис. 8.4, б) допускается изготовлять из легкого сплава по
механическим свойствам не ниже марки Ал 9В (ГОСТ 2685—63).
Лапка закреплена на рабочей ветви и вращается вместе с
рогулькой, вследствие чего возникают силы, прижимающие лапку к
катушке, и реакции в замках лапки, действующие на рабочую ветвь
рогульки. На лапку во время работы действуют следующие силы
(рис. 8.5):
Сх — центробежная сила части лапки, расположенной между рабочей
ветвью рогульки и катушки;
Са — центробежная сила противовеса и замков лапки;
Р — сила давления лапки на катушку;
Nx и Nu — проекции реакций сил в нижнем замке лапки;
^'х и и — проекции реакций сил в верхнем замке лапки.
Если известны материал, конфигурация и размеры лапки,
частота вращения рогульки, то центробежные силы Сх и С2,
приложенные к центрам тяжести каждой части лапки и направленные по
радиусам к оси вращения, можно легко вычислить. Система сил
302
Рис. 8.4. Лапка рогульки:
а - исполнения I; б - исполнения II; /. 4 - замки; 2 - лапка; 3 - лопатка; 5 -
стержень
Рис. 8.5. Силы, действующие на лапку рогульки
пространственная.^ поэтому уравнение равновесия лапки
определяется из условий
£Х = 0; £F=0; £jre0; 1М,= 0; 1М, = 0; ХМг = 0,
где X, У и Z - проекции сил на оси координат; Мх, Мик Мг- моменты сил
относительно осей координат (начало координат в нижнем замке - точка О).
Подставляя значения величин в эти уравнения, получаем
2 X=Cica&a-\-C2Qos$-Nx-N'x = Q;
2 F = Ny + A^ + CiSina-C2sinp + .P = 0;
£ Z = 0 (силы тяжести не учитываем, а других сил,
действующих вдоль оси, нет).
£ Мх = NgP0 - C2asinp + desina + Ре - 0;
^Mj, = N'Jo - da cos Р - Cie cos a = 0;
S Мг = PR - Сф - CA = 0.
303
В результате вычислений находим
р = (Сф - CAVR; (8.2)
Л/ _ Ct cosa (/0 — е) + С2 cos Р (/0 — а) .
*'х ; 1
*о
Л/ -- Ci[R sin Р(А) —Д)+6 (e — f0)]+Closing (e—/„)+*!(/„ —g) .
" ~~ «'о
N'x = (C2a cos p + Cie cos a)//0;
,r __ C2 [Ra sin p — 6e] -f Cxe (fex — fl sin «)
Уравнение (8.2) можно написать в следующем виде:
P = (»2(mir2b-m1r1k1)/R, (8.4)
где со — угловая скорость рогульки; т2 — масса противовеса и замков лапки;
г2 — расстояние центра тяжести противовеса и замков лапки до оси вращения;
b — плечо силы С2 (перпендикуляр, опущенный из точки приложения силы на
направление радиуса); отх — масса изогнутой части лапки; гг — расстояние центра
тяжести изогнутой части ветви рогульки до оси вращения; kx — плечо силы Сх.
При данной конструкции рогульки и при а — const величины
Гх, г2, Ь и kx изменяются в зависимости от наработки катушки,
поэтому по мере намотки ровницы на катушку давление лапки на
нее уменьшается. По исследованиям [39 j для стальной рогульки
типа PI-130-1, применяемой на ровничной машине Р-192-3 при
намотке на пустую катушку (диаметр 40 мм), сила давления лапки
при п = 800 мин-1 равна 2,94 Н, при п = 1000 мин"1 6,21 Н. При
намотке на полный диаметр — 130 мм давление лапки при п =
= 800 мин-1 равно 1,76 Н, а при п = 1250 мин-1 — 4,36 Н.
Прочность и жесткость рогулек являются основными
критериями их работоспособности, особенно при увеличенных
паковках и повышенных скоростях. Натяжение ровницы и силы
сопротивления воздуха достаточно малы, поэтому прочность и жесткость
рогульки зависят от возникающих при вращении центробежных
сил в ее ветвях. Опыт показывает, что при работе рогулек с
повышенными частотами вращения центробежные силы могут достичь
такой величины, что в ветвях рогулек появится остаточная
деформация, поэтому целесообразно вновь изготовленные рогульки
проверять на специальных стендах на частотах, несколько выше
рабочих. Расчетами доказано, что прочность рогульки в основном
зависит от нормальных напряжений изгиба.
Рассмотрим расчет на прочность балансной ветви ровничной
рогульки исполнения I. Балансная ветвь рогульки состоит из
двух частей: нижней прямолинейной части АВ (рис. 8.6),
параллельной оси вращения, и верхней — криволинейной BD
(8.3)
(8.3а)
304
Рис. 8.6. Схема нагрузки прямолинейной
части рогульки
//{/&/</ Pjl
т4
N1»
(рис. 8.7, а). Будем считать, что
сечение ветви рогульки постоянно
по всей ее длине, а
криволинейная часть является четвертью
окружности, описанной из
центра Ои расположенного на
расстоянии а от оси рогульки. На
прямолинейную часть рогульки
АВ, заделанной в сечении В,
действуют . равномерно
распределенные по ее ; длине
центробежные силы (см. рис. 8.6). Тогда
в любом сечении, отстоящем
от свободного .конца на расстоянии х, изгибающая сила и
момент
Н*.*
*•
/Иу
Рпх = FpaPRx; Mx = Fpo)2/?rV2,
(8.5)
где F — площадь поперечного сечения ветви рогульки; р — плотность материала
ветви рогульки; о — угловая скорость рогульки; R — радиус ветви рогульки.
В сечении В от действия центробежных сил на прямолинейную
часть ветви рогульки возникают сила и момент
PB==Fp(o*Rl; Мв = />)2#/2/2.
(8.5а)
Силы, действующие на криволинейную часть ветви рогульки
в точке Е, и моменты сил относительно сечения, расположенного
под углом а0 (рис. 8.7, а) при постоянном сечении ветви,
Ра„ = ры2Рг0 (аа0 + r0 sin а0) + Рв I
Мйо = pcoVoF J (а + г0 cos а) (sin а0 — sin a) da -\- PBr0 sin ос0 + Мв.
(8.6)
Значения а, г0, а и а0 ясны из рис. 8.7, а (здесь а — угол, под
которым действует центробежная сила от масс криволинейной
части рогульки). В сечении D при а0 = я/2 получим
М
d == FwVoP (0,5г0 + -j- а) + Рвг0 + Мв. (8.6а)
Расчет балансной ветви рогульки исполнения II следует
проводить, считая, что сечение наклонной части ветви изменяется по
линейному закону [33], а сечение прямолинейной части ветви
постоянно, причем ось ее параллельна оси рогульки (рис. 8.7, б). Если
305
Рис. 8.7. Схема нагрузки верхней части рогульки:
а — исполнения I (криволинейная часть); б — исполнения II (наклонная часть)
обозначить через г[ — расстояние между осью рогульки и
наклонной осью ветви в точке Е, то
r'i—n—1 sin р,
где / — текущее значение длины наклонной ветви рогульки; Р — угол между
наклонной осью ветви и вертикалью.
Элементарная сила инерции dC, приложенная к элементарному
объему, центр тяжести которого находится в точке Е,
dC = FEpti>2r'i dl,
где Fe — площадь поперечного сечения наклонной ветви рогульки,
проходящего через точку Е; Fe = Fb + kl (здесь Fb — площадь поперечного сечения
наклонной ветви рогульки в нижней ее части; k = (Fq — Fb)/Io\ Fu —
площадь поперечного сечения в наклонной ветви рогульки в верхней ее части; 1а —
длина наклонной ветви рогульки); dl — длина выделенного элемента.
Обозначения остальных величин прежние. Тогда общая
результирующая центробежная сила и момент от нее, приложенные в
любом сечении наклонной ветви рогульки, составляют
«•о
Си = Р»2 J (Fb + klo) (/-i - /о sin $)dl + Рв;
о
/о /„
Mtt = ри2 j dChh = рсо* j (FB + kl0) (/-! - /0 sin p) h dl ■
0
где h= (l0 — I) cos p.
306
+ /y0cos|3 + MB,
(8.7)
Если считать поперечное сечение наклонной части ветви
постоянным, то формулы (8.7) примут вид
h
С/. = P0>2Fb j (П - l0sin P) dl + Рв;
/„ ° (8.7а)
Ми = pcu2FB j (n — /0 sin p) h dl + PB10 cos p + MB.
о
Влияние прорези в рабочей ветви рогульки для приближенных
расчетов можно не учитывать. Для определения напряжений в
прямолинейной части ветви рогульки необходимо полученные
значения изгибающих моментов разделить на соответствующие им
моменты сопротивления поперечного сечения рогульки.
Напряжения в криволинейной части ветви можно найти по формуле
^('о + Лх)
(8.8)
где Mi — изгибающий момент в данном сечении ветви рогульки; ftx —
расстояние от нейтральной линии до наиболее удаленного волокна поперечного
сечения ветви рогульки; S0 — статический момент поперечного сечения
относительно нейтральной оси; г0 — радиус криволинейной части ветви.
Согласно расчетам Я- И. Коритысского распределенные силы
верхнего участка ветви рогульки оказывают незначительное
влияние на прочность и деформацию ее ветвей. В опасном сечении
криволинейной части доля напряжений от этих сил составляет около
3,5%, а доля деформации от их действия — 1,8% от общего
перемещения конца ветви рогульки. Поэтому центробежные силы
криволинейной части ветви рогульки при расчетах можно не учитывать.
Для расчета рабочей ветви рогульки ровничных машин
необходимо учитывать действие реакций в замках от центробежных сил
лапки Nх и N'x (см. рис. 8.6), так как они существенно влияют на
максимальные напряжения и деформации ветви рогульки. В
сечениях криволинейной части ветви эти сосредоточенные силы
вызывают появление напряжений, которые составляют 50—55%
от полных напряжений. Если пренебречь влиянием на прочность
распределенных сил верхней части рабочей ветви рогульки, то
изгибающий момент на криволинейной части ветви рогульки
исполнения I можно определить по приближенной формуле
Ма„ = Рвг0 sin ос0 + мв + N'x (k + r0 sin а0) + Nx (h2 + r0 sin ct0), (8.9)
где /i2= /0+ k (см. рис. 8.6).
Величины Рв и Мв определяют по формуле (8.5а). По
расчетам Л. Е. Эфроса [43] напряжение изгиба в опасном сечении
криволинейной части рабочей ветви рогульки ровничной машины
с расстоянием между ветвями В0 = 160 мм при частоте вращения
п = 700 мин-1 достигает 51,6—76,4 МПа. У подвесной рогульки
опытной высокоскоростной ровничной машины (ветвь рогульки —
307
Рис. 8.8. Схема для расчета деформации рогульки
тонкостенная трубка) максимальное
напряжение достигает 177 МГТа при п =
= 2240 мин-1.
Рогульки для ровничных машин следует
изготовлять из стали 25 ГОСТ 1050—74,
рогульки исполнения II — из легких
сплавов Ал 9В по ГОСТ 2685—63. При расчете
рогулек на прочность коэффициент запаса по
пределу текучести рекомендуется принимать
равным 1,5—1,6. При испытании на стендах
при повышенных частотах вращения не
допускаются остаточные деформации, трещины
и нарушения сварных швов. При рабочих
частотах вращения рогульки свободные
концы ее ветвей не должны иметь
остаточных деформаций, а упругие деформации
ветвей должны быть малыми, чтобы не
было задевания ветвей соседних рогулек.
Полную деформацию свободного конца ветви рогульки можно
рассматривать (рис. 8.8) как сумму деформации сечения В
верхней части ветви рогульки — fB, деформации, возникающей от
поворота сечения В — /л = /<рв> и деформации прямолинейной
части ветви рогульки от действия приложенных к ней сил —/л'.
/л=/в + /фв + /л. (8.10)
Для определения fB (рогульки исполнения I) используем
приближенный интеграл Мора:
Я/2
fB-\-^r~da, (8.11)
о
где г0 — радиус криволинейной части ветви рогульки; h — плечо силы
единичной нагрузки, приложенной в том сечении, где определяется прогиб; Ма —
изгибающий момент, действующий иа криволинейную часть ветви рогульки в
сечении а; Е — модуль упругости при изгибе; / — экваториальный момент
поперечного сечения ветви рогульки.
Угол поворота сечения <рв криволинейной части находим по
приближенной формуле
Я/2
фв== | AWo^ (8Л2)
о
Деформация свободного конца прямолинейной части рогульки
а-/
о
Mjcxdx
~ЁТ~
(8.13)
Sorv^7nM°,f IZ °Т дей,ствия Центробежных сил на прямолинейной части ветви
рогульки в сечении х; /-длина прямолинейной части ветви рогульки.
308
При постоянном сечении ветви рогульки
/л = С/3/(8£/),
где С — общая центробежная сила прямолинейной части ветви рогульки.
Из-за наличия прорези в рабочей ветви рогульки напряжение и
деформация ее несколько увеличиваются. При частоте вращения
1100 мин-1 допускаемая упругая деформация конца рабочей ветви
комплектных рогулек PI-145, PII-145, PI-160, PII-160 не должна
превышать 3,5 мм, балансных ветвей рогулек PI-145, PI-160 —
4 мм; PII-145, PII-160 —2,5 мм.
При высоких скоростях и увеличенных размерах паковки резко
возрастает сопротивление воздуха вращению рогульки, которое
зависит также от чистоты поверхности ветвей и лапки, от размеров
и конструкции их поперечного сечения. Шероховатость
поверхности рогульки и лапки должна быть не ниже 8-го класса, а
посадочного конуса и седла не ниже 6-го класса по ГОСТ 2789—73.
Для уменьшения сопротивления воздуха сечение балансной ветви
выполняют в виде эллипса, вытянутого в направлении вращения
рогульки, а детали других частей рогульки выполняют с
плавными переходами. Согласно опытам И. В. Сергевнина на
преодоление сопротивления воздуха при вращении рогулек тазовой
ровничной машины с частотой п = 800 мин-1 затрачивается мощность
3 Вт, с п = 1200 мин-1 4,4 Вт. Средний срок службы рогулек
исполнения I (стальных) — 10 лет, исполнения II (из легких
сплавов) — 5 лет, лапок исполнений I и II —5 лет при соблюдении
условий эксплуатации и хранения.
8.3. КОНСТРУКЦИИ ВЕРЕТЕН И ФОРМИРОВОЧНО-
КРУТИЛЬНЫХ МЕХАНИЗМОВ
Веретено любой конструкции состоит из вращающегося
шпинделя с насаженными на нем деталями (блочком с колоколом,
зубчатым колесом, насадкой, рогулькой, наконечником) и деталей
опор шпинделя и крепления веретена на машине. Конструкция
веретена должна отвечать следующим требованиям: шпиндель
веретена при рабочей скорости не должен иметь большой
амплитуды колебания и вращение его должно быть равномерным; он
должен быть достаточно жестким, чтобы при надевании или
снятии с него рогульки (шпули, патрона с пряжей) не возникла
остаточная деформация. Рогулька (шпуля, патрон) должна надежно
фиксироваться и центрироваться на шпинделе веретена.
Конструкция опор веретена должна обеспечить высокую долговечность,
удобную и надежную смазку и малые потери энергии на трение.
Обслуживание веретен должно быть простым и удобным.
Ровничные веретена. На рис. 8.9 изображена современная
конструкция ровничного веретена с надетой на него рогулькой и
соосно расположенной катушкой с ровницей. Шпиндель /
веретена ровничной машины хлопчатобумажного производства распо-
309
лагается в двух опорах скольжения трения. Нижняя опора 10
неподвижная, верхняя опора—втулка 2 укреплена в верхней
подвижной каретке 3. На верхнюю коническую часть шпинделя,
имеющую осевую прорезь, надета рогулька 4. Шпиндель веретена
получает вращение при помощи винтовой передачи 8 от вала,
расположенного в нижней каретке 9. Втулка 2 установлена соосно
с веретеном, на наружной поверхности ее размещена катушка 5.
Втулка 2 получает вращение при помощи винтовой передачи 7
от пруткового вала 6, смонтированного в верхней каретке 3.
Согласно ОСТ 27-01-236—75 Минлегпищемаша ровничные
веретена изготовляют двух типов (рис. 8.10, а, б): нормальные и
усиленные диаметрами D = 16, 19 и 25 мм и общей длиной,
составляющей при высоте намотки Н — 200-=-250 мм 1 = 910 мм
и при Н = 300 мм L — 1010 мм. Ровничные веретена изготовляют
из инструментальной углеродистой стали. Твердость
поверхностей шпинделя веретена должна быть по диаметру 12Х4 —
HRC 58—62, посадочного конуса под рогульку —HRC 26—38,
остальных цилиндрических поверхностей — не ниже HRC 38.
Биение поверхностей веретена в средних сечениях малого нижнего
цилиндра, большого цилиндра и посадочного конуса не должно
быть более 0,07 мм. Смещение оси прорези относительно оси
веретена не должно быть больше 0,15 мм. При соблюдении
инструкции по эксплуатации средний срок службы до списания веретен
должен быть не менее десяти лет для веретен 1-го типа и восьми
лет —для веретен 2-го типа.
Кольцепрядильные и кольцекрутильные веретена.
Веретена кольцевых прядильных и крутильных машин согласно
ГОГТ 1кп пл ~
Рис. 8.9. Ровничное веретено
Рис. 8.10. Шпиндели веретен ровничных машин хлопчатобумажного производства
310
а) б) 6) MJ
Рис. 8.11. Веретена кольцевых прядильных и крутильных машин
веретена с насадкой, крутильной головкой и фиксаторами сверху
(рис. 8.11, г);
В — веретена под шпули и бумажные патроны;
ВУ—веретена под шпули (рис. 8.11, б);
ВК — веретена под катушки (для крутильных машин) (рис.
8.11, в).
Основными параметрами веретен всех типов являются
расстояние L от опорной плоскости гнезда веретена до верхнего конца
шпинделя; диаметр &х блочка шпинделя веретена; d и d2 —
диаметры посадочных мест в верхней и нижней части шпинделя
веретена, определяющие внутренние посадочные места шпули
(патрона, катушки); / — расстояние от опорной плоскости гнезда
веретена до нижнего торца патрона (шпули катушки).
Размерами L я I определяется высота намотки паковки (подъем
кольцевой планки). Для уточных веретен типа ВУ и ВУТ
наибольший подъем кольцевой планки составляет 170 мм, диапазон
рабочих частот вращения — 6000—15 000 мин-1. Для основных
веретен типов ВН-25, ВНТ-25, ВН-28, ВНТ-28 наибольший подъем
220, 240 мм, для ВНТ-32 260—280 мм; диапазон рабочих частот
вращения соответственно 6000—18 000 мин-1; 5000—15 000 мин-1
и 5000—13 000 мин-1. Значения всех основных параметров
веретен кольцевых прядильных и крутильных машин приведены
в ГОСТ 160—74. Веретена каждого типа могут быть изготовлены
в нескольких исполнениях. В обозначение веретена входят буквы,
указывающие его тип, и цифры, соответствующие диаметру блочка
и разновидности веретена. Например, ВНТ-28-61 ГОСТ 160—74
311
Рис. 8.12. Кольцепрядильное веретено с
металлической насадкой:
1 - сборка шпинделя; 2 - роликоподшипники;
3 — гнездо; 4 — втулка; В — паз втулки; 6—
спиральная пружина; 7 — подпятник
Рис. 8.13. Шпиндели в сборе кольцепрядиль-
ных веретен:
а — типа ВУ; б — типа ВН
означает веретено с
насадкой под бумажный патрон,
тормозком и блочком диа-
метром128 мм, под
патрон 61 группы.
На рис. 8.12
изображено современное
кольцепрядильное веретено с
металлической насадкой для
основной пряжи.
Основными сборочными
единицами веретена любого
типа являются сборка
шпинделя /, втулка'4 и
гнездо 3. На рис. 8.13
изображены шпиндели в
сборе уточного и
основного веретен. Шпиндель
в сборе уточного гверетена
(рис. 8.13, а) состоит из
шпинделя 1 и
напрессованного на нем блочка
с колоколом 2. Шпиндель
в сборе основного
веретена (рис. 8.13, б) состоит
из укороченного
шпинделя 4, в верхней части
которого запрессованы
блочок 2 и алюминиевая
насадка 3, имеющая
фиксаторы 5 для закрепления
и центрирования патрона
на шпинделе. Веретена
вращаются с частотой
8000—13 000 мин-1,
поэтому к материалу и
точности изготовления
деталей веретена
предъявляются высокие требования.
Шпиндели кольцепрядильных и кольцекрутильных веретен
имеют сложную форму. Часть шпинделя, расположенная выше
блочка, делается конической —для прядильных веретен или
цилиндрической — для крутильных веретен тяжелого типа. Кроме
того, в верхней части шпинделя уточного веретена имеется второй
конус, предназначенный для посадки на него шпули. Часть
шпинделя, расположенная ниже колокола блочка (хвост), состоит из
цилиндра а, большого усеченного конуса Ь, малого предпяточ-
ного конуса (или цилиндра) и конической пятки с (рис. 8.13, б).
312
С цилиндрической частью шпинделя соприкасаются ролики
верхнего подшипника втулки. Основное назначение большого конуса
хвоста шпинделя — обеспечить при работе веретена подачу
минерального масла (велосит) к верхнему роликовому подшипнику.
Угол конической пятки шпинделя веретена обычно выполняют
равным 60 и 90°, чтобы уменьшить износ, вершину конической
пятки немного закругляют (г = 0,6-4-1,0 мм), создавая некоторую
опорную поверхность для восприятия вертикальной нагрузки.
Шпиндели веретен кольцевых прядильных и крутильных
машин изготовляют из хромистой стали ШХ9 или ШХ15 ГОСТ 801—60
и подвергают термической обработке.
Твердость пятки, предпяточного конуса (предпяточного
цилиндра) и цилиндрической части под подшипник должна быть не
ниже HRC 62, а в остальных зонах — не ниже HRC 52. Точность
изготовления шпинделей высокая (не ниже второго класса),
особенно цилиндрической части под подшипник. Биение шпинделей
в сборе не должно превышать 0,06 мм. Шероховатость поверхности
пятки, предпяточного конуса (предпяточного цилиндра) и
цилиндрической поверхности шпинделя под роликоподшипник должна
соответствовать Ra < 0,63 мкм по ГОСТ 2789—63. На шпинделе
не должно быть трещин и пороков металла. Следов забоин от
правки должно быть не более восьми по всей длине шпинделя. Не
допускаются следы забоин в местах качения роликов, посадки блочка,
предпяточного конуса (предпяточного цилиндра).
Втулка веретена служит для расположения опор шпинделя
веретена верхнего роликового подшипника и подпятника. В
последнее время широкое распространение получили веретена с
упругими центрирующими втулками (см. рис. 8.12).
На рис. 8.14 изображено гнездо прядильного веретена с
втулкой Коломенского завода Текстильмаш. Роликовый подшипник /
закреплен в переходной втулке, которая запрессована в гнездо 4,
благодаря чему подшипник не может перемещаться относительно
гнезда. В средней части втулки имеется спиральный паз, идущий
вниз и переходящий в цилиндрическую часть, в которой помещен
подпятник 6. В некоторых конструкциях упругой втулки 3 снизу
подпятника располагается цилиндрическая винтовая пружина.
Наличие спирального паза дает возможность подпятнику 6 при
колебаниях шпинделя перемещаться в радиальных направлениях
относительно роликового подшипника. Во время вращения
шпинделя 2 подпятник демпфируется широкой спиральной пружиной 5
с восемью витками, которые создают семь полостей капиллярных
сосудов, заполненных маслом. Демпфирование происходит за
счет сопротивления масляного слоя, находящегося в отдельных
полостях спиральной пружины.
Вследствие такой конструкции втулки веретено вращается
спокойно, имеет малые амплитуды колебаний при рабочих
частотах вращения, плавно проходит через критическую частоту
вращения, а при случайных толчках быстро возвращается вцентраль-
313
Рис. 8.14. Гнездо прядильного веретена с упругой
втулкой
ное положение. Становится возможным
работа веретен с частотами вращения
14 000—16 000 мин-1. Упругие втулки
изготовляют из пружинной стали с большой
точностью, допускающей отклонения
верхнего конца шпинделя в сборе в несколько
десятых долей миллиметра. Подпятник для
втулок с роликовым подшипником внутренним
диаметром до 9 мм изготовляют из стали
марок ШХ9 или ШХ15 ГОСТ 801—60.
Твердость подпятника должна быть в
пределах HRC 62—65. Для втулок с
роликоподшипником внутренним диаметром более 9 мм
подпятник должен быть изготовлен из бронзы
марки БрАМц 9-2 или БрАЖ 9-4 по
ГОСТ 18175—72. Шероховатость
поверхности пяточного конуса подпятника
должна соответствовать Ra = 0,63 мкм по
ГОСТ 2989—73.
Гнездо 4 веретена служит разервуаром
для масла и в нем помещается втулка. При
помощи гнезда веретено прикрепляется
к брусу машины. Гнездо изготовляют из
стали марки 10 (ГОСТ 1050—74). Биение
опорной поверхности фланца гнезда со
втулкой на расстоянии 18 мм от оси не должно быть более 0,08 мм.
На фланце гнезда закрепляется балансир с крючком, который
предохраняет шпиндель веретена от случайных подскоков во время
работы. В крутильных и прядильных веретенах с увеличенной
паковкой к гнезду также прикрепляют тормозок для торможения
веретена при его останове. Все механические веретена, кроме пря-
дильно-крутильных, смазываются жидкими маслами [12]. Для
смазки веретен на упругой втулке с диаметрами роликового
подшипника 7, 8 и 9 мм применяют индустриальное масло ИГП-8,
имеющее кинематическую вязкость при 50 °С в пределах 7—9 сСт.
Для веретен с диаметрами роликоподшипника 12—14 мм
рекомендуют применять индустриальные масла ИС-12 (веретенное 2,
кинематическая вязкость 10—14 сСт) и ИС-20 (веретенное 3,
кинематическая вязкость 17—23 сСт).
Особенностью конструкции веретен с упругой втулкой является
неразборное гнездо (см. рис. 8.12). Замену масла и промывку
гнезд производят после первых 200 ч работы. Последующую
замену масла и промывку гнезд рекомендуется производить в
следующие сроки: для веретен с диаметром роликового подшипника
7, 8 мм через 20 000 ч (уровень масла по шпинделю 110 мм), 9 мм —
314
через 15 000 ч (уровень масла по шпинделю 120 мм), 12 мм —
через 12 000 ч (уровень масла по шпинделю 135—145 мм), 14 мм —
через 6000—10 000 ч (уровень масла по шпинделю 200 мм). При
мокром прядении и кручении волокон эти сроки снижаются до
3000 ч.
Перед заменой масла следует промыть гнездо и удалить пух
на внутренней части блока без вынимания роликоподшипниковой
втулки. Промывку гнезда и замену масла производят на
специальной промывочно-смазывающей установке ПСУ-100 Рижского
завода текстильного оборудования. Несоблюдение рекомендаций по
смазке приводит к быстрому износу веретен. Срок службы веретен
согласно ГОСТ 160—74 в зависимости от типа веретен и величины
паковки составляет 2—8 лет при трехсменной работе.
Формировочно-крутильные механизмы. На рис. 8.15 изображен
формировочно-крутильный механизм пневмомеханической
прядильной машины БД-200-М69. На консольных концах валика 2
диаметром 10 мм запрессованы прядильная камера / и блочок 7
диаметром 18 мм. Валик расположен на двух
шарикоподшипниках 4, внутренними кольцами которых являются канавки на
валике 2, а наружными — канавки в корпусе 3. Такая конструкция
шарикоподшипников позволяет уменьшить их диаметры, повысить
надежность работы. По краям корпуса смонтированы по две
штампованные шайбы 5, за счет конфигурации которых создаются уп-
лотнительные воздушные канавки. Шайбы запираются в корпусе
пружинным кольцом 6. Смазка подшипников ■— консистентная,
закладывается во время сборки на весь период работы механизма.
Максимальная рабочая скорость камеры 40 000 об/мин. Все
формировочно-крутильные механизмы динамически балансируют в
сборе при частотах вращения, близких к рабочим; допустимая
остаточная неуравновешенность должна быть не более 1 мкм. Все
детали механизма изготовляют с высокой точностью. Валик и
корпус выполняют из шарикоподшипниковой стали.
Рабочим органом формировочно-крутильного механизма
является прядильная камера (рис. 8.16). Форму и конструктивные
размеры внутренней полости камеры выбирают с учетом
технологических условий формирования и кручения пряжи. Так,
внутренняя коническая поверхность камеры необходима для сползания
попавших на нее волокон в нижнюю часть, где образуется
ленточка. Восемь отверстий
в нижней утолщенной
части камеры,
расположенных по ее
окружности под некоторым
Рис. 8.15. Формировочно-
крутильный механизм пнев-
мопрядильной машины
БД-200-М69
315
Рис. 8.16. Прядильная камера
углом к радиусу, играют роль
вентилятора; под действием
центробежных сил потоки
воздуха выбрасываются из камеры,
создавая необходимое
разрежение внутри ее. В некоторых
конструкциях отверстия для
вывода воздуха делают в дне
камеры или камеру выполняют
без отверстий и отсос воздуха
происходит через верхнюю ее
часть (тогда делается
принудительный отсос воздуха).
Форму и размеры
наружной поверхности камеры
выбирают с учетом наименьшего
аэродинамического
сопротивления воздуха при ее вращении.
Камеру изготовляют в виде
тонкой оболочки вращения, благодаря чему уменьшается масса
и момент инерции, что приводит к уменьшению динамических
нагрузок. Чаще всего камеры изготовляют из легких сплавов
на алюминиевой основе, что также уменьшает их массу и
моменты инерции.
При конструировании прядильной камеры следует учесть, что
мощность, потребляемая ею, зависит не только от ее диаметра, но
и от конструкции кожуха, в котором находится камера. При
зазорах между ними 0,2—0,4 мм потребляемая камерой мощность
уменьшается на 15—18% по сравнению со случаем, когда камера
вращается без кожуха.
Расчеты на прочность камер с наружным диаметром 64 мм,
толщиной стенок 2 мм, углом наклона конической поверхности 60°,
изготовленных из дюралюминия Д-16Т, с пределом прочности
ав = 420 МПа и текучести сгт = 240 МПа, показали, что при
п = 30 000 мин-1 возникает напряжение сгэкв = 140 МПа.
Таким образом, запас прочности по текучести для исследуемой
камеры
ят = сгт/аэкв = 240/140 « 1,71.
Существенное влияние на максимальные напряжения камеры
оказывают толщина стенок конических поверхностей, диаметр
камеры и частота ее вращения. В частности, напряжения,
возникающие при работе в стенках камеры, уменьшаются с
уменьшением их толщины.
Срок службы формировочно-крутильного механизма зависит
от срока службы опор Для его увеличения следует канавки на
316
валу и на втулке делать с повышенной точностью, а размеры
шариков подбирать с точностью до полмикрона (по данным фирмы
СКФ). Чехословацкая фирма Элитекс гарантирует работу
прядильных устройств в течение 20 000 ч при частоте вращения
30 000—40 000 мин-1. Повышение срока службы шариковых опор
формировочно-крутильного механизма требует резкого
уменьшения в них динамических реакций и увеличения износостойкости
рабочих канавок и шариков. Это может быть достигнуто точной
балансировкой всей вращающейся системы и демпфированием
опорной втулки.
8.4. ВИБРАЦИЯ ШПИНДЕЛЕЙ КРУТИЛЬНЫХ
МЕХАНИЗМОВ
Все крутильные механизмы имеют сравнительно тонкие быстро-
вращающиеся шпиндели с насаженными на них круглыми
деталями. Известно, что при вращении несбалансированного вала
(шпинделя) возникают инерционные центробежные силы, которые
стремятся деформировать4'шпиндель, вызывая появление в нем
сил упругости. В результате взаимодействия этих противоположно
направленных сил шпиндель начинает колебаться (вибрировать)
в плоскости, перпендикулярной к оси вращения. Поэтому быстро-
вращающиеся шпиндели следует рассчитывать на вибрацию.
Расчет шпинделей на изгиб от действия только центробежных сил
инерции приводит к неправильным результатам.
С увеличением частоты вращения вала, его амплитуды
колебания постепенно возрастают. Если частота вращения шпинделя
приближается к некоторому определенному (критическому)
значению, то его амплитуда колебаний резко возрастает. При
дальнейшем увеличении частоты вращения вала амплитуда колебаний
вновь уменьшается. В первом приближении изгибные колебания
вращающегося вала можно рассматривать, как вынужденные,
в которых возмущающими силами являются силы инерции
несбалансированных масс. Однако следует заметить, что
динамическая неустойчивость вращающегося вала возникает при
критической частоте вращения и в том случае, когда вал идеально
сбалансирован.
Невесомые шпиндели с сосредоточенной массой. Рассмотрим
динамику тонкого (гибкого) вала, расположенного на двух
опорах, с насаженным посередине диском (рис. 8.17). Масса вала по
сравнению с массой диска мала, поэтому вал будем считать
невесомым. Массу диска будем считать сосредоточенной в его центре
тяжести. Пусть центр тяжести диска S не находится на
геометрической оси вала, а расположен от нее на расстоянии OS = e
(эксцентриситет). Тогда при вращении вала возникает
центробежная сила инерции
С = /тшЧ (8.14)
где т — масса диска; ш — угловая скорость вала; е — эксцентриситет центра
тяжести диска.
317
A
77777
-У
о
N:
-—"*-"' 77777
Рис. 8.17. Схема невесомого вала
с диском посередине
Рис. 8.18. Схема сил, действующих
на диск гибкого вала
Центробежная сила С изгибает вал, вследствие чего в нем
появляется сила упругости Р. Если прогиб вала в рассматриваемый
момент равен /, то сила упругости
P = cf, (8.15)
где с — коэффициент, зависящий от жесткости вала и расположения опор.
В рассматриваемом случае
с = 48EJ/P, (8.16)
где EJ — жесткость вала при изгибе; / — длина вала.
Сила Р упругости вала приложена к валу в точке D, а
центробежная сила С к центру тяжести диска S. Так как будем
рассматривать движение центра тяжести диска S, необходимо
перенести силу Р параллельно ей из точки D в точку S.
Возникающий при этом момент М = Ре мал, он вызывает только вращение
вала вокруг центра тяжести без перемещения последнего, поэтому
этот момент в дальнейшем учитывать не будем. Тогда уравнение
равновесия между силами, действующими на диск, будет иметь
вид
С + Р = 0. (8.17)
На рис. 8.18 изображена схема сил, действующих на систему
диск—вал. Начало координат х, у выбрано в точке О, лежащей
на геометрической оси вала (плоскость хОу перпендикулярна оси
вала). Напишем дифференциальное уравнение движения центра
тяжести диска с учетом уравнения (8.17):
тх0 = —Рх; ту0 = — Ру, (8.18)
где т — масса диска; ха, Уо — координаты центра тяжести диска S; тхй и ту0—
проекции центробежной силы инерции на оси координат; Рх и Ру — проекции
силы упругости Р на координатные оси; х, у — координаты точки D.
Из рис. 8.18 видно, что
х0 = х + е cos at;
Уо ~ У + е sin ю/,
где ф = at (здесь ш — угловая скорость вала; t — время).
318
Дифференцируя дважды эти уравнения по времени и
подставляя полученные значения в выражения (8.17), получаем
х + р2х = ев>2 cos (at;
У + Р2У — £ю2 sin at, (8.19)
где рг = с/т.
Общее решение этих дифференциальных уравнений имеет вид
еа>*
x = at sin {pt + Pi) + -5—tj cos (at;
CO*
ecu'
2
у = «a COS (pt + Pa) + 2_&)2 Sin (at,
(8.20)
где aj, a2, Pi и (32 — постоянные.
Уравнения (8.20) можно представить двумя группами:
есоа ,
Xi = ах sin (pt + рх); *2 = pi-©» Cos Ш'
i* a \ (8-21) . (8.22)
v р2 — со2
Уравнения (8.21) характеризуют свободные гармонические
колебания с частотой р. Эти колебания не зависят от угловой
скорости вала (а и в большинстве случаев не являются опасными, так
как~они возникают от случайных толчков и быстро затухают.
Колебания, характеризуемые уравнениями (8.22), зависят от
угловой скорости вала (а. Если уравнения (8.22) возвести во вторую
степень и сложить, то получим
*22 + у! = #2 = е(-^г)2, (8.23)
где R — амплитуда колебания точки D; р — собственная частота вала.
Уравнением (8.23) описывается окружность радиусом
Исследуем, как будет изменяться радиус R движения точки D
закрепления диска на валу при различных фиксированных
дискретных значениях а:
со < р, R > 0;
о)=р, R — -f- оо (явление резонанса);
(а ->■ оо, получается неопределенность R = е-оо/(р2 — оо),
раскрывая которую по правилу Лопиталя, получаем lim R —
= Нт [2сое/(—2ш) ] = — е;
со -> »
о>р, Я<0;
и == р, R — —оо.
Физический смысл изменения знака у R заключается в том,
что при о) < р центр тяжести диска S находится на радиусе OD
319
Рис. 8.19. Схема взаимного расположения оси вала и центра тяжести диска S
при частоте вращения:
а —. меньше критической; б — больше критической; в — равной бесконечности
за точкой D (рис. 8.19, а), а при ю > р — на радиусе 0D между
точками О и D. При ш —» оо центр тяжести диска находится на
геометрической оси вращения (рис. 8.19, б), а изогнутая ось вала
вращается вокруг нее. Критическая частота вращения наступает
тогда, когда происходит совпадение собственной частоты вращения
с частотой вращения вала, т. е. юкр = р. В этом случае
амплитуда колебания R = +оо.
На рис. 8.20 изображена теоретическая кривая изменения
амплитуд колебания вала в зависимости от угловой скорости.
Проведенный анализ показывает, что если вал будет вращаться с
частотой, большей критической, то он будет работать в зарезонанс-
ной зоне с незначительными амплитудами.
Рассмотрим амплитудное значение деформации по координате
шае
соа
тиРе/с
1—k?
(8.25)
где р"* =
При
можно
= с/т; k2 = (й21р2.
установившемся режиме (ю = const) выражение mate
рассматривать как постоянную силу F3KB = ma>2e. Тогда
формулу (8.25) можно , представить
в виде
■Рэкв 1
-я
320
,
"^си = р со
(^
\ — k2
*ит], (8.26)
где ^л;ст — статический|прогиб вала, вызванный
действием постоянной силы Fэкв; г) —
коэффициент усиления (динамический коэффициент).
Коэффициент усиления показывает,
во сколько раз динамический
прогиб хГ больше статического при раз-
Рис. 8.20. Теоретическая кривая амплитуд
колебания гибкого вала с диском
Рабочая зона
Рис. 8.21. Действительная кривая ампли- г
туд колебания гибкого вала с диском
личных значениях k = alp. Чем
больше k, тем динамическая сила
больше статической. Так, если^/г =
= 0,1, то хГ = 1,001jcct, а при
k = 0,2 хг = 1,041хст. Отсюда видно,
что чем больше собственная частота
системы по сравнению с частотой
изменения силы (частотой рабочего
процесса), тем меньше отличается динамический прогиб от
статического. Таким образом, можно говорить о статическом
подходе при решении целого ряда задач динамики. Проведем анализ
работы вала в резонансной зоне.
Дифференциальные уравнения движения в этом случае имеют
вид
х -\- р2х = ШкРе cos L0KVt;
У + р2У = <4Pesina>Kp2.
Частные решения этих уравнений
(8.27)
2V~c~m
t sin coKpt;
Уг :--= „,a— tcos<om,t,
(8.28)
2 Vera
где хг, уг — координаты амплитуды колебания в зоне критической скорости.
Возводя обе части уравнений во вторую степень и складывая
левые и правые части, получаем
ти>кре
t.
(8.29)
2 V cm
Таким образом, амплитуда колебаний в резонансной зоне
увеличивается пропорционально времени и может возрастать до
бесконечности. Для возрастания амплитуд колебаний при резонансе
на некоторую величину потребуется определенное время. Если
величина г ограничена имеющимся зазором между поверхностями
вращающихся вместе с валом деталей, то можно, пользуясь
формулой (8.29), приближенно оценить максимально допустимое время
прохождения зоны резонанса. В действительности оно будет
больше из-за наличия затухания в системе вследствие упругого
гистерезиса. По этой же причине амплитуда колебания при
быстром переходе вращающегося вала через критическую частоту
не достигает опасной величины.
На рис. 8.21 изображена одна из возможных действительных
кривых амплитуд колебания гибкого вала с диском. Вращающиеся
II П/р Л. II. Мякпро
321
8.1 Коэффициенты с и критические угловые скорости
невесомых валов
Расчетная схема
с, Н/м
(йкр> Ра«/С
V-
3EJ
тЬ3
^ГЩ^ЛЗ
Г 3EJ
/ тЬЧ
валы могут работать как в докритической зоне частот вращения
(жесткие валы), так и в послекритической (гибкие валы).
Вращение вала при критической частоте вращения или вблизи ее не
рекомендуется, так как это может повести к поломке. Согласно
теоретическим [20] и практическим исследованиям рекомендуется
выдерживать следующие соотношения между рабочими шр и
критической юнр угловыми скоростями:
для жесткого вала сор < 0,7(о1ф;
для гибкого вала сор > 1,4(окр.
Таким образом, при быстром вращении вала возникает
явление, аналогичное резонансу; но в данном случае периодические
силы появляются в результате вращения неабсолютно
сбалансированного вала с закрепленными на нем деталями. При расчете
тонкого вала на вибрацию следует определить его размеры, чтобы
рабочие частоты вращения находились вне критической зоны.
Из проведенного теоретического анализа следует, что критическая
угловая скорость невесомого вала с сосредоточенной массой
bhp = P = V с/т,
а критическая частота вращения
30 у ~с_
кр ~ пут'
В табл. 8.1 даны формулы для определения коэффициентов с
и сокр для невесомых валов с сосредоточенной массой для двух
случаев, наиболее характерных для крутильных механизмов.
Валы постоянного сечения. Если на вал постоянного сечения
не действуют сосредоточенные нагрузки, то для определения
критических частот вращения необходимо найти решение
дифференциального уравнения [34]
(8.30)
(8.30а)
EJ
dx*
тл
dt2
0,
(8.31)
где EJ — жесткость вала; ;/ — ордината поперечных колебаний шпинделя;
т1 — масса единицы длины вала; х — абсцисса длины вала; t — время.
322
Решение этого уравнения можно представить в следующем виде:
х = Z (A cos pt + В sin pt), (8.32)
где Z — функция только абсциссы х (длины вала), определяющая нормальную
форму колебаний (нормальная функция); р — частота колебаний.
Дифференцируя 2 раза выражение (8.32) и подставляя
полученные результаты в уравнение (8.31), получаем
дифференциальное уравнение для функции 1 (х):
d*Z/dx* — рУс? = 0, (8.33)
где о2 = EJ/m1.
Решая уравнение (8.33), находим
Z = Сг cos kx + C2 sin kx +
+ С3 ch kx + C4 sh kx, (8.34)
где k = yin^-Hfil) (так как w = p); Clt C2, C3 и С4 — постоянные,
зависящие от начальных условий; их можно определить в каждом отдельном случае
из граничных условий на концах участков вала (А. Н. Крылов предложил метод,
при пользовании которым число постоянных, подлежащих определению,
уменьшается до двух [34]).
Уравнение (8.34) имеет бесконечное число решений, т. е. у вала
(с учетом его массы) бесконечно много критических частот
вращения (или угловых скоростей), совпадающих с частотами его
поперечных колебаний. При этом каждой форме упругой линии
соответствует своя критическая частота. Наличие в уравнении
апериодических гиперболических функций исключает кратность
критических угловых скоростей. Используя выражение (8.34),
можно вычислить критические угловые скорости по формуле
щ =kU ЕЛ{тх?) , (8.35)
где kt — коэффициент, зависящий от типа расположения опор и формы упругой
линии вала и от порядка критической скорости; I — длина вала.
Для валов, находящихся в длинном подшипнике и имеющих
свободную консоль, k± = 1,875; k2 = 4,694; k3 = 7,855; ki =
= 10,996. Г*
Для вала, расположенного на двух опорах и имеющего
консоль (рис. 8.22), значения коэффициентов kt зависят от
отношения длины консоли Ь к длине всего вала /. Так, для Ы1 = 2/3
k± = 2,4722, a k2 = 7,762, т. е. вторая критическая угловая
скорость будет в 7,762/2,4722 ^ 9,85 раза больше первой [33). Из
формулы (8.36) следует, что критические угловые скорости валов
изменяются прямо пропорционально диаметру вала и обратно
пропорционально его длине во второй степени.
На рис. 8.23 показана кривая амплитуд колебания весомого
вала, охватывающая области первой и второй критических частот
вращения. В большинстве случаев рабочие частоты вращения
высокоскоростных валов расположены или в зоне до первой крити-
Ц )
1'lHf '"г'Р
Рис. 8.22. Схема весомого вала постоянного сечения
Рис. 8.23. Кривая амплитуд колебания вала с учетом его массы
ческой частоты или в зоне между первой и второй критическими
частотами.
Поэтому для расчета высокоскоростных валов достаточно знать
первую и вторую критические частоты, а рабочие частоты
вращения выбирать вне этих зон. Для валов, работающих в интервале
между первой и второй критическими|угловыми скоростями,
1,4^
кр < wp
(8.36)
<0,7со2кр.
Для шпинделей крутильных механизмов часто вторая
критическая частота лежит далеко за пределами рабочих частот
вращения, поэтому при практических расчетах шпинделей на вибрацию
достаточно знать только приближенное значение первой
критической частоты вращения, которую можно определить приближенно
по формулам, применяемым для невесомого вала с одной
сосредоточенной массой. Для этого необходимо весомый вал разделить по
длине на несколько участков и в центре тяжести каждого участка
сосредоточить его массу. Тогда получается невесомый вал с
несколькими сосредоточенными массами. Далее можно представить,
что этот вал имеет только одну массу, и определить угловую
критическую частоту по формуле (8.30)-. Таким образом, можно
последовательно прикладывать к невесомому валу массы тхт%, т3, ...,тп
(на рис. 8.22 десять масс) и соответственно получать критические
угловые скорости %, о>2, ш3, .'.., сол. Тогда общую критическую
угловую скорость ©о невесомого вала, имеющего одновременно все
массы, можно приближенно определить по методу Дункерлея:.
(8.37)
Эта формула справедлива и в том случае, когда некоторые
участки вала имеют распределенные, а другие — сосредоточенные
массы. При применении формулы (8.37) критическая угловая
скорость получается всегда меньше действительной. Часто
распределенную массу всего вала, или сосредоточенные массы отдельных
его участков приводят к одной точке, а затем уже по суммарной
приведенной массе определяют его критическую угловую
скорость. При приведении масс вала к одной точке можно
использовать два метода: Дункерлея и Релея. При использовании метода
Дункерлея следует выдерживать условие: критическая угловая
324
скорость вала при приведении массы в заданную точку должна
оставаться такой же, какой она была до переноса массы. Вычисляя
отдельные составляющие приведенной массы весомого вала с
консолью (см. рис. 8.22) и складывая их, получаем приведенную массу
на свободном конце вала (точка С) [20]:
///„„ с - тл (0,03338 — + 0,37 Ц- + 0,245 -~) , (8.38)
где тг — масса единицы длимы вала; значения a, b и / даны на рис. 8.22.
Критическая угловая скорость вала
сокр - V3EJ/(mavCl№). (8.39)
Если в точке С имеется дополнительная сосредоточенная масса,
то ее надо прибавить к массе тирС. Когда участки вала АВ я ВС
имеют различные диаметры dx и d2, необходимо первый член
уравнения (8.38) умножить на d\jd\, т. е. привести к фиктивному валу,
имеющему на всей длине одну жесткость и диаметр d2.
При определении приведенной массы весомого вала по методу
Релея допускают, что форма упругой линии действительного вала
при колебании совпадает с формой кривой статического изгиба
невесомого вала, вызванного массой, приложенной к точке
приведения. В этом случае потенциальная энергия обоих валов
остается одинаковой, кинетические энергии их приравниваются
между собой. Тогда
I .о
muVc = Ar\mil{fdx, (8.40)
Ус
о
где тг — массы единицы длины вала; ух — текущее значение скорости коле
бания точек оси действительного вала; ус — скорость колебания точки приве
дения вала.
Если вычислим по формуле (8.40) приведенную к точке С массу
вала, изображенного на рис. 8.22, то получим
2а5 , 140«2.'; + 231йг«-|-99й3
Зная тпрС, по формуле (8.39) можно определить критическую
угловую скорость.
Метод Релея дает несколько завышенное значение со,,,.
Вибрация цилиндрических шпинделей крутильных
механизмов с закрепленными на них деталями. В предыдущих параграфах
при рассмотрении вибрации быстровращающихся шпинделей
учитывают только силы упругости и инерции. Это можно делать в том
случае, когда центр тяжести детали совпадает с местом ее
крепления на валу, а моменты инерции масс детали невелики. При
вращении шпинделей с насаженными на них деталями, имеющими
большие моменты инерции масс, или если центры тяжести деталей
не совпадают с местом крепления их на валу, возникают
гироскопические моменты и моменты от сил инерции, которые значи-
325
/
Рис. 8.24. Расчетные схемы шпинделей:
Ж, "ж: ~Ф а — с сосредоточенной массой на свободном
' конце; б — с колпаком на свободном конце;
в --- с кружкой па свободном конце
тельно влияют на вибрацию шпин
деля. На рис. 8.24 изображены
три схемы шпинделей,
расположенных на двух опорах и
различающихся только массами, закрепленными на свободном конце
консоли.
В первом случае на конце шпинделя имеется сосредоточенная
масса т (рис. 8.24, а). Сила инерции Р„ массы т непосредственно
действует на вал, изгибая его; никаких моментов сил не
возникает. Во втором случае (рис. 8.24, б) центр тяжести колпака
непосредственно с валом не связан и расположен влево от точки
закрепления / на расстоянии k. Для определения влияния на вал
силы инерции РИ, приложенной в центре тяжести колпака S,
необходимо ее перенести в точку / закрепления колпака на валу.
В результате этого, кроме силы Рн, действующей на вал и
увеличивающий его прогиб, появляется добавочный момент М = PRk,
стремящийся уменьшить прогиб вала. В третьем случае центр
тяжести S кружки расположен влево от точки /, и добавочный
момент М = Pnk будет увеличивать прогиб вала, вызванный
силой РИ.
Кроме того, при вращении вала с колпаком или кружкой
возникает гироскопический момент из-за углового перемещения оси
вращающегося колп .ка или кружки. В результате этого
центробежные силы различных поперечных сечений вращающейся
детали лежат в различных плоскостях, перпендикулярных к оси
детали, и образуют моменты, стремящиеся вернуть деталь в
прежнее положение и выпрямить вал. Будем считать, что изгиб вала
происходит в одной плоскости. В литературе по вибрации упругих
тел показано, что гироскопический момент Мг при вращении
колпака (диска, камеры) с частотой вращения вала вокруг
плоскоизогнутой оси при одновременном вращении самого
плоскоизогнутого вала вокруг своей геометрической оси с той же угловой
скоростью а> и в том же направлении (прямая прецессия) будет
Мг = (/„ - Jq) cpco2, (8.42)
где /0 — момент инерции массы детали относительно оси вращения: Jq —
момент инерции масс детали относительно поперечной оси, проходящей через се
центр тяжести; »р — угол наклона вала в точке закрепления на нем детали;
ш — угловая скорость вала.
При J0 > Jq момент Мг стремится повернуть ось вала в
первоначальное положение, т. е. критическая скорость повышается;
при J0 < Jq прогиб вала увеличивается — критическая скорость
понижается. В некоторых случаях может возникнуть обратная
прецессия, когда плоскость изогнутого вала будет вращаться со
326
Рис. 8.25. Расчетная схема вала с
прядильной камерой:
а — весомый вал без камеры и без блочка;
и — невесомый вал с прядильной камерой;
в — невесомый вал с блочком
скоростью ы в направлении,
противоположном вращению детали.
В этом случае гироскопнческий-
момент
М, = -(/о "I- J я) »2Ф (8-42а)
=Ф
«)
1 ''
-f4
Г
i)
действует в направлении изгиба
вала, уменьшая его критическую
скорость. Таким образом, критические частоты вращающегося
вала с закрепленными на нем роторами (деталями) не совпадают
с собственными частотами неподвижного вала. Расчеты
показывают, что если гироскопический эффект не учитывать, то ошибка
ориентировочно составляет 3—8%. Несовпадение центра тяжести
детали с точкой ее крепления на валу сильно влияет на
критические частоты вращающейся системы, и пренебрегать этим
фактором нельзя. При расчете на вибрацию ровничных веретен с
закрепленными на них рогульками надо иметь в виду, что при
постоянной длине веретена расстояние между опорами все время
изменяется. Кроме того, так как ветви рогульки расположены
в одной плоскости, за время одного оборота изменяются и
моменты инерции рогульки.
Рассмотрим приближенный метод расчета цилиндрического
вала формировочно-крутильного механизма машины БД-200-М69
пневмомеханического прядения. Вал расположен на двух
шариковых опорах; на свободных его концах закреплены камеры (чашка)
и блочок (см. рис. 8.15). Центры тяжести камеры и блочка не
совпадают с местами крепления этих деталей на валу. Расчетная
схема вращающейся системы формировочно-крутильного
механизма изображена на рис. 8.25. На вал действуют:
инерционные силы от распределенной массы вала;
силы инерции от камеры Рк и от блочка Р6, приложенные
в их центрах тяжести SK и S6:
Рк = —тяуя; Рб = —тб#б (8.43)
и моменты от этих сил
MH = Pvk1; M6 = P0k2
поперечное перемещение то-
вторые производные от этих
где тк и щ — массы камеры и блочка; ук и у§
чек SK и S6 от геометрической оси вала; ук и у^
перемещений.
Так как будем учитывать влияние только нормальных сил инер
ции,
У к = —»2г/к; у 6 = — cD&/6,
где ш — угловая скорость вала.
327
2,0
14
0,1
«Л
т
е,в
?.А
где J0
Рис. 8.26. Зависимость
коэффициента а от отношения ijl
Гиросколические моменты
камеры Мг.к и блочка Мг. б:
Мг. к = (/0 — Jq) фк(о2;
(8.44)
моменты инерции камеры и блочка относительно оси вращения
вала; J„ и"./' — моменты инерции камеры и блочка относительно поперечных
осей, проходящих через их центры тяжести; фк и фд — углы наклона вала в
точках крепления на нем камеры и блочка.
Для приближенного определения первой критической скорости
можно систему вал—камера—блочок разделить на три подсистемы:
1) с равномерно распределенной массой вала (рис. 8.25, а);
2) с невесомым валом, нагруженным силой инерции камеры Рк
и гироскопическим моментом камеры М1шК (рис. 8.25, б);
3) с невесомым валом, нагруженным силой инерции блочка
и гироскопическим моментом Мг,ь (рис. 8.25, в).
Тогда, если определить критические угловые скорости каждой
подсистемы сох, ш2 и со3, то общую критическую угловую
скорость (о0 вращающейся системы формировочно-крутильного
механизма можно приближенно найти по формуле (8.37). Будем
приближенно считать, что консоли вала одинаковы. В
технической литературе известно решение задачи об определении
собственных частот балки с равномерно распределенной массой, лежащей
на двух опорах, и с двумя одинаковыми консолями. Первую
критическую угловую скорость такого вала можно определить по
формуле
a2 -i/ EJ
1)1 ~~ т- У w
РЛ
«1
(8.45)
жесткость
1Х К ПО-
графику
где а — коэффициент, определяемый из графика (рис. 8.26); ЕЛ —
вала при изгибе; 21 — длина вала; тг — масса единицы вала.
В рассматриваемом случае отношение длины консоли
ловине длины вала / будет IJI — 0,33; тогда согласно
на рис. 8.26 а = 2,22.
Рассмотрим метод определения критической скорости
невесомого вала с закрепленной на нем камерой (см. рис. 8.25, б). Для
этого напишем уравнения, связывающие деформацию вала через
силы и моменты. На вал действует сила инерции камеры Рк,
момент от переноса силы Рк из точки Stt в точку / Мк = PKkx и
гироскопический момент Мг.к. Перемещение центра тяжести
камеры уг и угол ее поворота ц>к определяются уравнениями
= Ух + &i<Pk'> Фк
Ук
Фх
где г/! — деформация вала в месте присоединения камеры к валу (точка 1); фх —
угол поворота вала в точке /'; k1 — расстояние от места присоединения камеры
на валу 1 до ее центра тяжести SK.
328
Коэффициенты влияния als, bu, als и pis, характеризующие
«соответственно прогибы вала (аи и als) и углы поворота (Ьи и
pls) сечений вала в точке / (см. рис. 8.25) при приложении
единичной силы и единичного момента в точке S, определяются
уравнении ями
flis = «п + Ми'. «ь^Ки".
/>ls = frii + *iPn; Рь-Pn,
где a1JL и bu — коэффициенты влияния, характеризующие прогиб и угол иово-
рота вала в точке 1 от единичной силы, приложенной в той же точке; an и $ц —•
коэффициенты влияния, характеризующие.прогиб и угол поворота вала в точке 1
от единичного момента, приложенного в той же точке.
Тогда уравнения деформации будут иметь вид
Ух = ац^к - anMr. „; (8 4б)
Ф1 = ЬиРк - PlsMr. „
Как сила инерции Рк, так и гироскопический момент
камеры Мг у зависят от о2. Действительно, согласно
выражениям (8.43) и (8.44)
Рк = —mKorz/K и Мг. к = (/„ - Jq) Ф,<со2.
Примем, что при колебании вала перемещение его любой точки
происходит по закону
Ух = Уо cos ®t\ фх = ф0 cos at,
где г, и f о - максимальные значения прогиба и наклона в точке /
соответственно.
Дифференцируя 2 раза эти уравнения, получаем
Ух = —Ух^\ Ф1 = — Ф1»а-
Принимая во внимание эти выражения и систему
уравнений (8.46), находим
Ух = («и + *i«ii) mn {Ух + ^Фк) <»2 - an (Jo - ]я) Фк«2; (8 4у
ф1 = Фи + kihx) тк (Ух + й1фк) со2 - рц (J0 - J„) Фк»2-
Данные уравнения можно записать следующим образом:
Ух I1 - aumKw> - k&nm^) + <Pi [<hx (/„ - Jq) »2 - uuinji^ -
— к\аптк(л2] = 0;
у, (-bnmHv>* - АхРц/Пк©2) + Ф1 [ 1 + Ри (^о - J я) «3 -
— bumKki(<)2 — k\^nmKti)"] ■■= 0.
Для нахождения критических скоростей необходимо
приравнять определитель этих уравнений нулю. Введем следующие
обозначения:
,0
А = аптк + Мп/"к; В = а„ (/0 — Jq) — апт^ — k\anmK;
С = Ьптк -|- AipnmK; D -= ри (/<> - Jq) - bntnJn - ^Ри^к-
32У
Тогда определитель уравнений (8.48) будет иметь вид
1 - Лео2 В©2
- Ссо2 1 + Deo2
= 0. (8.50)
Раскрывая определитель (8.50), получим биквадратное
уравнение, решая которое, найдем критические скорости вала:
со2 (ВС - AD) + со2 (D - A) -f 1 = 0. (8.51)
В зависимости от значения величин, входящих в это
уравнение, получим один или два действительных корня, т. е. одну или
две критические угловые скорости. Если экваториальный момент
инерции Jq вращающейся детали меньше ее полярного момента
инерции ,/0, то существуют две критические скорости прямой
прецессии и две критические скорости обратной прецессии.
Коэффициенты влияния для рассматриваемого случая можно
вычислить по следующим формулам:
йи== т ' °11 = ап= ёж; ' ™ = 6ej • (°-az>
Значения 1Х и 12 ясны из рис. 8.25, a J0, Jq, mK и kx можно
вычислить по чертежам деталей или определить экспериментально.
Аналогично определяются критические угловые скорости
невесомого вала с закрепленным на нем блочком (рис. 8.25, в).
Приведем пример расчета на вибрацию крутилыю-формировочного
механизма машины БД-200-М69, имеющего следующие данные (см. рис. 8.15):
а) параметры вала: d = 10 мм: -; 40 мм; 21= 60 мм; /, ■--- 10 мм; П —
= 2,06-105 МПа;
б) параметры камеры (с запрессованной частью вала): Ju~~ 29-10 в кг-м2;
7„= 20- Ю-* кг-м2; /% ='7,03-10"2 кг; kt= 1,04 -10"2 м;
в) параметры блочка (с запрессованной частью вала): J'4 — 2,32 lO"6 кг-м2;
J'q-= 5,58 10-» кг-м2; т6 = 4,8-10-* кг; й2 = 1,36-10"2 м.
Сначала определим критическую угловую скорость вала со, с равномерно
распределенной массой тв по его длине.
Экваториальный момент инерции поперечного сечения вала при d = 10 мм
будет J = 0,05d* = 0,050,01* = 5-Ю"10 м4. Коэффициент в формуле (8.45)
а = 2,22.
Масса единицы длины вала т± = яй2р/4 (здесь р — плотность материала
вала; р= 7,69-10* кг/м3).
Подставляя эти данные в формулу (8.45), получаем
/ч 2,222 -[/" 2,06-1Q4-5-lQ-io-4-9,81 7Л ялп _.
^-WWV 3,14.0.012-7,69.10* ^7080° С '
Для определения ш2 и ш3 необходимо прежде всего вычислить коэффи
циенты влияния по формулам (8.52). Они составляют аы = 1,62-Ю-8 м/Н
Ьц = а-и~ 1,78-10~в 1/Н; р\х = 2,26- Ю-4 1/мН. Подставляя найденные зна
чения в выражения (8.49), получим для второй подсистемы
А = 1,62-10-8-7,03- Ю-2 + 1,64- Ю-2-1,78-10-"-7,03- Ю"2 ^ 31,9- Ю^10 с2;
В = 1,78- 10~6 (29- ИГ0 — 20- 10'e) — 1,62-10~8-7,03-10"2-1,64- 10~2 --
330
— (1,64-10~2)21,78-10-0.7,03-10~2 = -36,3- Ю"12 с2-ы;
С = 1,78- Ю-е-7,03-10~2 + 1,64-10~2-7,03-10-2-2,26-10~4 = 38,57- Ю"8 с2/м;
D = 2,26-10^* (29-10 в — 20- Ю"6) — 1,78-10""-7,03-10~2-1,64-10"2 —
— (1,04-10-2)8.2,26- КГ4-7,03- КГ" --= -42,9- Ю"1» с2.
Если подставим полученные значения в уравнение (8.51), то получим
ш| [—36,3-10-12-38,57- Ю-8 — 31,9-10~10 (—42,9- Ю"10)] +
+ ч>% [—42,9- Ю-10 — 31,9- 10-i°J +1=0.
Решая данное уравнение, находим
ш2= 11620 с"1.
При определении критической скорости для третьей подсистемы
аналогично вычислим новые значения коэффициентов А, В, С и D. Далее по
уравнению (8.5!) найдем
щ= 12 470 с"1.
Если значения ш1, ш2 и w3 подставим в уравнение (8.37), то получим
ю2 70 8002 г !1о202 ' 12 4702 '
Тогда общая критическая угловая скорость вала с камерой и блочком будет
со0 = 8440 с"1 или п0 = 80 600 мин-1. Если бы не учитывали массу пала, то
получили бы шв = 8500 с-1.
Так как у формировочно-крутильных механизмов первая критическая
частота выше рабочей частоты, метод Дункерлея дает заниженные значения
критической частоты и «р < 0,7п1Кр, данная конструкция механизма может
работать при частотах вращения пр <: 60 000 об/мин.
Реакции в опорах вала формировочно-крутильного механизма
можно определить из рассмотрения условий равновесия вала под
действием приложенных нагрузок при работе механизма. Так
как при определении реакций в опорах следует рассматривать
вынужденные колебания, то при расчетах необходимо знать
эксцентриситеты центров тяжести камеры и блочка относительно
геометрической оси вала. Величины Рк, Р(>, Мг. к и Мг. 6 зависят от
угловой скорости вала со, поэтому реакции R\ и R2 в опорах вала
будут также зависеть от со. Кроме того, на реакции будут влиять
точность балансировки всей вращающейся системы.
На рис. 8.27, а изображены диаграммы изменения реакций
в опорах вала формировочно-крутильного механизма при
обычной (жесткой) посадке его в корпус прядильного блока при
различных частотах вращения и неодинаковой сбалансированности
вращающейся системы [45]. Как видно из рисунка, при частоте
вращения 45 000 мин^1 и дебалансе 12 мг реакция в опорах
составляет 320 Н. При установке подшипниковой сборочной
единицы в корпус прядильного устройства через втулку с
амортизатором (резиновой втулкой) (рис. 8.27, б) значительно
уменьшаются давления в опорах. Даже при дебалансе 30 мг и частоте
вращения 55 000 мин-1 реакция составляет только 30 Н и опора
может устойчиво работать при п ~ 60 000 мин"1.
331
R,H
300
ISO
гго
tso
no
100
60
20
ОМГ.
/2Af>-
/
J
v/
/s
4
I
\ \
\^K
Pile. 8.27. Диаграммы
изменения реакций в опорах вала фор-
мировочно-крутильного
механизма при посадке:
а — жесткой; б — упругой
SO
ЗОНГ
пмг
ОМГ
fr-l
-—^2
о to го зо tt-on/щ мин'1 о W га -зо ып/го^мин
*)
6)
Приближенные методы определения критических угловых
скоростей шпинделей переменного сечения. Современные шпиндели
кольцепрядильных и кольцекрутильных веретен имеют сложную
форму и располагаются на упругих опорах. На шпинделях
веретен закреплены также шпули или патроны с намотанной на них
пряжей (нитью). Все это затрудняет точное определение
критических угловых скоростей шпинделей.
Различные способы приближенного нахождения критических
угловых скоростей шпинделей переменного сечения,
расположенных в жестких опорах, предложили А. П. Малышев, А. И.
Макаров, М. Я. Кушуль, Я. И. Коритысский и др. Методы первых двух
авторов хотя и просты, но не учитывают моментов от сил инерции
паковки и позволяют определить только первую критическую
скорость. Методы М. Я- Кушуль (замена шпинделя переменного
сечения ступенчатым, применение функций А. Н. Крылова) и
Я- И. Коритысского (применение краевых интегральных
уравнений) дают более точные значения первой и второй критических
скоростей.
Рассмотрим приближенный метод определения критических
угловых скоростей шпинделей современных кольцепрядильных
веретен. Как уже изложено раньше, у всех шпинделей
кольцепрядильных и кольцекрутильных веретен хвост веретена имеет
вид усеченного конуса, консоль же выполняется в виде двух
усеченных конусов (уточное веретено под шпулю), одного конуса
с насаженным на нем алюминиевым насадком (основное веретено)
или в виде цилиндра (крутильное веретено).
Рассмотрим сначала расчет критической угловой скорости
шпинделя уточного веретена, имеющего сравнительно небольшую
3,32
22/
Я
30 mini
<ЬЬ-,551£0,01
*№&!!
-?-
137тах
■»|
30
308,5
Рис. 8.28 Шпиндель уточного веретена
паковку пряжи (рис. 8.28). Исследованием установлено, что
блочок с колоколом уточного веретена, ввиду близости места его
крепления на шпинделе при жестких опорах, существенного
влияния на его вибрацию не оказывает. Кроме того, введем ряд
упрощений по форме шпинделя и будем считать, что шпиндель состоит
из двух конусов, соприкасающихся один с другим большими
основаниями (рис. 8.29), с таким же расположением опор и с такими же
длинами хвоста и консоли, какие имеет действительный шпиндель.
Такая схема вполне допустима, а применение ее значительно
облегчает расчеты. Для правильности расчета необходимо диаметры
оснований усеченных конусов приблизить к диаметрам
действительного шпинделя. Дополним усеченный конус АВ до полного
конуса АВОх и выберем начало координат в вершине 0Х этого
конуса. Консольный усеченный конус ВС также дополним до
полного конуса ВС02 и выберем начало координат в его вершине 02.
Тогда текущие диаметры конусов АВОх и ВС02 можно
определить из следующих формул:
о'дГ' == kxxx и dXl = k2x2,
где кг и k2 — коэффициенты: kx = (d2 — d^la, k2 = (d9 — d^lb (здесь da
и d3 — диаметры больших оснований конусов АВ и ВС; dt и й4 — диаметры
малых оснований конусов АВ и ВС; а и b — высоты конусов АВ к ВС); х± и
#2 — текущие координаты.
Рис. 8.29. Расчетная, схема уточного веретена
333
Если ввести обозначения их = djd2 ик8 = djd3, то высоты къ
/j и h2, /2 полных АВОх и ВС02 и дополнительных 0хЛ и 02В
конусов будут составлять
/i] -= й/(1 — Wx); ft, = bl{\ — «;); /х = a«j/(l — их); /2 = /ш2/(1 — м2).
(8.53)
Экваториальные моменты инерции поперечного сечения
конусов для текущих значений диаметров dXl и dX2
JXl = 0,05tf*?; /„ = 0,05^4-
Условимся считать, что шпиндель является невесомым, а на
свободном его конце приложены сила Р или момент М. Тогда
изгибающие моменты при приложении силы Р будут иметь вид:
а) для участка АВ
M1 = P{br1-,rbx1/a); (8.54)
где гх — 1 — htla = —utl{\ — их);
б) для участка ВС
М2 = Р(х2 + гф), (8.54а)
где г2 = —и2/(1 — и2).
Уравнения упругой линии имеют вид:
а для участка АВ
б) для участка ВС
р I гф , 1
d + ^-)- ^^
0,05й|£ ч лй
Последовательно дважды интегрируя эти выражения, получим
четыре уравнения с четырьмя постоянными Сх, С2, С3 и С4,
которые определим из граничных условий:
1) при хх = 4 г/i = 0;
2) при хг = fti У\ = 0;
3) при х2 =h2 y2 = 0;
4) при л;2 = h2, хг = hlt ух = — у2.
Таким образом можно получить уравнения для определения
угла наклона и прогиба вала. Подставляя в них Р = 1 и М = 1,
найдем коэффициенты влияния, характеризующие прогиб и угол
наклона на свободном конце консоли от единичной силы:
Ь2 1
ttn = 0,05ft*£as ^° + 0,05fe|£6 B"'
/ 2 (8,56)
11 0,05fe|£62 °° 0,05й*£а3 °'
где
_ (1— Mi)(3m? — и! — Зцх+ 1). __ (1—м2) (3»| — п1 — 3»2 + 1).
8 з^ ' D° — з172
(8.56а)
(l-«g)*(3ui-
6ы1
334
Р«с. 8.30. Схема сил, действующих
на шпиндель веретена от шпули
Проделав аналогичные расчеты при приложении на свободном
конце шпинделя момента М = 1, получим уравнения для
определения коэффициентов влияния au и ри:
au = bn;
1
Hl1 ~ 0,05й|£63 L 3«1 J 0,05fe4£a3 Л°- ^°,J^
Если бы опоры шпинделя были жесткими, то для веретена без
шпули критическая скорость определялась бы по формуле
»кр = ^l/Kl/Ппр)» (8-58)
где /иПр — масса шпинделя, приведенная к свободному концу его консоли.
По исследованиям Я- И. Коритысского
mnp = 0,313m, (8.59)
где т — масса консольной части шпинделя без блочка с колоколом.
При наличии шпули на шпиндель действуют дополнительные
нагрузки. Жесткость шпули в 4—5 раз больше средней жесткости
верхней части шпинделя, поэтому ее можно считать твердым не-
деформирующим телом. Проведенные ВНИИЛтекмашем
исследования показали, что из-за мягкости дерева, а также частых
надеваний и съема шпули на шпиндель веретена, верхняя часть ее
не может обеспечить идеальной заделки, а имеющиеся внизу
небольшие зазоры обычно выбираются из-за неточности
изготовления и деформации шпинделя. Поэтому при расчете критической
угловой скорости можно считать, что шпуля вверху и внизу
опирается на шпиндель и в верхнем сечении не создается момента.
Тогда, учитывая центробежную силу Рш, возникающую от
неуравновешенности шпули, а также гироскопический момент Мщ
шпули, приложенные в ее центре тяжести (рис. 8.30), можно
приближенно определить силу Ръ приложенную к верхней части
шпинделя веретена от действия на него шпули. Силой Р2,
приложенной вблизи верхней опоры веретена, из-за малого влияния
ее на критическую угловую скорость пренебрегаем. Тогда
приближенно влияние шпули можно учесть добавочной массой,
приведенной к верхнему концу шпинделя веретена [10]:
m'nv w 0,324тш, (8.60)
где тт — масса шпули с пряжей.
Тогда критическую угловую скорость шпинделя веретена с
паковкой можно определить по формуле (8.58), прибавив к
приведенной массе шпинделя m„v приведенную массу от шпули т'пр.
Так можно определять критическую угловую скорость веретена
335
Рас. 8.31. Расчетная схема
шпинделя веретена:
а — общая схема; б — на жестких
опорах; в — на упругой опоре А
с жесткой и сферической
втулкой. Для
приближенного определения первой
критической скорости
кольцепрядильных и коль-
цекрутильных веретен с упругой втулкой был разработай
следующий метод.Так как верхний подшипник зажат во втулке, а
нижняя опора перемещается за счет деформации нижней части втулки,
можно условно считать, что нижняя часть шпинделя расположена
в упругой опоре, жесткость которой равна приведенной жесткости
втулки. Тогда расчетную схему (рис. 8.31, а) можно заменить
двумя схемами, одна из которых имеет упругий весомый шпиндель,
расположенный на жестких опорах (рис. 8.31, б), вторая же —
жесткий невесомый шпиндель, расположенный на верхней
жесткой опоре и на упругой нижней (рис. 8.31, в). Расчет упругого
шпинделя уточного веретена, расположенного на двух жестких
опорах, уже был рассмотрен. В частности, были определены
коэффициенты влияния ап, Ьп, ап и (Зп.
При наличии нижней упругой опоры дополнительно появятся
коэффициенты влияния а'п, Ь'и, а'ц и (3;ь которые следует
определить. Приложим к свободному концу шпинделя сначала
единичную силу Р = 1, а затем единичный момент М = 1. Так как
шпиндель жесткий, а опора упругая, шпиндель займет положение
AxCi. При приложении силы Р = 1 в точке С в опоре А возникает
реакция RA = bla, при приложении единичного момента
реакция в опоре А — R'a — На. Пусть коэффициент жесткости опоры А
известен и равен цА. Тогда деформации опоры А от единичной силы
и единичного момента будут
уД = —ЬЦа^л); уЛА = \1(аиА).
Из треугольников ABAt и СВС^ получим следующие
значения добавочных коэффициентов влияния от упругости опор:
оп^1г/(цЛа'); Ьп^=ап^=Ь/(ила2); pn = 1/(пАа2). (8.61)
Для определения критической угловой скорости уточного
веретена с упругой втулкой можно воспользоваться формулой (8.58),
подставив вместо а±1 суммарный коэффициент влияния
йп об =йц -\- flu-
Рассмотрим пример определения первой критической угловой скорости
уточного веретена, имеющего форму шпинделя (см. рис. 8.29). Заданы размеры
шпинделя: «= 126 мм; Ъ— 180 мм; d, = 4,5 мм; d2 = 7,8 мм; d3 = 4,1 мм;
di = 8,65 мм; модуль упругости материала шпинделя £ = 2,06-Ю5 МПа, его
плотность р= 7,69-!04 кг/мя, масса консольной части шпинделя tn = 0,047 кг,
336
Определяем приведенную к точке С массу шпинделя по формуле (8.59)-
тар = 0,313/и = 0,313-0,047 = 0,01498 кг.
Вычислим коэффициент влияния аг1 по первому уравнению системы (8.56):
. 7,8 — 4,5 . .„.. , 8,65 — 4,1 п пПСО
1 = 126 = 2 = 180 = °'0253:
Т8- = °,577'"2:=-8Тб5
0,182
«1 = ~г = 0,577; и2 = -^- =- 0,474;
X
X
11 0,05-0,02644-2,06-10u-0,126
(1 — 0,557) (3-0.5772 —0.5773 — 3-0,577+ 1)
3-0,577
+ I X
r 0,05-0,02534-2,06-10u-0,18
х (1-0.474)(3-й.4742-04743-3.0.474+1) =0>132,10-, м/н.
3-0,474
Для шпинделя на жестких опорах по формуле (8.58) получим
1 / 1 -м 1
Мкр = V 0,132-10-3-0,01498^/И ° •
Экспериментальные исследования показали, что критическая угловая
скорость такого веретена около 706 с-1. Определим критическую угловую скорость
шпинделя веретена со шпулей с намотанной на ней пряжей. Масса шпули с
пряжей 5,1 ■ Ю-2 кг. Дополнительная масса, приведенная к свободному концу
шпинделя, согласно формуле (8.60)
т'пр = 0,324-5,ПО"2 = 1,652-10"2 кг.
Общая приведенная масса от шпинделя и шпули
"*пр. об= 1.498-10~2+ 1,652-10-2 = 3,15-Ю-2 кг.
Критическая угловая скорость веретена со шпулей и пряжей
WkP = \ 0,132- Ю-з-3,15.10-2 ~ 49! С_1-
Экспериментальные исследования показали, что первая критическая
угловая скорость такого веретена шкр = 471 с-1.
Для современных веретен с упругой втулкой следует учитывать
податливость нижней опоры. Пусть коэффициент жесткости опоры Л щ = 9000 Н/м.
Тогда, согласно уравнению (8.61) дополнительный коэффициент влияния от
податливости нижней части втулки
п 182
"» = 90000,1262 -^-ННм/Н.
Общий коэффициент влияния шпинделя веретена
Оц об = 0,132- Ю-8 + 0,226-Ю"3 = 0,358-10~8 м/Н.
Критическую угловую скорость шпинделя веретена без шпули определим
по уравнению (8.58):
ШкР ~ У 0,358-Ю-3-0,01498 ~ 432 °~
337
Критическая скорость шпинделя веретена со шпулей и пряжей
СОкр _ V lU58-l(r3-3,15.10-2 ~ 298 С'К
Таким образом, применение упругой втулки снижает критическую угловую
скорость веретена.
Анализ проведенных расчетов показывает, что увеличение
массы шпинделя и шпули, наличие упругой втулки, увеличение
общей длины шпинделя и консольной его части, а также
уменьшение диаметра большего конуса шпинделя и увеличение диаметра
на свободном его конце уменьшают критическую угловую скорость
веретена.
Расчет на вибрацию веретен с насадками типа ВН. Для
современных прядильных веретен с насадками или крутильных веретен
тяжелого типа, имеющих большие паковки и.повышенные частоты
вращения, знание только критических угловых скоростей
является недостаточным. Высокая надежность в работе веретен с
насадками обеспечивается только в том случае, когда в зоне рабочих
скоростей шпиндели имеют малые амплитуды колебания, а
возникающие при этом рекции в опорах имеют небольшую величину.
Определение амплитуд колебаний шпинделя и реакций в опорах
веретена связано с исследованием его вынужденных
колебаний.
В общем случае задачу о вынужденных колебаниях шпинделя
необходимо решать с учетом пространственно-изогнутого
шпинделя, вращающегося в упругоподатливых опорах. Ввиду большой
трудности нахождения действительной формы упругой линии
шпинделя, зависящей от материала и точности его изготовления,
часто принимают, что изгиб шпинделя происходит в одной
плоскости. В дальнейшем предполагается, что эксцентриситеты
сечений шпинделя располагаются в одной плоскости. Вынужденные
колебания рассматриваются на примере веретена с укороченным
шпинделем и с алюминиевой насадкой и упругой втулкой (см.
рис. 8.12). Для такого веретена жесткость хвоста шпинделя
значительно меньше жесткости верхней части, где располагается
блочок с колоколом и алюминиевая насадка. Например, у
шпинделей веретен типа ВН жесткость на изгиб (EJ) верхней части
насадки более чем в 10 раз выше жесткости цилиндрической части,
где помещается роликоподшипник. Поэтому можно считать, что
основная часть деформации шпинделя происходит за счет
деформации той его части, которая расположена ниже плоскости
запрессовки колокола.
На рис. 8.32 изображена упрощенная схема шпинделя веретена
с насадкой (хвост АВ и свободная консольная часть шпинделя ВС).
Такой шпиндель принято называть полужестким. Ввиду
небольшой длины свободной консольной части шпинделя будем считать
ее цилиндрической. В центре тяжести S насадки с блочком и за-
338
Рис. 8.32. Упрощенная схема шпинделя веретена с металлической насадкой
(тип ВН)
прессованной части шпинделя приложены силы инерции РИ и
гироскопический момент Мг:
РИ = т^ (ys + е); Мг = (/„ - Jq) «р.со*. (8.62)
где т — общая масса насадки, запрессованной части шпинделя и блочка с
колоколом; со — угловая скорость шпинделя; ys — перемещение центра тяжести S;
е — эксцентриситет центра тяжести S; /„ — момент инерции масс насадки,
запрессованной части шпинделя и блочка с колоколом относительно оси
вращения; Jq — момент инерции тек же масс относительно поперечной оси,
проходящей через центр тяжести Л,- ф„. — угол поворота сечения шпинделя,
проходящего через точку S.
При со < соК)1 в уравнении (8.62) перед е надо принимать
знак плюс, при ш > юкр минус.
Напишем уравнения деформации:
у1 = апГП^У! + «is 0бтС°2 (Уз + в) — К11 05 (Л — Jq) Vl®*'' (8-63)
<Pi = bnrth(xryx + bls O6mco2 (ys -f e) — pu o6 (J0 - Jq) Ф1»2.
где mx — приведенная к точке 1 масса хвоста АВ и консоли ВС; ух —
деформация шпинделя в точке /; «1S и bls — коэффициенты влияния в точке 1 от
единичной силы, приложенной в точке S; срх = cpis — угол поворота сечения
шпинделя в месте закрепления на нем блочка; ano(l, £110б. ацоб> Рпоб —
коэффициенты влияния в точке 1 от единичных сил и моментов, приложенных в той же
точке с учетом упругой опоры.
Коэффициенты влияния ап и Ьи в точке / от нагрузок,
приложенных в точке S, определяются по формулам
flls 00 = а11 об + &*11 об! Ьи 06 = Ьп об + /фи об, (8.64)
где k — расстояние от центра тяжести S до точки /.
Перемещение центра тяжести ys определяется по формуле
ys = г/i + k(fL.
Рассмотрим шпиндель с насадкой на жестких опорах.
Уравнения упругой линии на участке АВ (см. рис. 8.31) будут такие же,
как у гибкого уточного шпинделя с жесткими опорами
[уравнения (8.55)). Для участка ВС эти выражения будут иметь другой
вид. Если выбрать начало координат в точке С, то при
приложении в ней силы Р и момента М изгибающие моменты на участке ВС
будут соответственно
М.,Р^Рх2; (8.65) МШ=М. (8.65а)
339
Аналогичным образом, как это было сделано при определении
коэффициентов влияния для двухконусного шпинделя,
расположенного на двух жестких опорах, найдем коэффициенты влияния
для полужесткого шпинделя:
О' д
flu -~
bs
0,05k\Ea? " i 0,15£4 '
bn = «и = - 0,05^£ав Л« ~ ~ШаТJ (8'66)
I И ~— П ПЬЫРпЗ А,
ь
0,05k\Ea3 ° 0.05Щ
4 >
где k1 = (di — d^ja (см. рис. 8.32); [значение А0 "вычисляется по первому
уравнению (8.56а).
Введем обозначения постоянных величин системы (8.63):
А = апт1 + /гаит -{- апт\
В — kaum-\~ k-anm— au(Jn —Jqy, (8.67)
С — buTHi -\- kfinm -|- ftnm;
D — £frum -1- /e2f?nm — pu (/„ — J?).
Сделав некоторые преобразования в уравнениях (8.63),
получим два уравнения:
[Ло>2 — (AD — ВС) to1] e
У\
(AD — ВС) at* —(A +D)<b2+ 1 '
ф1 ' (/Ш — ВС) to4 — (А + D) со2 + 1 " (8'68)
Из этих уравнений можно определить амплитуды колебаний и
углы поворота шпинделя в сечении / (см. рис. 8.32). Для
нахождения амплитуд колебания центра тяжести S и верхнего конца
насадки Е необходимо к полученным значениям ух прибавить
соответственно kepi или 10(р1. Если приравнять знаменатель
уравнений (8.68) нулю, т. е. допустить, что ух и q>x являются бесконечно
большими величинами, то можно вычислить критическую
угловую скорость веретена, решив биквадратное уравнение
(Л£> - ВС) со4 - (Л + D) со2 + 1 =0. (8.69)
Коэффициенты а'п, Ь[и а'п и $'п жесткого шпинделя с упругой
нижней опорой, расположенной в точке А, вычисляют
следующим образом. Разделим условно действительный шпиндель
веретена с насадкой на два фиктивных шпинделя (рис. 8.33): один —
упругий шпиндель, расположенный на жестких опорах
(рис. 8.33, б), другой — жесткий невесомый шпиндель, у
которого нижняя опора — упругая, а верхняя — жесткая (рис. 8.33,в).
340
^^^
')
Рис. 8.33. Расчетная схема шпинделя веретена с металлической насадкой:
а — действительный шпиндель на упругой опоре А; б — упругий шпиндель на жестких
опорах; в — жесткий шпиндель на упругой опоре А
Приложим к точке S жесткого невесомого шпинделя единичную
силу Р1 и единичный момент Мх (рис. 8.33, в). Тогда шпиндель
повернется около верхней опоры и займет положение AxBSt.
Из рассмотрения треугольника ААХВ и SStB получим
зависимость дуги SSjt от дуги ААХ. Пусть приведенный коэффициент
жесткости опоры А равен \iA. Проведя вычисления, как это
делали при рассмотрении вибрации шпинделя уточного веретена,
получим коэффициенты влияния перемещения точки S от
податливости нижней опоры А:
а„ =
(Ь + kf
цла2
К
^Аа
IV
цла2
(8.70)
Приведенный коэффициент жесткости нижней опоры шпинделя
зависит от типоразмеров и конструкции веретена и определяется
экспериментально. Опыты показывают, что жесткость нижнего
конца втулки во время работы веретена зависит как от
деформации самой втулки, так и от сопротивления масла, заполняющего
полости спиральной пружины. Коэффициенты влияния в точке /
шпинделя от упругости нижней опоры от единичной силы и
единичного момента, приложенных в точке S,
а и
Ь (Ь -|- k)
b[s-=
W
----= «Is
Pis =^
W
(8.71
Общие коэффициенты влияния, характеризующие прогибы и
углы поворота шпинделя в точке /, с учетом упругости шпинделя
\'Л 1
и опоры А при приложении единичных сил и моментов в точке 5
будут равны
п - - i \b(b + k) , h + k
"li об — "u i —ji . Ju об = an of,r— wu -г ~7Г7^" '
"A llAU
IV,fi = (V!^- (fi.72)
Подставив в выражения (8.67) вместо ап, bn, au и рц
соответствующие значения а110б, Ь110б, а110б и р\10б, найдем новые
значения постоянных А, В, С и D. Далее по уравнению (8.69) найдем
критические угловые скорости шпинделя веретена с насадкой.
Рабочие угловые скорости веретена выбираем вне зон критических
угловых скоростей.
Так как приведенная к точке / масса части шпинделя веретена
незначительна по сравнению с массой насадки; колокола, блочка
и запрессованной части шпинделя, то в дальнейших расчетах ее
учитывать не будем. Также не учитываем подвижную массу
нижней втулки ниже спирального паза, ввиду того, что она
значительно меньше общей массы шпинделя веретена, особенно с
паковкой.
Вычислим критическую скорость перетона BH-28-G3. Размеры шпинделя
следующие (см. рис. 8.32): «= 140 мм; Ь = 18 мм; dx = 5,5 мм; d2 — 9 мм;
d3= 9,2 мм. При этих размерах «t = _|ijL=0,611; kx= 9'°~5'5 =0,025.
Модуль упругости шпинделя при изгибе Е = 2,06-105 МПа. Тогда согласно
первому уравнению (8.56а) получаем
А, = (1-0.6П) (3-0.6Ц»-3-0,бП-0,611»+1) _
о 3-0,611 ~ ь ш •
Вычислим сначала критическую скорость веретена без учета упругости
втулки (на двух жестких опорах). Определим коэффициенты влияния а1Ъ Ь1Ъ
«и и р\х по формулам (8.66)
= 0.0182-1,249- КГ* Q.Q183
11 0,05-0,025*-20,6-Ю10-0,143 + 0,15-20,6-1010-0,0924 -0'3834'10 'м/н>'
Ьц = «ц = 2,202-1 (Г6 1/Н; (5ц = 1,342-ИГ» 1/Н-м.
Рассмотрим сначала шпиндель веретена без паковки. Масса шпинделя, без
хвоста 0,39 кг. Моменты инерции шпинделя без хвоста (насадка, блочок с
колоколом и запрессованная часть шпинделя)
А> = 4,2- Ю"6 кг-м2; Jq = 2,53- Ю"3 кг-м2.
Расстояние центра тяжести шпинделя без хвоста до места его заделки в блочке
колокола k= 6,17 мм. Приведенную массу хвоста консольной части шпинделя
веретена ввиду ее малости по сравнению с массой насадки с блочком и
запрессованной части шпинделя учитывать не будем. Коэффициенты А, В, С и D
определим по уравнениям (8.67):
А = 3,837-Ю"7-0,39 + 6,17-l0"2-2,202-10-5-0,39 = 6,66-10"7 с2;
В =9,592-1<Г8 с2-м; С = 4-10-в с2/м; D = 5,816- 10~в с2.
342
Подставляя эти величины в уравнение (8.69), получаем
2,852- 1<Г14<в4 — 6,482- 1()-«<й» +1=0-
Решая данное уравнение, найдем два корня: g>j = 393 с-1; ш2 = 15 060 С"1.
Итак, первая критическая частота вращения
niKp = 30-393/я » 3754 мин"1.
При расчете критической частоты вращения веретена с паковкой масса
т= 0,543 кг; J0= 9,61 -lO"5 кг-м2; Jq = 4,31-10-» кг-м2; ft = 83 мм и
критическая угловая скорость определится из уравнения
6,697- 10-14а>4 — 1,2711 - Ю-в(й2 +1=0.
Корни этого уравнения м1=283 с-1; «a = 13 760 с-1. Первая
критическая частота вращения п1Кр = 30-283/3,14= 2710 мнн-1.
В лаборатории кафедры проектирования текстильных машин МТИ были
проведены опыты по исследованию вибрации веретена ВН-28-63 с
запрессованной на среднюю часть втулки алюминиевой гильзой, которая не давала втулке
деформироваться, т. е. с жесткими опорами. Первая критическая частота
вращения без паковки составила около 3500 мин-1, с паковкой — 2600 мин-1. Таким
образом, теоретические значения критических частот вращения близки к
экспериментальным.
Для определения критической частоты вращения веретен, имеющих втулку
со спиральным пазом, следует прежде всего найти по уравнениям (8.72)
коэффициенты влияния, учитывающие упругость шпинделя и податливость
нижнего конца втулки. По опытам кафедры проектирования текстильных машин
МТИ приведенный коэффициент жесткости втулки со спиральным пазом
веретена ВН-28-63 равен 7110 Н/м. Тогда коэффициенты влияния согласно
уравнениям (8.72)
(Jit„б = 1.069- Ю"7 м/Н; Ьц оГ) = аа ой = 5,94- Ю-6 1/Н,
01106 = 8,52-Ю-3 1/м-Н.
Подставив эти значения в уравнения (8.67), получаем для веретена без
паковки
А = 1,81-Ю-5 с2; В = 2,5956- 10~в с2-м; С = 4,281- Ю'4 с2/м;
D = 4,7628-10~5 с2.
Уравнение частот согласно (8.69) будет иметь вид
—2,493- Ю-10о)4 — 6,5728- Ю-6»2 +1=0,
откуда получим только одну критическую угловую скорость
«кр = 120 с-1, или якр = 1145 мин-1.
По опытам, первая критическая частота вращения веретен
ВН-28-63 без паковки колеблется в пределах 1000—1100 мин-1.
При расчете критической частоты вращения шпинделя веретена
ВН-28-63 с паковкой было найдено, что пкр = 640 мин-1, т. е.
ниже, чем без паковки. Экспериментальные исследования
показали, что веретено ВН-28-63 с паковкой * имеет 'критическую
частоту около 700—800 мин-1. Исследования также показали, что
втулки у веретен одного типа имеют "различную податливость,
следовательно, и различные значения критических частот _враще-
ния. С увеличением жесткости втулки критические частоты
возрастают. Более точные методы"расчета полужестких шпинделей на
343
упругих опорах с учетом приведенной массы нижнего конца втулки
веретена приведены в работах Я. И. Коритысского [10, 11].
В динамическом отношении втулки веретен со
спиралеобразным пазом подобны раздельным опорам шпинделя веретена,
причем верхняя опора неподвижна, а нижняя массой пц —
подвижная. Приведенную к подпятнику массу полураздельной опоры
и жесткость ее определяют экспериментально для каждого
отдельного типа веретен. Для этого сначала находят приведенный
к подпятнику коэффициент жесткости k0, а также собственную
частоту колебаний полураздельной опоры ю0. Затем вычисляют массу
полураздельной опоры т0, поперечный момент инерции этой
опоры ./„ и эквивалентную жесткость упруго подвешенной
втулки ku,,:
/н0 ^/V(o<>; J»~^m0a2', ка.ъ±=к0>г, (8.73)
где а — расстояние между опорами втулки.
Для веретен типа ВН с полужестким шпинделем и с втулкой
со спиралеобразным пазом для определения критических
угловых скоростей рекомендуется пользоваться следующим
уравнением:
».'/„ (J0 — J4) АЧ>К -)- {./„ [апт - (/„ — Jq) a2,J —
- т (Jо - Jq) [а2-Д - 2/2а12 - f a,, + kB. ЭД2] I oj4 -f
-I-- {J0 — Jq — mil — JB — kB.s [man — (J0 — Jq) a22}\ a>2 -f kB. э = 0.
(8.74)
где т — общая масса насадки, запрессованной части шпинделя и блочка с
колоколом; А2 = апа22 — 0\2, ^ч — расстояние от верхней опоры до центра
тяжести насадки, запрессованной части шпинделя и блочка с колоколом; а,., а12,
а22 — коэффициенты влияния.
Остальные величины такие же, как и в формулах (8.62) и (8.66),
их значения были приведены раньше. В том случае, как это
бывает во многих кольцепрядильных веретенах, когда можно
допустить, что тс С т и /в <^ /„, в формуле (8.74) можно считать
Уп = 0.
Тогда
{—m (/0 — Jq) [022/2 — 2/2£/i2 + яц + К. 3А2]) со4 4-
+ \h -Jq- mil - К. э [тап - (J, - Jq) a2i}\ со2 + К., = 0. (8.74а)
Получили биквадратное уравнение, у которого имеется один
или два корпя. Таким образом, в рассматриваемом случае
возможно появление у шпинделя веретена с насадкой одной пли
двух критических угловых скоростей.
Экспериментальные исследования веретен типа ВН-28-63
с втулками со спиралеобразными пазами на вибрацию показали,
что эти^веретена имеют вторую критическую угловую скорость,
близкую к критической угловой скорости веретен с жесткими
314
опорами. Следует также отметить, что амплитуда колебания
верхнего конца шпинделя веретена в зоне второй критической угловой
скорости значительно больше, чем в зоне первой. Аналогичные
явления наблюдались при испытании веретен других типов,
имеющих втулки со спиралеобразным пазом [11].
Большое значение для обеспечения надежности веретен имеют
реакции в опорах. Чем они меньше, тем выше срок службы
веретена. При определении реакции в опорах веретена следует
учитывать силу инерции и гироскопический момент
Ри = mcfl2#s; Мг = (/0 — Jq) ф1«2,
приложенные в центре тяжести вращающейся системы насадка —
блочок с колоколом — запрессованная часть шпинделя, а при
наличии паковки и ее массу.
Общее перемещение центра тяжести S вращающейся системы
ys = У1 -\- /гф1 ± е,
где ух — перемещение точки / шпинделя (см. рис. 8.32); k — расстояние от цен
тра тяжести S до точки 1; <pt — угол поворота шпинделя в месте закрепления
на нем блочка (точка 1); е — эксцентриситет центра тяжести вращающейся
системы (знак «-(-» берется прн со < сокр, знак «—» при со > сокр).
Значения ух и ф1 определяются из уравнений (8.68).
Уравнения равновесия шпинделя веретена с насадкой имеют
вид (см. рис. 8.32)
Ри ф + к) - R-ui - Afr -= 0; (S.75)
Ри (я -1- k + к) - Ryu -Mr - 0.
Из этих уравнений получаем реакцию в верхней и нижней
опорах соответственно:
Ri = [Ри (a + b + k)- Mr]/a; (8.76)
#2 = [Ри Ф + к)- ММа. (8.76а)
Анализ данных уравнений показывает, что реакция в верхней
опоре веретена значительно больше, чем в нижней. Максималь-
ноезначениереакции имеют в зоне критических угловых скоростей,
т. е. при г/х = со и <р3 = со. Расчеты и опыты показывают, что
реакции в опорах веретена при применении упругой втулки
значительно уменьшаются по сравнению с жесткой втулкой;
например, реакция в верхней (роликовой) опоре веретена ВНТ-28-63
без паковки при рабочих частотах вращения 10 000—12 000 мин-1
не превышает 3,5 Н, в то время, как при жесткой втулке она
составляет около 9 Н.
Амплитуды колебания шпинделей. Согласно ГОСТ 160—74
амплитуды колебаний шпинделей веретен кольцевых прядильных
и крутильных машин без нагрузки при максимальных частотах
345
Рис, 8.34. Схема движения невесомого
шпинделя с эксцентрично закрепленной
массой на свободном конце
вращения иа расстоянии 10—
15 мм от верха (для веретен без
наконечника) и 10—15 мм ниже
наконечника (для веретен с нако-
% нечником) не должны
превышать 0,15 мм для веретен с
блочком диаметром до 32 мм
включительно; 0,25 мм для веретен
^х с блочком диаметром более 32 мм;
0,30 мм для веретен
типоразмера ВНТ-58-98-С.
На амплитуду колебаний шпинделя веретена большое
влияние оказывает качество изготовления шпуль и патронов. Шпули
должны плотно сидеть на посадочном конусе иа длине не менее
30 мм. Внутренняя поверхность патрона должна иметь конусность,
соответствующую конусности насадки и верхнего наконечника.
Зазор между шпинделем веретена и стенкой патрона у большого
основания (внизу) должен быть в пределах 0,1—0,15 мм. Для
уменьшения дисбаланса вращающегося веретена и обеспечения
его нормальной работы несоосность посадочных отверстий даже
у старых шпуль и патронов не должна превышать 0,2 мм. Биение
по разностенности шпули по всей длине не должно превышать —
0,4 мм. Шпули, патроны, имеющие разработанные посадочные
места, должны быть изъяты из употребления.
Если известны первая и вторая критические частоты
вращения, то, соблюдая соотношение между ними и рабочими
частотами в пределах рекомендуемых, можно получить малые
амплитуды колебаний шпинделя. Однако практика и
экспериментальные исследования [10] показывают, что в интервалах, когда
рабочая частота вращения вала пр < 0,7п1кр, а также 1,4/г 1кр< пр <
<С 0,7n2Kpi может наблюдаться дополнительная неустойчивость
вращения вала и возрастание амплитуд колебаний. При обычных
расчетах на вибрацию веретен в качестве возмущающей
принимают центробежную силу отдебаланса шпинделя без нагрузки или
шпинделя с паковкой. Однако экспериментальные исследования
показывают, что центробежная сила не единственный источник
возбуждения колебаний. В прядильных камерах и веретенах
значительную роль в возбуждении колебаний играют
кинематические возбуждения, связанные с отклонением форм посадочных
мест под подшипники качения от окружности.
Известно, что наружные кольца подшипников качения ввиду
малой их толщины принимают форму посадочных мест под
подшипники, полностью копируя все их погрешности. Наиболее
распространенным видом погрешности является эллипсность поса-
346
дочного места. Согласно теоретическим исследованиям 3. А.
Попова при движении невесомого шпинделя с эксцентрично
закрепленной массой т иа конце (рис. 8.34) по подшипнику эллипснои
формы уравнения движения массы, выраженные через координаты
точки ее крепления на шпинделе в неподвижной системе
координат х, у, запишутся так:
х - 2щу + сх -1- сх0 -= coqS + ba&r\ - Ьсо1ц cos 2a>t;
(о./ /)
у + 2щх + су = (а2~62) щ [(1 + т]) sin 2(0,,* - 0,5т| sin 4co0if],
где й>0 — установившаяся частота вращения шпинделя; с = р — и>0 (здесь р =
= Vklm — собственная частота шпинделя; k — жесткость шпинделя в месте
прикрепления массы т); х0 — отклонение точки крепления массы т при
вращении шпинделя в идеальных подшипниках; х0 = и>0 (е -f- b)lc\ а и Ъ —
соответственно большая и малая полуоси эллипса подшипника; т) = (а2 — Ь2)/(4а2)
Заменим переменные в уравнении (8.77) на х = хх + ах; у =
= уъ где аг = Ь(д\х\1с.
Тогда уравнения возмущенного движения (кинематическое
возбуждение из-за погрешности геометрии подшипника) в подвижной
системе координат'примут"вид
хх - 2юо& + сх! = Qi(t);
у\ + 2а>о*1 + cyi = Q2 (0.
где
Ql (t) = — ЬюоЛ cos 2a>t;
Q2 (t) = a'~62 0,5co0 [(1 + ii) sin 2o»0f - 0,5л sin WJ-
В результате решения этих уравнений получим формулы для
подсчета ух и хх в подвижной системе координат:
.г, == -J- [&i (р2 — 5соо) + 4(o^"i] cos 2co0f — jr 8(Oo cos 4co0*;
1 (8.79)
у, = -L [—4&,'a>§ + mi (p2 - 5coo) sin 2©^ - -|- (p2 - 17a>j>) sin 4a#,
где
„2 t& n% 62
6j=-6cd2t); m1=- — 0,5cog (I — T|); v = — 0,5cd2t);
Aj = 9a>i — 10р2со2 + p*\ A2 = 225©$ — 34p2<o2 -|- p4.
Из уравнений (8.79) следует, что если Ax и Д2 будут стремиться
к нулю, то значения xt и ух будут неограниченно возрастать.
Решая уравнения Дх = 0 и Д2 = 0, получаем
ъ/ЗЕШИЖ,- (8,80)
2) =Р У 2(1—/)2 ' v ;
0,0(1,
где / — вторая степень кратности частоты возбуждения.
347
При у / = 2 или 4 найдем угловые скорости шпинделя, при
которых наступает резонанс:
to,, — р/'З; С1)ц =- /7/5.
Аналогичное решение можно получить и для шпинделя с
распределенными параметрами:
«о = <o,v/3 'J i"o =т" "Л./Э,
где а>„ — собственная частота колебания шпинделя.
Если же форма посадочного места будет иметь погрешность
типа «огранки», то неустойчивость возникает при
ю0 = ©„/2; о)0 = ©„/3; щ = ю„/4; юс = ы„/5,
и большой интервал скоростей как в зоне до первого резонанса,
так и в зоне между первыми и вторым резонансом будет
неблагоприятным для использования его в качестве рабочего интервала
вращения шпинделя. Как показывают расчеты и проведенные
эксперименты, при проектировании и изготовлении веретен (валов
прядильных камер) необходимо особо оговаривать допуски на
погрешность геометрии посадочного места под подшипник [24].
Так, для веретен (особенно тяжелого типа) допуски на овальность
не должны превышать 0,3—0,5 допуска на отверстие под
подшипник, причем посадочное место должно обрабатываться по второму
классу точности.
В результате исследований [40] получено, что большое
влияние на вибрацию вала прядильных камер оказывают зазоры в
опорах вала. При их увеличении (износе) критические частоты
снижаются, а амплитуды колебаний увеличиваются и возникают
дополнительные зоны увеличения амплитуд колебания.
Аналогичные явления наблюдались и при изнашивании опор веретена.
Амплитуды колебания верхнего конца шпинделя веретена в зоне
критических частот вращения в 1,5—2 раза больше амплитуд при
рабочих частотах вращения и возрастают при плохой посадке
шпуль на шпиндель веретена и при недостаточной их
сбалансированности. Подробное изучение динамики вращающегося вала при
переходе его через основную критическую частоту вращения
показывает, что возникающие при этом периоде биения значительно
увеличивают напряжения шпинделя и при недостаточной отбалан-
сированности его могут служить причиной поломки [23].
Траектории, описываемые при колебании различными сечениями
шпинделя веретена, имеют различные размеры и формы [23].
Натяжение и обрывность пряжи на кольцепрядильных машинах в
большой степени зависят от амплитуды колебаний. Согласно
исследованиям А. Янкунаса е повышением амплитуды колебаний
верхнего конца шпинделя веретена от 0 до 2 мм натяжение нити
повышается на 20%, а обрывность пряжи на 1000 веретен в час
в 1,5--2,5 раза.
348
8.5. ПРИВОД КРУТИЛЬНЫХ МЕХАНИЗМОВ
Передача к ровничным веретенам. Ровничные веретена и
катушки приводятся во вращение независимо друг от друга
винтовыми цилиндрическими колесами, насаженным!! на прутковые
валы верхней и нижней кареток. Применение винтовых
цилиндрических колес дает возможность получить точные повышенные
частоты вращения веретен и катушек, уменьшает шум в ровничном
отделе фабрики и улучшает условия работы обслуживающего
персонала. Для ровничных машин применяют винтовые
цилиндрические колеса трех видов: ШП — прутковые, ШК — катушечные
и ШВ — веретенные. Имеется несколько типоразмеров каждого
вида колес в зависимости от расстояния между веретенами. Так
как веретена на ровничных машинах располагаются в два ряда,
винтовые цилиндрические колеса выполняют как с левым, так и
с правым направлением винтовой линии. Прутковые шестерни
изготовляют в двух исполнениях (рис. 8.35). Углы наклона зубьев
прутковых шестерен (z = 32; т = 2) составляют 56°, а углы
наклона зубьев катушечных и веретенных шестерен (г = 21; т = 2)
34°. При таких углах наклона зубьев колес создаются
незначительные осевые усилия, что позволяет передавать вращение без
дополнительных устройств, препятствующих поднятию веретен
или катушек.
Тесемочная передача к крутильным механизмам. Для
передачи вращения веретенам прядильных и крутильных машин
обычно используют гибкую связь — тесьму или поясной ремень.
При проектировании таких передач необходимо обеспечить
равномерное вращение веретен и малое проскальзывание тесьмы (ремня),
небольшую затрату энергии в передаче, достаточную надежность
гибкой связи и удобство смены ее при обрыве. Тесемочную
передачу к веретенам на прядильных и крутильных машинах обычно
выполняют на четыре веретена. Веретена получают вращение от
главного вала машины. Натяжное устройство в тесемочной
передаче позволяет получить более равномерное вращение веретен по
сравнению с ранее применявшейся шнуровой передачей.
Рассмотрим тесемочную передачу к веретенам на
кольцепрядильных машинах (рис. 8.36). На валу закреплены жестяной
барабан или отдельные легкие шкивы из сплава алюминия. Последние
закреплены на валу при помощи разрезных втулок; наружный
диаметр шкивов 200 мм. Тесьма со шкива (барабана) /
направляется на натяжной ролик 2, огибает его и идет сначала на два
блочка веретен 6 и 7, расположенных на одной стороне машины,
затем на два блочка веретен 8 и 9 второй стороны и возвращается
обратно на шкив. Ось натяжения ролика 2 закреплена на рычаге 4,
который может поворачиваться вокруг неподвижной оси 5 под
действием груза 3. При такой передаче в случае обрыва тесьмы на
работающей машине ее необходимо остановить, заправить тесьму
на шкив и сшить ее. Имеются и другие схемы тесемочной передачи,
■349
Рис. 8.35. Прутковые винтовые колеса
для ровничных машин:
а — исполнение \; б — исполнение II
Рис. 8.36. Схема тесемочной передачи
к веретенам
при которых можно использовать заранее сшитую или бесшовную
тесьму, но тогда в передачу вводят дополнительный
направляющий ролик.
Для нормальной работы передачи необходимо, чтобы тесьма
при набегании на барабан (шкив) была всегда перпендикулярна
оси веретена. Рабочую поверхность блочка веретена желательно
выполнять выпуклой, чтобы набегающая тесьма правильно
располагалась на блочке. Стрела выпуклости тем меньше, чем меньше
расстояние между осями, больше нагрузки и скорость и меньше
ширина рабочей части блочка веретена. Ширина блочка должна
быть несколько больше ширины тесьмы. Чем меньше диаметр
блочка веретена, тем более гибкой и тонкой должна быть тесьма.
При нормальной работе тесьма не должна задевать буртики блочка.
Так как во время работы тесьма вытягивается и натяжной ролик 2
под действием груза 3 перемещается по дуге около оси 5 рычага,
тесьма не набегает на блочок первого веретена перпендикулярно
его оси. Если же натяжной ролик расположить под барабаном, то
при вытягивании тесьмы сохраняется неизменность ее
положения на блочках веретен. Опыт показывает, что веретена на машине
вращаются "с "различными скоростями.
Согласно исследованиям Н. А."~Георгиевского [5] общий раз-
брос"угловых скоростей веретен в пределах одной машины
составляет 1,3—3%, причем вследствие упругого скольжения на
барабане— 0,1—0,5%, а*"в результате отклонений диаметров блочка
и приводного шкива"'(барабана) от номинальных размеров 1,2—
2,5%. При определении частоты вращения веретен расчет следует
проводить^для*"нейтральной"?линии, отстоящей от поверхности
шкива на 0,7 толщины тесьмы.'Обычно диаметр натяжных роликов
выбирают в пределах 70—80 мм." Натяжные ролики
устанавливают на ведомой ветви тесемочной передачи. По опытным данным
давление на ось натяжного ролика при частоте вращения веретен
п = 942 с-1 при опорах качения составляет 6,27 Н.
Рассмотрим схему обычной тесемочной передачи (рис. 8.37).
Минимальное натяжение тесьмы будет в ветви 1, максимальное —
350
Рис. 8.37. Расчетная схема тесемочной передачи:
1 — 6 — ветви передачи
в ветви 6. Натяжение тесьмы в передаче создается от действия
натяжного устройства и от сопротивления, возникающего при
вращении веретен и натяжного ролика. Сопротивление при вращении
веретена можно условно выразить через окружное усилие (Н):
P» = NJv, (8.81)
где JVB — мощность, затрачиваемая иа вращение веретена, Вт; v — окружная
скорость тесьмы, м/с.
Мощность, потребляемая веретенами, зависит от длины нити,
наматываемой на шпулю или патрон паковки, от рода волокна,
из которого вырабатывается нить, от конструкции веретена и
частоты его вращения. Так, уточно-основное веретено типа В-28-2
при частоте вращения 12 000 мин"1 с паковкой потребляет 13,4 Вт,
а основное веретено с насадкой типа ВНТ-32-4 при той же частоте
вращения с паковкой—45,6 Вт [33]. Мощность, потребляемая
роликом при скорости тесьмы 13—15 м/с, /Vp = 4-н5 Вт. Зная
iVp, наружный диаметр ролика и его окружную скорость, можно
вычислить окружное усилие Рр на натяжном ролике. Натяжение
ветви 6 тесьмы
Т, = Г, + 4РВ + Pf
гДе Т1 — натяжение ветви /.
Для определения 7\ воспользуемся методикой С. О. Добро"
гурского. Тесьма давит на ось натяжного блочка с силой
R = Qb/a, (8.8?
где Q — сила тяжести груза, рычага и самого блочка; а и 6 — плечи силы R
и Q соответственно.
Если считать, что тесьма ветвей / и 2 относительно
направления силы R расположена под одними и теми же углами аг = а2 =
= а/2, то силовой четырехугольник A BCD будет ромбом.
Диагонали его взаимно перпендикулярны, поэтому
Ti = n = R/[2cas(a/2)], (8.84)
где Т'х и Т'г — натяжения ветвей 1 и 2 тесьмы от натяжного устройства.
351
Р'
(8.82)
Подставляя значение Л1 в формулу (8.84), получаем
Т{ ■--= Г2 ■■-= Qb/[2a cos (a/2)]..
Угол обхвата тесьмой натяжного валика Р = 180° — а.
Окончательно формула (8.84) имеет вид
Т[ = Т2 = Qb/[2a sin (p/2)]. (8.85)
Разность натяжений тесьмы в ветвях 1 и 2
Г, - 7\ = Рр. (8.86)
Если предположить, что
т; ~ п + рр/2; Ti = г; - рр/2,
то условие (8.86) выполняется.
Подставляя значения величин в уравнение (8.82), найдем
усилие Тв, по которому можно определить рабочее напряжение
в тесьме:
°расч = TJF, (8.87)
где F — площадь поперечного сечения тесьмы.
Целесообразно также провести расчет тесемочной передачи на
тяговую способность ведущего шкива, методику которого
разработал Н. А. Георгиевский 15]. Тяговая способность зависит в
основном от вида тесьмы, состояния ее поверхности, диаметра и
угла обхвата шкива. Основным критерием тяговой способности
является коэффициент тяги на границе упругого скольжения,
который не зависит от скорости, если она находится в пределах от
8 до 30 м/с.
Согласно отраслевому стандарту Минлегпрома СССР (ОСТ 17—
544—75) веретенную тесьму вырабатывают или из крученой
хлопчатобумажной нити или из капроновой нити. Линейную
плотность нити, а также ширину и толщину тесьмы выбирают
различной в зависимости от типа тесьмы, который определяется
конструкцией и типоразмерами веретен. Так, для высокоскоростных
прядильных машин тесьму шириной 12 мм и толщиной 1,1 мм
изготовляют из хлопчатобумажных нитей: коренной и прошивной
основами является гребенная нить линейной плотностью 11,8 X
X 2 текс. Разрывная нагрузка для данной тесьмы составляет
628 Н. Разрывная нагрузка для тесьмы такого же размера из
капроновых нитей составляет 1100—1900 Н. Переплетение тесьмы —
саржа или полотно. Максимальный срок работы
хлопчатобумажной тесьмы на отечественных текстильных фабриках не превышает
1500—2000 ч. Обрыв тесьмы происходит чаще всего около сшивки
и реже по сшивке, причем тесьма с саржевым переплетением имеет
большой срок службы; при качественной бесшовной тесьме срок
службы может быть доведен до 4000—4500 ч. Фирма СКФ (ФРГ)
рекомендует следующие натяжения тесьмы для четырехверетен-
ного привода: при ширине тесьмы 6 = 12 мм—7—10 Н; при Ъ =
= 16 мм—10—18 Н; при b = 20 мм—13—18 Н.
352
Рис. 8.38. Схема привода прядильных камер машины БД-200-М69
Для уменьшения пусковой мощности кольцевых прядильных
и крутильных машин необходимо, чтобы шкивы или барабаны
имели малую массу и небольшие моменты инерции масс
относительно оси вращения. Поэтому обечайку барабанов выполняют из
жести, а приводные шкивы из сплавов алюминия. Линия
барабанов машины состоит из нескольких секций, протяженность
которых определяется при разбивке машины по длине. Секции же- •
стяных барабанов соединяют короткими валами, так что линия
жестяного барабана не имеет сквозного вала вдоль всей машины.
В случае применения приводных шкивов вдоль всей машины
проходит сквозной вал, состоящий из ряда секций, соединенных
между собой муфтами. Для привода четырех веретен (по два с
каждой стороны машины) ставится один шкив.
Тангенциальная передача к крутильным механизмам. Для
привода прядильных камер на машинах пневмомеханического
прядения, а также на кольцевых машинах некоторых типов (П-75.А)
применяют бесконечный ремень, приводящий во вращение
одновременно все крутильные механизмы на одной стороне машины.
Преимуществами такого привода являются меньшее давление на
блочки крутильных механизмов; снижение вибрации- машины
вследствие устранения длинных (продольных) валов; уменьшение
сил инерции благодаря устранению неуравновешенных
движущихся масс; повышение равномерности частоты вращения
веретен по сравнению с многоверетенной тесемочной
передачей; снижение потребляемой мощности и простота в
эксплуатации [12].
На рис. 8.38 представлена схема привода прядильных камер
машины БД-200-М69. Бесконечный плоский ремень 3 через
ведущий шкив 6 приводит во вращение прядильные камеры 4,
расположенные на одной ветви ремня. Для прижима ремня к блочкам
прядильных камер предусмотрены натяжные ролики 5. Ведомый
шкив 2 смонтирован на натяжном устройстве /, обеспечивающем
необходимое натяжение ремня во время работы. Прядильные
камеры каждой стороны машины приводятся отдельным ремнем.
Тангенциальным ремнем на пневмомеханической машине при-
12 П/р А. И. Макарове
353
водятся во вращение и расчесывающие барабанчики. Натяжение
в ведущей ветви ремня [27]
S! = S2 + n1P1 + п2Р2 -\-Р3, (8.88)
где 52 — натяжение в ведомой ветви ремня, Н; пх и п2 — число прядильных
камер и натяжных роликов соответственно; Plt P2, Ps — окружные усилия
на блочке прядильной камеры, на натяжном ролике и на ведомом шкиве
соответственно (Н), Pj = Njv; P2 = N2lv; P3 = Nsh (здесь Nlt N3, Ns —
мощности, потребляемые камерой, натяжным роликом и ведомым шкивом
соответственно, Вт; v — скорость ремня, м/с).
Натяжение ведущей ветви на пороге буксования ремня по
ведущему шкиву можно определить и так:
Sx = S2e»*, (8.89)
де ц — коэффициент трения между ремнем и ведущим шкивом; л — угол
обхвата ремнем ведущего шкива.
Решая совместно уравнения (8,88) и (8.89), получаем
> Наибольшее напряжение возникает в ведущей ветви ремня:
<W = oi + °v + °и,
где Cj = Sj(bb) — напряжение от растягивающей силы (здесь б 6 — толщина
и ширина ремня); <т0 = yv2lg — напряжение от центробежной силы ремня
(здесь у — удельный вес ремня; g — ускорение свободного падения); <т„ =
= 0EID — напряжение от изгиба ремня (здесь Е — модуль упругости
материала ремня; D — диаметр шкива).
Следовательно, наибольшее напряжение в ремне
. (яА + яА + Р,)^» у ■ б
CTmax" (e^-i)to + Yy+D~£- (8-91)
Зная модуль упругости Е и задаваясь толщиной ремня б,
можно найти его ширину:
Ь > ("iPi + »2P2 + P3)e^
б(е^-,){[а]-^1—^
где [а] — допускаемое напряжение, которое выбирают в зависимости от типа
и материала ремня.
В основном для привода прядильных камер
пневмомеханической прядильной машины в настоящее время используют
многослойные ремни (швейцарской фирмы Хабасит, Экатремультус и
др.). Эти ремни могут работать при высоких скоростях, с малым
скольжением 1,5—1,8%, не подвержены воздействию масла и хи-
микалиев, имеют высокую долговечность и высокий коэффициент
полезного действия 97—98%. Для машин БД-200 обычно
применяют ремни шириной 30 мм и толщиной б = 1,6 мм. Приводной
ремень фирмы Хабасит состоит из несущего нейтрального слоя и
354
наружных слоев из эластичного фрикционного материала;
абсолютное удлинение ремня 30 X 1,6 мм при общей длине L =
= 27 м и напряжении растяжения ар = 5 МПа составляет AL =
= 405 мм. Полученное удлинение ремня показывает, что
расчетная длина должна быть уменьшена на величину абсолютного
удлинения. Поэтому в конструкции привода необходимо
предусмотреть регулирование межосевого расстояния А на
величину AL/2 в сторону уменьшения А.
Наиболее важными механическими характеристиками ремня '
являются приведенные модули упругости при растяжении £р.пр
и при изгибе £и. Пр- От них зависит качество и надежность работы
привода. Для ремня фирмы Хабасит размером 30 X 1,6 мм
£Р. пР = 300 МПа, £и.пр = 21 МПа. Надежность работы ремня
зависит также от правильного выбора его предварительного
натяжения, которое рекомендуется определять путем растяжения,
причем при частоте вращения прядильных камер п = 30 000 мин"1
на 1,8%, для 40 000 мин-1 следует добавить еще 0,2%.
Начальное натяжение ремня зависит от коэффициента тяги <р,
оптимальное значение которого
<Po=lS- = ^-li^T' (8'92>
где Р — окружное усилие; 2S — максимальная нагрузка (для ремня фирмы
Хабасит 588 Н); fe0 — полезное напряжение; (т0 — предварительное
напряжение; ц. — коэффициент трения; а — угол обхвата шкива ремнем.
При увеличении коэффициента тяги скольжение возрастает
быстрее, чем нагрузка Р. Это приводит к частичному, а затем
полному буксовзнию. При ф <<Ро тяговая способность ремня
полностью не используется, а при ф > ф0 ремень работает
неустойчиво и быстро изнашивается.
Для инженерных расчетов ВНИИЛТЕКМАШ рекомендует для
ремня фирмы Хабасит следующие значения коэффициента тяги ф0
и коэффициента трения \i: при скорости v = 10 м/с ф0 = 0,6,
\i = 0,7 (при g0 = 5ч-6 МПа); при v = 10 м/с величины
указанных коэффициентов тяги и трения должны быть уменьшены; так,
при v = 60 м/с коэффициент тяги уменьшается в 2 раза.
Предварительное натяжение тангенциального ремня оказывает
значительное влияние на его тяговую способность. При эксплуатации
пневмомеханической прядильной машины необходимо стремиться,
к неизменности предварительного натяжения ремня 2S0, чего
можно добиться применением автоматического натяжного
устройства и периодическим контролем за работой ремня. Оптимальное
значение 2S0 зависит в основном от передаваемой полезной
нагрузки и тяговой способности ремня:
2S0 = ^ , (8.93)
где N — передаваемая мощность; г — число прядильных камер (г = 100); ф0 —
коэффициент тяги (<р0 = 0,6); произведение коэффициентов c^Cff-p, учнтываю-
12* 355
щих эксплуатационные параметры соответственно скорости, угла охвата,
наклона передачи и режимы нагрузки, при частоте вращения прядильных камер
п — 30 000 мин-1 равно 0,77; при п = 40 000 составляет 0,71.
Предварительное натяжение ремня 2S„ на машине БД-200
при п = 30 000 мин"1 составляет 382 Н; при п = 45 000—788 Н.
Применение ремней фирмы Хабасит размером 30 X 1,6 мм
должно быть ограничено частотой вращения прядильных камер
40 000 об/мин. Ремни фирмы Хабасит толщиной б = 3 мм могут
* обеспечить работу прядильных камер при частоте вращения до
60 000 об/мин.
Для тангенциального привода крутильных механизмов в СССР
созданы опытные многослойные ремни.
Ремни типа АСТ-28 широко применяют на тростильно-крутиль-
ных и крутильно-этажных машинах.
Имеется ряд предложений для высокоскоростных веретен и
прядильных камер применять индивидуальный привод, в
частности асинхронные короткозамкнутые. электродвигатели,
питаемые трехфазным током повышенной частоты. Такие
электродвигатели просты по конструкции и надежны в работе, но требуют
специальных преобразователей частоты тока и токопроводов.
В настоящее время наметились следующие направления в
развитии новых конструкций крутильных механизмов:
повышение устойчивости вращения веретен при работе с
повышенными скоростями и большими паковками;
повышение срока службы крутильных механизмов;
усовершенствование привода крутильных механизмов;
снижение потребляемой энергии и уровня шума.
Глава 9
РАСЧЕТ И КОНСТРУКЦИИ МОТАЛЬНЫХ
МЕХАНИЗМОВ
9.1. ОБЩИЕ ВОПРОСЫ НАМАТЫВАНИЯ
Наматывание, осуществляемое на машинах прядильного
производства является важнейшим элементом технологического
процесса. Основной задачей наматывания является распределение
непрерывного длинного продукта (ленты, ровницы, пряжи, нити)
в определенном порядке и в заданном объеме для обеспечения
дальнейшей обработки, переработки, транспортирования и
хранения. Чтобы нить легко сматывалась и не спутывалась, ее
в процессе изготовления навивают на тела наматывания по
спиралям разного направления, последовательно накладываемым
друг на друга. Качество процесса наматывания в значительной
степени определяется структурой и формой намотки.
Форма и структура намотки. Для предохранения от
спутывания и порчи, удобства транспортирования и хранения, для
быстрой и безобрывной размотки при дальнейшей обработке и
переработке ровница или нить наматывается на катушки, шпули,
патроны, бобины и мотовила. Под формой намотки
подразумевается форма, которую тело намотки приобретает в конце
наработки съема. Тело намотки при полной наработке съема на
прядильных и крутильных машинах называется початком или
паковкой. Теоретически и практически можно получить любую
форму паковки при заданной начальной форме тела намотки.
Однако на практике встречается ограниченное число различных
форм паковок.
Структура намотки характеризуется параметрами
расположения смежных витков нити как по высоте паковки, так и по
толщине наматываемых слоев: углом подъема и опускания
витков, шагом витков, толщиной слоя и прослойка, плотностью
намотки в слоях и по высоте паковки.
Углом Р подъема витков называется угол между плоскостью,
перпендикулярной к оси тела намотки, и касательной к витку
в рассматриваемой точке.
Слоем называется объем, занятый наматываемой нитью в теле
намотки за цикл работы мотального механизма, а
прослойком — объем, занятый наматываемой нитью в теле
намотки за время перемещения нитеводителя в одном
направлении.
357
Толщина слоя или прослойка — расстояние по нормали к
поверхности тела намотки между слоями и прослойками.
Плотностью намотки называется масса нити, содержащаяся
в единице объема тела намотки, а средней плотностью намотки —
отношение массы нити к объему, занятому нитью в паковке. Если
разделить слой вдоль оси тела намотки на несколько колец
равной высоты, то отношение массы нити, содержащейся в кольце,
к его объему есть плотность слоя по высоте намотки. От
структуры и формы намотки зависит прочность готовой паковки, масса
и длина намотанной нити, равновесность намотки, количество
нити, уходящей в брак при дальнейшей ее обработке и переработке.
В связи с этим к структуре и форме намотки предъявляются
высокие требования:
витки смежных прослойков должны быть хорошо связаны
между собой и не спадать ни в сухом, ни в мокром состоянии,
т. е. намотка должна быть равновесной;
форма и структура намотки должны способствовать легкому и
свободному сходу нити с паковки при сматывании без слета
витков при заданной скорости сматывания;
структура намотки должна способствовать получению
максимально допустимой плотности;
форма намотки должна быть удобной для транспортирования и
упаковки;
если паковка в дальнейшем должна обрабатываться
жидкостями, структура намотки должна обеспечить свободное и
равномерное проникание отделочных растворов по всей высоте намотки.
Структура намотки зависит от многих факторов: рода волокна,
толщины нити, крутки, натяжения, с которым~наматывается нить,
шага витков смежных спиралей, скорости наматывания,
жесткости нити, коэффициента трения нити о нить, точности
изготовления катушек, шпуль, веретен, питающих приборов и др.
Наиболее существенными факторами, влияющими на структуру и
форму намотки, являются характеристики смежных спиралей
и натяжение, с которым наматывается нить, поэтому при выборе
формы и структуры намотки необходимо учитывать
физико-механические свойства нити, технологию дальнейшей ее обработки,
а также знать методы получения заданной формы и структуры и
•их влияние на плотность и равновесность намотки.
Проблемами наматывания нити, исследованиями и
проектированием мотальных и раскладочных механизмов занимались
многие отечественные ученые: Н. А. Васильев, В. А. Ворошилов,
А. П. Малышев, В. Н. Аносов, Э. А. Попов и др.
Фундаментальные работы в области теории наматывания и проектирования
мотальных механизмов принадлежат профессору А. Ф. Про-
шкову [26].
Уравнения наматывания при формировании паковок
простейших форм. Выходная паковка заданной формы наматывается при
движении нитеводителя по определенному закону. Рассмотрим
358
Рис. 9.1. Общая схема наматывания:
а — угол между осью вращения и касательной к
образующей тела намотки в точке М; р, — угол между
касательной к витку и касательной к контуру транс-
версальиого сечения в точке М
общий случай наматывания на тело
вращения произвольной формы и
полученные зависимости распространим на
некоторые частные случаи. Пусть
имеется паковка (рис. 9.1), на которую
в точке М набегает нить, направляемая
глазком нитеводителя Я. Оси
координат располагаем, как показано на
рисунке. За время dt на тело паковки
наматывается нить длиной
dL = vjdt, (9.1)
где Uj — скорость наматывания (скорость набегания нити на паковку).
За это же время точка М переместится вдоль оси тела
наматывания на величину
dy = dL sin p = vi sin fi dt, (9.2)
где P — угол между касательной к витку в точке М и плоскостью,
перпендикулярной к оси вращения тела намотки.
Из геометрии известно, что
sin 8 = г ц ,
где х, у, г — координаты точки М; х', у', г' — производные от координат х
у, г по углу фх.
Подставляя значение sin В в уравнение (9.2), получаем общее
уравнение наматывания в дифференциальной форме
dy= r Viy'dt- • (9.3)
V(x')* + (yT + (zT
Скорость перемещения точки набегания М вдоль оси вращения
тела намотки
dy
щу
dt V(x')* + (y'V + (t')2
= ^ sin p.
(9.4)
Из уравнений (9.3) и (9.4) следует, что для определения
закона перемещений и скорости точки набегания М вдоль- оси
вращения тела намотки любой формы необходимо найти
зависимость координат х, у, z движущейся точки М от обобщенной
координаты ф! или t и вычислить производные от х, у, z по
обобщенной координате.
Рассмотрим цилиндрическую намотку. Она характеризуется
тем, что каждый прослоек наматывается на круглый прямой
цилиндр или круглый прямой конус с очень малым (меньше Г)
359
Рис. 9.2. Схема наматывания при цилиндрической намотке
Рис. 9.3. Схема наматывания при конической намотке
углом наклона образующей коси (шаг витков h в
одном-прослойке — величина постоянная). При наматываии любого прослойка
уравнение витка в параметрической форме будет иметь вид
(рис. 9.2)
х = гсо8ф1; # = -JEi-; z = rsn^x;
х' = —rsii^; z/'=——; z' = rcosq1; (9.5)
h = const; r = const; vx = const; p = const.
Подставляя в общие уравнения наматывания (9.3) и (9.4)
выражения из системы (9.5), получаем для любого прослойка
частные уравнения наматывания:
У =
К4я2г2 + Л2
= Vjt sin P;
»i«
V 4я2г2 -f-1
= Vi sin p== const.
(9.6)
Таким образом, при цилиндрической намотке точка
набегания М должна перемещаться вдоль оси вращения паковки
равномерно с постоянной скоростью. При переходе от прослойка к
прослойку радиус тела намотки изменяется скачкообразно, поэтому
при постоянном шаге витков скорость точки М должна изменяться
также скачкообразно. На многих машинах скорость нитеводителя
в процессе наработки съема остается постоянной. В этом случае
при переходе от прослойки к прослойку скачкообразно будет
360
изменяться шаг витков; общая же прямая зависимость шага
витков от диаметра намотки соблюдается:
/I = nDtgp=-7^£=, (9.7)
V of — у2
где D — диаметр намотки.
Рассмотрим коническую намотку, у которой каждый прослоек
наматывается на коническое тело с постоянными размерами R0,
г0, Нк (рис. 9.3), а радиус намотки г изменяется при
формировании прослойка от R0 до г0 или наоборот. Чтобы не нарушалась
форма конуса, необходимо иметь постоянный шаг h витков в
прослойке. Следовательно, при конической намотке
г = Ro—ytga; tg a = (R0 — r0)/HK = const;
vx = const; h = const.
Координаты точки набегания М выражаются следующими
зависимостями:
х = г cos ф! = (R0 — у tg a) cos фх;
у = hqJ2n;
z = г sin ф! = (R0 — у tg а) sin <р1ш
Найдя производные х', у', г' и подставив их в формулы (9.3)
и (9.4), получим (после преобразования) уравнение наматывания
в дифференциальной форме:
]/г4я2 cos2 a(R0 — y tg a)2 -{-h2dy = vxh cos a dt. (9.8)
Скорость движения точки М вдоль оси вращения тела намотки
v = М. = vih cos a (9 9)
dt \f№ cos2 a (R0 — у tg a)2 + ft2 ' '
При конической намотке шаг витков h очень мал по сравнению
с минимальным значением подкоренного выражения, поэтому
в практических расчетах значением h2 можно пренебречь. В этом
случае перемещение точки М вдоль оси тела намотки выразится
уравнением
У ~~ tga К tg2a jitga ' { '
& скорость и ускорение — уравнениями
2n(R0 — (/tga) -,/■ R2 vht
2я I/ —r * tg a
у tg2с »'"» °
(9.11)
Dfft2 tg a
4rc2(K0-i/tga)3 *
361
Основные требования, предъявляемые к мотальным механиз- ■,
мам. Для наматывания паковки требуемой формы и структуры
необходимо иметь механизм для сообщения телу намотки враща-.
тельного движения и механизм для передачи нитеводителю
соответствующих перемещений. Последний называется мотальным,
или раскладочным механизмом. Точка набегания нити будет
перемещаться вдоль оси тела намотки при наличии относительной
осевой скорости нитеводителя и тела намотки или при осевом
смешении глазка нитеводителя относительно точки набегания.
В общем случае относительная осевая скорость нитеводителя
Ротн = »н ± От, (9-12)
где vH — скорость нитеводителя вдоль оси тела намотки; vr — скорость
перемещения тела намотки вдоль своей оси.
Знак «плюс» принимают, если нитеводитель и тело намотки
перемещаются в разных направлениях. Возможны четыре
варианта наматывания нити на вращающееся тело. При первом
варианте глазок нитеводителя совершает возвратно-поступательное
движение вдоль образующей или параллельно оси вращения тела
намотки. Последнее только вращается (vT = 0). Угол поворота
точки набегания М нити вокруг оси тела намотки
Фх = Ф, (9.13)
где ф — угол поворота тела намотки.
Такая схема характерна для мотальных, перемоточных и
бескольцевых крутильных машин с намоткой на бобины.
При втором варианте глазок совершает
возвратно-поступательное движение вдоль оси тела намотки и вращательное вокруг
той же оси. Тело намотки при этом только вращается (от = 0).
Точка М набегания нити повернется на угол
Фх = ф —Фг, (9-14)
где ф — угол поворота тела намотки; ф2 — угол поворота бегунка вокруг оси
тела намотки.
По такой схеме работают, например, кольцепрядильные и
кольцекрутильные машины с неподвижным веретенным брусом.
При третьем варианте глазок нитеводителя совершает
сложное (va ф 0) движение (как и при втором варианте), а тело намотки
участвует в двух движениях: вращательном и
возвратно-поступательном вдоль своей оси (vc Ф 0). В этом случае, если
нитеводитель и тело намотки движутся в одном направлении, то их
скорости различные, а угол поворота точки набегания вокруг
оси тела намотки определяется по формуле (9.14). Закон
перемещений точки набегания нити вдоль образующей или вдоль оси
вращения тела намотки зависит от перемещений как глазка
нитеводителя, так и тела намотки. По такой схеме работают
кольцепрядильные и кольцекрутильные машины с подвижной кольцевой
планкой и подвижным веретенным брусом.
362
При четвертом варианте глазок нитеводителя только вращается
(va = 0), а тело намотки совершает вращательное и возвратно-
поступательное движения вдоль своей оси. Угол поворота точки
набегания определяется по формуле (9.14). По этой схеме работают
ровничные машины и кольцевые с неподвижной кольцевой
планкой и подвижным веретенным брусом. Анализ уравнений (9.6) и
(9.10) показывает, что при цилиндрической намотке точка
набегания должна перемещаться вдоль оси вращения тела намотки по
закону прямой линии, а при конической — по закону
квадратичной параболы.
Мотальный механизм должен обеспечивать перемещение
нитеводителя по заданному закону или с заданной скоростью, быть
простым по устройству и в изготовлении, удобен в наладке и
в обслуживании, надежен в работе, иметь небольшие габаритные
размеры и малую массу. В конструкции необходимо
предусмотреть регулировку (в заданных пределах) высоты намотки и
положения нитеводителя по высоте паковки; звенья механизма
должны иметь достаточную прочность и жесткость. В соединениях
звеньев от привода до нитеводителя не должно быть люфтов и
больших зазоров, наличие которых способствует образованию
на краях паковки наплывов или уплотнений.
В настоящее время известны мотальные механизмы
кулачкового, рычажного, винтового типов и механизмы с
гидравлическим приводом. Конструкция мотального механизма
определяется не только структурой, равновесностью, видом и формой
намотки, но и в значительной степени родом наматываемой нити
(хлопок, шелк, шерсть, лен, синтетика, стекловолокно и т. д.),
технологическим процессом последующей переработки или
обработки нити (непосредственно в початках, на бобинах, куличах,
в мотках), методом наработки початка и типом машины.
В последние годы активно ведутся разработки мотальных и.
раскладочных механизмов, способных работать на высоких
скоростях и формировать крупногабаритные паковки. Для повышения
производительности оборудования при одновременном съеме
наработанных початков мотальные механизмы оснащают
устройствами и приспособлениями для автоматического перевода в
первоначальное положение.
9.2. УСЛОВИЯ РАВНОВЕСИЯ ВИТКА
Важнейшим условием удовлетворительного протекания
процесса наматывания нити на тело любой формы является
устойчивое, равновесное расположение витков. Условия равновесия
на теле любой формы были получены А. П. Минаковым {17].
Равновесное состояние витка на теле намотки зависит от формы
тела намотки и формы кривой, по которой располагается виток.
Если угол геодезического отклонения 9 (угол между нормалью
к поверхности тела намотки и'главной нормалью к кривой витка
363
Рис. 9.4. Силы, действующие на элемент витка
в рассматриваемой точке) будет больше угла трения 8 (рис. 9.4),
то равновесие витка нарушится и он будет стягиваться к центру
геодезической кривизны, пока не расположится на кривой, для
которой выполняется условие
tg9<tge = fx> (9.15)
где ц — коэффициент трения сцепления нити с телом намотки.
Выражение (9.15) есть первое условие (условие формы)
равновесия витка: соприкасающаяся плоскость, в которой лежит
полная реакция и которая проходит через касательную к витку,
должна касаться или пересекать конус трения.
При намотке на тело с углом а наклона образующей к оси
первое условие примет вид
tga < tg 9 <: tge < (х. (9.16)
Вторым условием равновесия витка является условие
натяжения (силы Т1 и Тг) на его концах, которое выражается
обобщенной формулой Эйлера—Амонтона
Т2 < Тг exp I J cos 9 j/>2 - tg2 6dcp J, (9.17)
s
где <p = I ds/p — угол обхвата нитью тела намотки (здесь s — длина дуги кри-
6
вой витка; р — радиус кривизны витка в данной точке).
Если [х равен или близок к нулю, то нить, движущаяся с
натяжением по поверхности между двумя фиксированными точками С
и D, принимает форму геодезической (наикратчайшей) линии.
364
Если [х Ф О, то нить можно отклонить на всем протяжении в ту
или иную сторону от геодезической линии и она благодаря
трению останется в таком отклоненном положении.
Линии расположения нити, для которых соприкасающаяся
плоскость во всех точках нити одинаково отклонена от нормали
к поверхности, называются кривыми одинакового отклонения.
Кривые, форму которых имеет нить, предельно отклоненная от
геодезической, называются предельными, или граничными.
Предельные кривые ограничивают некоторую область, внутри
которой лежит геодезическая. Нить, расположенная вне этой
области, не сможет ни при каких условиях оставаться в равновесии
на поверхности.
В предельно натянутом, отклоненном состоянии нить
находится во всех точках на пороге срыва.
При tg 9 = [х сила Т% — Тх и у — л/2. Это значит, что если
нить расположена вдоль предельной кривой, то натяжение по
всей длине элемента одинаково, а сила трения F перпендикулярна
направлению нити, т. е. перпендикулярна к касательной тт.
Если tg 9 < [х (соприкасающая плоскость пересекает конус
трения), то пока натяжение на ведущем конце возрастает от Тг
(натяжение ведомого конца) до значения, стоящего в правой части
неравенства (9.17), нить напрягается, но остается в равновесии
и сохраняет первоначальную форму, при этом сила трения
возрастает во всех точках витка до максимального значения. При
дальнейшем увеличении Т2 равновесие нарушается, угол у
уменьшается до нуля, и виток принимает геодезическую форму. Если
натяжение Т2 будет расти, то нить начнет скользить вдоль
геодезической линии.
При винтовой намотке (р\ = const) на круглый цилиндр
условия равновесия примут вид
0<tge = fx; Гз^Т^ф^Р'. (9.18)
При винтовой намотке на круглый конус (р\ = const) условия
равновесия нити имеют вид [26]
tg a <: tg a sec $± < tg e = [x;
7"2 < 7\ exp (/У cos2 a cos2 fa - sin2 acp). (9.19)
Используя условия равновесия витка, найдем критические
значения plf a и Як (см. рис. 9.2, 9.3) при цилиндрической и
конических намотках.
При формировании цилиндрических паковок с прямыми
торцами угол подъема витков рх должен удовлетворять неравенству
О < tg ?! < tg в < ц.
В практических расчетах при выборе угла подъема витков,
конусности тела намотки и максимального угла геодезического
отклонения следует принимать минимальное (установившееся)
365
значение коэффициента трения скольжения, так как только в этом
случае можно гарантировать получение равновесной намотки при
любом натяжении.
Значения коэффициентов трения сцепления некоторых
текстильных материалов можно найти в технологической литературе.
При намотке на круглый конус угол подъема витков следует
выбирать по формуле
рх < arccos (]/ 2 + -rit- - -7^—).
ri \V ' 4 tg2 a 2 tg а /
Угол а конуса тела намотки следует определять после выбора
или расчета угла подъема витков:
tga <: ц/secp! = jicosp!.
Если угол подъема витков меньше 3°, то крайний виток может
легко сползать к вершине конуса. При р = 4-ь5° можно получать
паковки с прямыми торцами.
В общем случае для равновесия витка у основания конуса
в самом неблагоприятном положении угол подъема витка должен
удовлетворять неравенству
Pi « arctg |a — а. (9.20)
Из анализа этого неравенства следует, что при намотке на
круглый цилиндр с а = 0 (образование конуса за счет сокращения
амплитуды колебаний нитеводителя) угол подъема витка не
должен превышать максимального угла геодезического отклонения:
Рг <: 9 < arctg \i.
При намотке на конус с а Ф 0 угол подъема витка перед
сменой его направления у большого основания конуса
рг «: 6—а.
Только при соблюдении неравенства (9.20) исключается
стягивание крайних витков к середине и обеспечивается равновесность
намотки.
Угол а всегда должен быть меньше угла геодезического
отклонения:
а < 9 <: arctg \к.
Если нить укладывается на конус, то высота конуса должна
быть
Нк > (#о — г0)/(и cos рх).
9.3. МОТАЛЬНЫЕ МЕХАНИЗМЫ РОВНИЧНЫХ МАШИН
Основные кинематические зависимости при намотке на
ровничных машинах. Скрученная ровница наматывается на
цилиндрическую катушку с постепенно уменьшающейся высотой
прослойков, образуя цилиндр с двумя конусами (рис. 9.5). При
наматывании ровницы применяют цилиндрическую намотку с по-
366
Рис. 9.5. Паковка с ровничной машины
стоянным шагом во всех прослойках паковки.
Такая форма и структура позволяют
получить равновесную намотку при относительно
большой массе намотанной ровницы, малом угле
подъема витков и незначительном натяжении.
Наматывающий механизм ровничных машин
состоит из веретена с рогулькой, катушки,
подвижной верхней каретки, вариатора
скорости, дифференциального механизма с
передачей к катушкам и механизма управления.
Наматывание и кручение происходят одновременно. Рогулька
вращается с постоянной частотой и скручивает выходящую из
вытяжного прибора мычку, превращая ее в ровницу.
Наматывание ровницы происходит потому, что катушка и рогулька
вращаются в одном направлении с различными скоростями. Ровница
должна укладываться вдоль оси катушки по винтовой линии
с постоянным шагом h0. Для этого катушке кроме вращения
сообщают равномерное возвратно-поступательное движение вдоль
ее оси вращения.
Скорость наложения витков вдоль оси катушки (скорость
верхней каретки) согласно второму уравнению (9.6)
v = vi sin p = Vihof у n2d2 -f h\.
Пренебрегая малой величиной h\, получаем
v = vxh0/(nd), или hn = ndv/vv
(9.21)
Это первое кинематическое условие наматывания ровницы.
Оно показывает, что для обеспечения постоянства шага витков
во всех прослойках паковки необходимо, чтобы скорость верхней
каретки v с возрастанием диаметра намотки уменьшалась по
гиперболическому закону, но оставалась постоянной при навивании
одного прослойка. При намотке ровницы витки в прослойке
укладываются вплотную друг к другу, поэтому шаг витков равен
поперечному размеру ровницы и его можно определить по
эмпирической формуле
/г0 = С/1/1000/7,
где С — постоянный коэффициент (при хлопчатобумажной толстой, перегонной
и тонкой ровнице С = 3,60; 3,65; 3,7); Т — линейная плотность ровницы.
Если обозначить через п0 число витков, намотанных на
катушку в 1 мм (при опережающей катушке п0 = пк — пр, здесь
367
ч
пк и пр — частоты вращения катушки и рогульки соответственно,
мин-1), то скорость каретки можно определить по формуле
v = «Л = (nR — np) h0. (9.22)
Из выражения (9.22) можно получить второе кинематическое
условие при наматывании ровницы: с увеличением диаметра
намотки частота вращения катушки должна уменьшаться по
гиперболическому закону, но оставаться постоянной при намотке |
одного прослойка: \
«к = Яр + «о = пР + GOviUnd), (9.23) ]
где Уд — скорость намотки (равна скорости выпуска), м/с. '■?
Третье кинематическое условие при намотке ровницы: для
формирования конуса на теле намотки необходимо после навивки
каждого прослойка сокращать размах верхней каретки, чтобы \
шаг витков оставался постоянным за все время наработки съема. J
При конических концах паковки размах Нс каретки должен ]
изменяться пропорционально диаметру намотки d (см., рис. 9.5): J
#г = Я0 - (He-ftJV-d,) _ (g щ
"1 — «о
Четвертое кинематическое условие при намотке ровницы вы- <
ражается в постоянстве смещения ремня на конических
барабанчиках вдоль их осей после намотки любого прослойка. «
Дифференциал и передача к катушкам. В ровничных машинах
для обеспечения качественной намотки ровницы на катушки при- 1
меняют жесткую передачу к веретенам, катушкам, верхней ка- ±
ретке и вытяжному прибору при помощи зубчатых и винтовых \
колес. Для плавного уменьшения частоты вращения катушек и
скорости движения каретки при увеличении диаметра намотки
предусмотрен бесступенчатый коноидный вариатор скорости.
Кроме того, в кинематическую схему при передаче движения от
вариатора к катушкам вводят дифференциальный механизм,
который складывает переменную частоту вращения, получаемую
от вариатора, с постоянной частотой вращения главного вала \
машины. Суммарное вращение от дифференциала передается
к катушкам, совершающим кроме вращения еще и возвратно-
поступательное движение вдоль своих осей. Таким образом, через
вариатор проходит только часть передаваемой катушкам
мощности, что значительно уменьшает нагрузку на ремень коноидов
и облегчает его работу.
На рис. 9.6 изображена схема дифференциала с ведомым води-
лом, наиболее часто применяемая в современных ровничных
машинах. Если обозначить через а± угловую скорость ведущего
солнечного колеса,*' о)2 — угловую скорость второго солнечного
колеса и со3 — угловую скорость водила, то общая формула для
368
Ра Рь
Рис. 9.6. Схема дифференциала ровничной машины
Рис. 9.7. Схема сил, действующих в дифференциале
определения угловых скоростей звеньев дифференциала будет
иметь вид
щ = ±i'o<»i ± щ И — (±i'o)l. (9.25)
Знак перед первым членом уравнения и в скобках второго
члена уравнения выбирается в зависимости от знака передаточного
числа дифференциала i0 при остановленном водиле. Если водило
и ведущее колесо вращаются в одном направлении, то перед
вторым членом уравнения принимают знак «плюс», а в противном
случае — «минус».
В рассматриваемой схеме дифференциала водило
дифференциала является ведомым. На главном валу закреплено первое
солнечное колесо гг с внутренним зацеплением; второе солнечное
колесо z3 расположено соосно с главным валом и получает вращение
от конических барабанчиков через шестерню А. При
остановленном водиле ведущее и ведомое колеса zx и z2 вращаются в разных
направлениях; следовательно, передаточное число
дифференциала имеет знак «минус». Поскольку направление вращения
водила известно, примем знак «плюс» перед вторым членом. Если
в окончательном результате получим отрицательное число, то
направления вращения водила и солнечного колеса разные. Тогда
уравнение (9.25) примет вид
«г = —t'o«>i + °>з (1 + t'o).
и угловая скорость водила
Щ = (Щ + i>i)/(l + »'о)- (9-26)
Определим зависимости, связывающие силы и моменты, которые
действуют на отдельные звенья дифференциала. Пусть в схеме
дифференциала (рис. 9.7) известен момент, передаваемый от
главного вала,
Ml = РаГа- (9-27)
Требуется определить моменты М2 и Мя, действующие на
втором солнечном колесе и на водиле. Окружное усилие, при-
369
I
ложенное к зубьям ведущего колеса, т. е. колеса, которое
преодолевает какое-либо сопротивление, направлено всегда против
его окружной скорости. Окружные скорости и силы ведомых колес
имеют одинаковое направление. Окружная сила, приложенная
к зубьям колеса а, Ра = Ni-Jr^ направлена в данной схеме
дифференциала влево, а сила Рь, приложенная к сателлиту Ь, вправо.
Если пренебречь потерями на трение, то Ра = Рь.
В рассматриваемой конструкции дифференциала сателлит Ъ
непосредственно сцепляется с первым и вторым солнечными
колесами а и с. Следовательно, окружная сила Рс на колесе с
будет равна Рь, т. е. равна Ра. Тогда момент на колесе с
Ms = P/e = Parc. ■ (9.28)
Направление этого момента совпадает с направлением момента
Мх. Сила Рх на водиле, действующая со стороны сателлита, равна
сумме окружных сил Рь и Рс:
Pi = PbJrPc = 2Pb.
Действующий на водило момент
Ma = P1(rb + rc) = 2Pb{rb + rc) (9.29)
направлен в обратную сторону по отношению к моментам Мх
и М2. Если сложим выражения (9.27)—(9.29) с учетом
направления действующих моментов, то получим
Мг + М2 + М3 = 0. (9.30)
Данное уравнение лежит в основе статики планетарных
механизмов. Оно справедливо и при учете потерь на трение в зубьях
колес, но при условии пренебрежения моментами трения в
опорах, установленных в неподвижных стойках.
При отсутствии потерь на трение суммы мощностей,
подводимых к дифференциалу и отводимых от него, равны нулю:
Nj_ + N2+ N3 = 0 или М1а1 + М2а2 + М3щ = 0. (9.31)
Планетарные механизмы являются замкнутыми механизмами,
складывающими два различных вращения, поэтому
рассчитывать зубья колес дифференциала только по передаваемой
мощности было бы неправильно. При расчете зубчатых колес
дифференциала на прочность зубьев и на износ необходимо знать мощности
в зацеплении. В планетарных передачах мощностью в зацеплении
называется произведение момента на относительную угловую
скорость, так как зубья сателлитов взаимодействуют с зубьями
солнечных колес в относительном движении по отношению к
мысленно останавливаемому водилу. Условимся при обозначении
мощности или угловой скорости одного звена относительно
другого внизу ставить индексы, соответствующие этим звеньям.
Например, N13 и о13 означают мощность и угловую скорость
370
звена 1 по отношению к звену 3 (рис. 9.6). Тогда мощность в
зацеплении колес 1 и 2 соответственно
N13 = M&u, (9.32) N23 = М2щ3. (9.33)
Необходимо отметить, что мощность в зацеплении не всегда
является мерилом энергии и может в несколько раз превышать
мощность, подводимую к ведущим звеньям дифференциала, быть
меньше ее или равняться нулю.
При проектировании дифференциала необходимо знать его
коэффициент полезного действия т). Для любого механизма
t] = NJN0, (9.34)
где Nn — мощность, полученная от механизма; NB — мощность, подведенная
к механизму.
Однако непосредственное применение данной формулы для
дифференциалов затруднено, так как они имеют два источника
движения и любые одно или два звена могут быть ведомыми,
исходя из соотношения скоростей звеньев, получающих вращение
от источника движения. Методы определения коэффициентов
полезного действия описаны в технической литературе [33, 43].
Расчеты и экспериментальные исследования показывают, что
дифференциалы ровничных машин имеют высокий КПД 97—99%
[33].
При конструировании дифференциалов ровничной машины
следует учитывать предъявляемые к ним требования: высокий
КПД, малый дисбаланс, простота конструкции и удобства
монтажа и эксплуатации, надежность работы.
Рассмотрим конструкцию дифференциала, применяемого на
современных ровничных машинах (рис. 9.8). Ведомым звеном
является водило, ведущими колесо 3 с внутренним зацеплением,
закрепленное на главном валу машины 2, и. зубчатое колесо 1,
на втулке которого закреплена звездочка 7, получающая
вращение от конических барабанчиков. На втулку водила насажена
звездочка 6, передающая вращение катушкам. На фланце втулки
водила закреплены две симметрично расположенные оси 5 и 8,
на которых вращаются два одинаковых сателлита 4 и 9. Данный
дифференциал с двумя одинаковыми симметричными сателлитами
и с расположением всех деталей симметрично относительно
главного вала в дополнительной балансировке не нуждается. Наличие
двух симметричных сателлитов уменьшает окружные усилия на
зубьях. Все опоры поставлены на шарикоподшипники, что
уменьшает потери на трение, облегчает смазку опор, повышает их
надежность. Дифференциальный механизм работает в масляной
ванне и герметически закрыт крышкой с отверстием, через которое
заливается масло.
Вращение от ведомой звездочки дифференциала передается
катушечному валу, а затем к катушкам, расположенным соосно
371
Рис. 9.8. Дифференциал ровничной машины
с веретенами. Особенностью данной передачи является то, что
ось катушечного вала не остается неподвижной, а перемещается
вверх и вниз. Обычную передачу в таком случае применить нельзя,
поэтому здесь применяют шарнирно-эпициклические механизмы,
позволяющие передавать вращение подвижным валам.
Рассмотрим схему цепной передачи от дифференциала к
катушкам, применяемую на современных ровничных машинах. Она
представляет собой цепной шарнирно-эпициклический механизм
(рис. 9.9). От ведомой звездочки гА дифференциала вращение
передается валу звездочки гв, а от него через звездочки г'в и
Zc, катушечному валу Сх. Валы звездочек А, В и С связаны
между собой жесткими рычагами АВ и ВСЪ которые могут
поворачиваться вокруг осей А и В. Благодаря такому устройству
механизма вращение от звездочки гА с неподвижной осью
свободно передается звездочке zC], сидящей на подвижной оси.
Вследствие движения каретки вверх и вниз ведомая звездочка zCl
получает кроме основного вращения еще добавочное вращение,
что нарушает основное условие наматывания, выраженное
уравнением (9.23):
©о = сок — (ор = 2nwBbin/dK,
где ш0, сок> Шр — угловые скорости намотки, катушки, рогульки соответственно;
^выи — скорость выпуска мычки передним цилиндром вытяжного прибора;
"к — диаметр наматываемой катушки.
372
Рис. 9.9. Схема цепной передачи
от дифференциала к катушкам
Если добавочное
вращение сложится с основным
вращением катушки (щ >
>> 2ливьш/^к), то
наматываемая ровница будет
чрезмерно натянута, что
приведет к дополнительной
вытяжке, повышению
неравномерности и к очень плотной намотке ровницы на катушку. Если
дополнительное вращение направлено противоположно основному
вращению катушки (щ < 2nuBbm/dK), то ровница провисает
и намотка на катушку слабая.
Дополнительную вытяжку или ослабление намотки можно
оценить в виде отношения разности окружной скорости переднего
цилиндра ивыП и намотки ровницы на катушку v0 (v0 = <o0dK/2)
к скорости ивьш:
К = (v0 — уВьш)/°вып = Аи/иВЫ11. (9.35)
При v0 > увыП Я > 0 — возникает дополнительная вытяжка;
при v0 < увыП А, < 0 — возникает ослабление ровницы. Поэтому
при проектировании передачи от дифференциала к катушкам
необходимо сделать так, чтобы добавочного вращения катушек
или совсем "не было или оно происходило бы с малой частотой.
Для исследования передачи к катушкам разделим вращение
звездочки zCl вокруг оси при движении ее оси из верхнего крайнего
положения Сх в нижнее С2 (размах Н) на два вращения: вращение
жесткого треугольника АВС\ вокруг оси А и поворот В'С'г вокруг
шарнира Вх (см. рис. 9.9). При первом движении механизма ось
звездочки гс сойдет с вертикальной прямой ССХ и попадет в
точку С'2. Для того чтобы точка С'2 находилась на линии, необходимо
повернуть рычаг В'С2 вокруг оси В'. При жестком треугольнике
АВСХ цепная передача становится планетарной, и угол поворота
а'с звездочки Zc, можно определить по формуле
а'с = iaA ± «о (1 — i), (9.36)
где i — передаточное число между валами А и Сх при жестком треугольнике
АВСХ\ аА — угол поворота звездочки zA; a0 — угол поворота треугольника
АВСг.
Знаки «плюс» и «минус» перед вторым членом зависят от
направления поворота треугольника АВСХ. При повороте рычага
В{С2 вокруг оси Вх получается простая цепная планетарная
передача с неподвижной звездочкой zB, и угол вращения а'с
звездочки гс определяется по формуле
а'с = ±(1 — г'0)аз,
где г0 — передаточное число между валами В и Сх; а3 — угол поворота
рычага BjCj.
373
Рис. 9.10. Кинематическая схема ровничной машины:
1 — рейка; 2 — главный вал; 3 — дифференциал; 4 — верхняя каретка; 5
коромысло
Общий угол поворота вала Сх
aCl == iaA ± (1 — 0 а0 ± (1 - 'о) аз- (9.37)
Первый член данного уравнения дает основное вращение
звездочки Zcu которое желательно получить. Добавочный угол
поворота звездочки
Лас, = ±а0(1 - г) ± а3(1 - »„). (9.38)
Длина ровницы А/доб, которая не будет намотана (или
излишне намотана) за время, когда звездочка zc, дополнительно
повернется на угол AaCl,
Л/доб = AaCldi'/2, (9.39)
где d — диаметр намотки; V — передаточное число между катушечным валом
и катушкой.
При проектировании рассматриваемой передачи надо
стремиться, чтобы А/д0б приближалось к нулю. Если подобрать так
число зубьев звездочек, что i = 1 и i0 = 1, то А/доб будет равно
нулю.
Кинематическая схема ровничной машины. При разработке
кинематической схемы ровничной машины (рис. 9.10) необходимо
так подобрать передаточные числа передач от главного вала к
рогулькам, катушкам и каретке, чтобы точно были выполнены все
условия наматывания ровницы. Рогульки получают вращение
от главного вала доашины и вращаются во время работы с
постоянными частотами
"P = "r.B*'i- (9.40)
где пг. в — частота вращения главного вала машины; i1 — передаточное число
от главного вала к рогулькам.
374
Катушки вращаются с переменными частотами лкат и получают
вращение от ведомой шестерни дифференциала, который
складывает вращение с переменной частотой, получаемое от ведомого
коноида, с вращением главного вала с постоянной частотой.
Согласно уравнению (9.26)
(9.41)
'о'4пг. в | "г'з'^г.в
"кат_ 1+'о ' 1+'о '
где j0, i, i2, i3, i4 — передаточные числа соответственно дифференциала при
остановленном воднле; между коническими барабанчиками; между главным
валом и верхним коническим барабанчиком; между ведомым барабанчиком и
ведущей шестерней дифференциала; между ведомой шестерней дифференциала
и катушками.
В уравнении (9.41) первый член является постоянным, второй—
переменным. Уравнения (9.23) и (9.41) должны выражать одну
и ту же зависимость. Следовательно, для получения правильной
намотки должны соблюдаться следующие условия:
hhnr. в . 60l>i t't'2t3t4"r. в /о иО\
"р- i+'o ' ~^~ ГТ"^' { '
Приравнивая первое уравнение этой системы к уравнению
(9.40), получаем
;0;4/(1 + ;0) = i±.
Зная любые два передаточных числа, из этой формулы можно
определить третье. Так, для ровничной машины Р-192-5 i0 = 3,
г-! = 93/108; следовательно,
.• М1+»о) _ 93-4 _ 124
4~ i0 ~~ 108-3 108 *
Если известны постоянные величины vi — скорость намотки и
передаточное число г3, то можно в зависимости от d определить i —
переменное передаточное число между коноидами.
Из уравнения (9.42) имеем
г = -2в_ = 6°М' +'о) /д 43)
Dn ndnr. Bi2sy4t] ' '
где DB — текущее значение диаметра верхнего конического барабанчика; DH —
текущее значение диаметра нижнего конического барабанчика; У) —
коэффициент, учитывающий проскальзывание ремня на конических барабанчиках
(11 = 0,98).
Каретка получает движение от ведомого коноида, минуя диф"
ференциал. Следовательно, ее скорость во время наработки ка"
тушки переменная:
... "yW^s. о^ /о лл\
икар — qq , [?.**)
где г.-, — передаточное число между ведомым коническим барабанчиком и
зубчатым колесом, сцепляющимся с рейкой каретки; rfH. 0 — диаметр начальной
окружности этого зубчатого колеса.
Чтобы использовать один и тот же вариатор скорости для
привода катушек и верхней каретки, необходимо иметь вполне оп-
375
(9.46)
ределенное значение передаточного числа г5. Определим
передаточное число i из уравнений (9.21) и (9.44):
1--ТГ= ши У"- • (9-45)
Приравнивая выражения (9.45) и (9.43), получаем
j __ ^о'з'4
6 ndH.0 (1 + *'о) "
Для периодического смещения ремня вдоль оси барабанчиков,
что необходимо для изменения частоты вращения катушек,
скорости, направления движения и размаха верхней каретки,
применяют специальный механизм управления. Сокращение размаха
каретки АН можно вычислить из следующего уравнения (см.
рис. 9.5):
\Н = ЗМзСЯо-Яг) (947)
(^-йоНЛооо/г
где Нр и Hi — максимальная и конечная высоты намотки соответственно; fet =
б V 1000/Т (здесь б —толщина ровницы; Т — линейная плотность ровницы);
к2 = Дс(/(2б) (здесь kd — увеличение диаметра после навивки текущего
прослойка); dx и d0 — диаметры полной и пустой катушки соответственно.
Из формулы (9.47) следует, что сокращение размаха каретки
после навивания любого прослойка, при прочих равных условиях,
изменяется в зависимости от коэффициента сплющивания k%
ровницы при наматывании.
Профилирование коноидов для вариатора скоростей. При
профилировании коноидов используют уравнение (9.43), в которое
входят диаметры катушки и коноидов. После намотки любого
прослойка ремень на коноидах перемещается вдоль осей на
одинаковую величину
А = LVIM,
где Lp — рабочая длина коноидного барабанчика; М — число прослойков в
полной катушке.
Согласно формуле С. А. Парамонова приближенно величину М
можно вычислить по формуле
Pi (dj — d0)
М
(3pi — р) 6t
где рл — давление лапки рогульки на первый прослоек; р — давление лапки
на последний прослоек; бх — толщина первого прослойка.
Исследования показали, что толщина прослойка увеличивается
по мере наработки катушки. Причиной этого являются
уменьшение давления лапки на катушку по мере наработки диаметра
(в конце намотки это давление в 1,5—2,5 раза меньше
первоначального) и то, что с увеличением диаметра намотки внутренние
прослойки испытывают все увеличивающееся суммарное
давление со стороны вышележащих прослойков, благодаря чему
диаметр намотки изменяется не по закону прямой линии [39, 43].
376
По экспериментальным данным В. Е. Зотикова диаметр
намотки для хлопчатобумажной ровницы изменяется по
зависимости
d = d0 + 2bxmk, (9.48)
где d0 — диаметр пустой катушки; m — число намотанных слоев за
определенный промежуток времени; k — показатель степени (для толстой ровницы
k = 1,16, для перегонной к— 1,14, тонкой к— 1,11).
Если при профилировании коноидов применим формулу (9.48),
то изменение диаметра намотки в зависимости от перемещения
х ремня на коноидах будет
d = d0 + 2бх (х/Д)*. (9.49)
Подставляя данное уравнение в формулу (9.45), получаем
D^-^k?' (9'50)
где c_60ti1(i-f t0) . с __ 26^
"r.B'Vs'Vn ' 1 Afe
При рассмотрении вопроса о проектировании коноидов для
педального регулятора трепальной машины было приведено
уравнение (2.27) для определения длины ремня. В первом
приближении угол обхвата ремнем коноидов в их среднем положении
принимают равным 180°. Тогда
"в. ср == ^н. ср == ^ср>
где Dcp — средний диаметр.
Длина ремня для его среднего положения на коноидах
L1 = nDcv + 2l1, (9.51)
где /t — межцентровое расстояние.
Из формулы (9.51) найдем
Dcp = (Lt - 2&)/я. (9-52)
Значением среднего диаметра Dcp задаются исходя из
характеристики ремня и передаваемой через него мощности. Так,
на ровничной машине Р-192-5 диаметр верхнего коноида в начале
наработки съема DB = 179 мм, а диаметр нижнего коноида DH =
= 93,4 мм. Следовательно, коноиды этой ровничной машины имеют
средний диаметр
Dcp = (179 + 93,4)/2 = 136,2 мм.
Совместное решение уравнений
п — п с
ив. ср — ив. ср . r k '
do + clX (g53)
D 4-D — 2D = 2(Li~2/l)
377
позволяет найти зависимость диаметров коноидов от перемещения
ремня.
Таким образом, получаем
2С£)С
А, = 2г„
л:р
d0 + C + C^fc '
D„ = 2r„ = 2Д
су
(9.54)
D 2DCP {d0 + <У)
rfo + C + Cx^
Уравнений (9.54) позволяют в осях координат г — х построить
теоретические профили обоих коноидов (рис. 9.11). Так как
обычно на коноидах натяжного устройства не ставят, необходимо
учесть поправку на длину ремня, о которой было сказано при
проектировании коноидов педального регулятора трепальной
машины, выражающуюся изменением радиусов коноидов на
величины Aj и А2 — при сохранении передаточных чисел. Кроме того,
необходимо учесть и поправку на толщину b ремня, и тогда
получим искомые действительные радиусы коноидов:
RB = rB + At - 6/2; RH = rr_ + А2 - b/2.
(9.55)
Рабочую длину коноидов следует выбирать с учетом следующих
обстоятельств. Увеличение рабочей* длины коноидов ведет к
увеличению габаритных размеров и силы, необходимой для
перемещения ремня вдоль осей коноидов, но в то же время улучшает
условия работы ремня вследствие уменьшения перекоса его на
коноидах и уменьшает проскальзывание ремня. Необходимо
также отметить, что при каждом передвижении ремня на коноидах
частота вращения ведомого коноида должна изменяться плавно
на небольшую величину. Рабочую длину Lp коноидов на
ровничных машинах можно выбирать в пределах 600—800 мм, тогда
общая длина коноидов
Lo6 = Lp + В + (80 ч- 100) мм,
где В — ширина ремня; 80—100 мм — удвоенное расстояние от крайнего
положения ремня до торца коноидов.
Недостатком коноидного вариатора является
проскальзывание ремня, что вносит определенную неточность в его работу.
Однако простота конструкции, легкость изготовления и
долговечность явились основными причинами применения коноидных
вариаторов на ровничной машине. Можно использовать на
ровничной машине вариаторы скорости и других типов, в частности
цепной с раздвижными
дисками, работающий без
проскальзывания.
Ш=1
. X |
0
~~\х
1
Рис. 9.11. Профиль коноидов
378
9.4. НАТЯЖЕНИЕ НИТИ НА КОЛЬЦЕВЫХ МАШИНАХ.
КОЛЬЦО И БЕГУНОК
Натяжение нити. Технологический процесс на кольцевых
прядильных машинах построен так, что одновременно происходит
кручение нити и наматывание ее на патрон (шпулю). Эти операции
производит крутильно-наматывающий механизм, состоящий из
веретена, кольца и бегунка. Наматывание нити на шпулю, жестко
посаженную на веретено, происходит за счет отставания частоты
вращения бегунка по кольцу от частоты вращения веретена.
Раскладку нити вдоль початка выполняет мотальный механизм.
Одним из важнейших факторов, от которого зависит качество
наматывания нити на шпулю, является натяжение нити. Во время
работы кольцевой прядильной или крутильной машины участок
нити от нитепроводника до бегунка вращается, образуя баллон.
На каждый элемент баллона действуют центробежная сила в
плоскости, перпендикулярной к оси вращения; сила сопротивления
воздуха, лежащая в той же плоскости, что и центробежная сила,
но направленная перпендикулярно ей; кориолисова сила
инерции, возникающая вследствие того, что нить в баллоне кроме
вращения движется еще и поступательно. Под действием этих
сил нить в баллоне принимает форму сложной пространственной
кривой (рис. 9.12).
Теоретические и экспериментальные исследования некоторых
ученых: Н. А. Васильева [1 ], А. П. Минакова [18] и др. позволили
вывести ряд формул, по которым можно определить натяжение
нити в любой точке баллона. Наибольшее натяжение нити при
кольцевом прядении возникает на участке между бегунком и патроном,
так как здесь оказывает влияние не только натяжение нити в
баллоне, но и центробежная сила бегунка, а также сила трения бегунка
о кольцо и нити о бегунок. Однако обрыв нити чаще всего
происходит между нитепроводником и передним цилиндром вытяжного
прибора, где слабоскрученная нить имеет наименьшую прочность.
Натяжение нити на кольцевых машинах зависит от ряда
параметров, основными из которых являются линейная плотность
вырабатываемой нити, радиус кольца и шпули, масса бегунка,
высота баллона и коэффициенты трения бегунка о кольцо н нити
о бегунок. Наибольшее влияние на натяжение нити оказывают
центробежные силы нити в балланеи бегунка, зависящие от
второй степени угловой скорости бегунка, масс нити и бегунка, а
также от диаметров кольца и шпули. Таким образом, натяжение
нити во время наработки початка с постоянной скоростью веретен
не является постоянным; следовательно, и обрывность пряжи
также изменяется. Наибольшая обрывность на машине чаще всего
возникает в начале наработки съема.
Для выравнивания и уменьшения натяжения на "кольцепря-
дильных машинах применяют несколько способов:
1) выбор правильного соотношения между диаметрами кольца
и шпули (см. гл. 5);
379
Рис. 9.12. Схема баллона:
z / — трансверсальная кривая; 2 — пространс-
■»- твенная кривая; 3 — экваториальная кривая
2) использование подвижных
нитепроводников, что уменьшает
разницу в высоте баллона при
намотке слоев початка;
3) применение кольцевых
ограничителей баллона, что
позволяет уменьшить натяжение между
передним цилиндром вытяжного
прибора и крючком нитепровод-
ника до 34%, [обеспечивая при
этом нормальную плотность на
початке (0,4—0,5 г/см3);
L 4) использование мотальных
механизмов с подвижным
веретенным бруском, что позволяет сохранить одинаковую высоту
баллона во время наработки початка;
5) работа кольцепрядильных машин с переменной рабочей
частотой вращения главного вала;
6) применение на кольцепрядильных машинах для шерсти
веретен с крутильной головкой (см. рис. 8.11, г).
Для получения постоянного натяжения нити во все время
наработки початка скорость машины необходимо изменять как
во время одного цикла движения кольцевой планки (послойное
регулирование скорости), так и по мере наработки початка
(базисное регулирование). Ввиду трудного осуществления полного
регулирования скорости машины чаще всего применяют только
базисное регулирование, что дает возможность повысить
производительность машины на 5—8%.
Кольцо и бегунок. Кольца и бегунки прядильных и
крутильных машин являются важными деталями, от конструкции которых
зависят нормальное протекание технологического процесса и
производительность. Силы, действующие на бегунок во время
работы машины, переменны, и величина их зависит в основном от
центробежной силы, которая бывает в 1500—3000 раз больше
силы тяжести бегунка. Это вызывает сравнительно быстрый износ
бегунка и рабочей части кольца, что приводит к увеличению
обрывности пряжи на машине. Повышение скорости кольце-
прядильной машины в основном лимитирует бегунок и кольцо.
На современных кольцепрядильных машинах для хлопка
окружная скорость бегунка не превышает 34—36 м/с. Дальнейшее
повышение скорости бегунка при современных конструкциях кольца
и бегунков вызывает усиленный вылет бегунков и резкое
увеличение обрывности пряжи.
Рассмотрим современные конструкции колец и бегунков,
применяемых на прядильных и крутильных машинах.
380
1 '1
d ' га
РгЧ
■* »■
Рис. 9.13. Кольцо прядильных и крутильных машин:
а — с горизонтальным бортиком; б — коническое; в — с вертикальным бортиком
Основным размером кольца (рис. 9.13) является диаметр D
по внутренней рабочей поверхности кольца. Диаметр
стандартизован; так, для колец с горизонтальным бортиком он изменяется
от 29 до 105 мм; для конических колец и колец с вертикальным
бортиком — от 32 до 166 мм. Рабочие размеры колец должны
выдерживаться с достаточно высокой точностью. Предельное
отклонение диаметра D не должно превышать следующих величин:
D < 48 мм ± 0,15 мм; D > 52 мм + 0,2 мм.
Овальность по диаметру D не должна превышать 0,1 мм у
колец с D < 48 мм и 0,2 мм у колец с D > 52 мм. Ширину
горизонтальных бортиков Ь (3,2 и 4 мм) колец выполняют с точностью
±0,1—0,12 мм. Чистота рабочей поверхности не ниже 10-го
класса шероховатости.
Кольца для сухого прядения хлопка и шерсти изготовляют из
стали 40 или 45. Поверхность колец насыщается углеродом и
азотом (нитроцементация) на глубину 0,3—0,6 мм в зависимости от
типа кольца. Твердость колец после химико-термической
обработки должна быть в пределах HRC 60—63. Для аппаратного
прядения шерсти применяют самосмазывающие прядильные и
крутильные кольца, выполненные из спеченных материалов на
основе железного порошка. Они могут работать как со стальными,
латунными, так и с полиамидными бегунками с низким
коэффициентом трения.
Согласно ГОСТ 3608—78 кольца из спеченных материалов всех
основных типов выполняют диаметрами 60—100 мм. Поверхность
колец насыщается углеродом и азотом. На рабочих поверхностях
спеченных колец не допускается наличия пор и раковин размером
0,25 мм. Для кольцепрядильных машин ПБ-114-Ш применяют
спеченные кольца с горизонтальным и вертикальным бортиками
диаметром 85 мм типа ПК-85-1, ПК-85-2 и ПК-85-3. Кольца из
спеченных материалов обеспечивают нормальную работу кольце-
прядильной машины как с металлическими, так и с
пластмассовыми бегунками. По исследованиям ВНИИЛТЕКМАШа
внедрение колец из спеченных материалов позволило снизить
обрывность пряжи на 20—25%, увеличить стойкость колец в 10—15 раз,
повысить срок службы бегунка в 2—3 раза и ликвидировать
загрязнения початков пряжи маслом. Кроме того, при их
изготовлении требуется меньше металла.
.381
Бегунок — малая деталь прядильной машины; масса этой детали
измеряется милиграммами, но роль ее в процессе прядения очень*
важна. Основными параметрами бегунка являются форма, разИ
Меры и масса. Масса бегунков зависит от линейной плотности
вырабатываемой пряжи и частоты вращения бегунков и нахо- .
дится в широких пределах. Так, например, масса бегунков для ко- -
лец с горизонтальным бортиком составляет 7,1—2615 мг. Бегунки ',
в пределах каждого типа нумеруются в зависимости от массы.
Масса тысячи бегунков в граммах является номером бегунка.
Бегунки изготовляют следующих типов (ГОСТ 11031—76,
рис. 9.14):
1 — для колец с горизонтальным бортиком;
2 — для колец с вертикальным бортиком;
3 — для конических колец;
4 — для гиперболических колец.
Бегунки типа 1 имеют следующие формы: эллиптическую
(рис. 9.14, а); эллиптическую с прямой спинкой (рис. 9.14, б);
С-образную (рис. 9.14, в); С-образную с отогнутыми ножками
(рис. 9.14, г).
Бегунки типа 2 (рис. 9.14, д) изготовляют с круглым (для
колец высотой 8 мм) и плоским (для колец высотой больше 8 мм)
сечениями с прямой и изогнутой спинкой.
Основные размеры бегунков (В, Ь и Я) должны*
соответствовать размерам рабочих профилей колец. Предельные
отклонения основных размеров бегунков не должны превышать для В
и Я ±0,2 мм; для Ь — +0,3 мм. Во избежание вылета бегунков
размер Ь должен быть меньше ширины бортика кольца. Стальные бе- ;
гунки изготовляют или из игольной проволоки по ГОСТ 5468—60,
i__i |. в ,| i L
I) г)
Рис. 9.14. Бегунки прядильных и крутильных машин для колец с
горизонтальным (а, б, в, г) и вертикальным бортиками:
а — эллиптические; б — эллиптические с прямой спинкой; в — С-образные; г — С-об-
разиые с отогнутыми ножками; Ь — с изогнутой спникой
382
или из стальной холоднокатаной ленты из инструментальной й
пружинной стали по ГОСТ 2283—69.
Упругость бегунков типа 1 номеров от 7,1 до 80
характеризуется остаточной деформацией, которая в зависимости от номера
бегунка должна быть в пределах 8—12%. Прочность стальных
бегунков характеризуется числом разорвавшихся бегунков при
испытании, которое должно быть не более 8% при разводе ножек
на определенную величину (для типа 1 и номеров 8—80 3,5—5 мм).
При мокром прядении или кручении применяют латунные
бегунки, изготовленные из проволоки из медно-цинковых сплавов
марки Л68 по ГОСТ 1066—75. Параметр шероховатости рабочей
поверхности стальных бегунков должен быть Ra < 0,32 мкм
по ГОСТ 2789—73. Все размеры и массы бегунков
стандартизованы ГОСТ 11031—76.
Предельное отклонение массы бегунков должно быть
минимальным. Так, для бегунков типа 1 исполнений 1 и 2 оно должно быть
не больше ±2,5%. За время работы бегунок движется по кольцу
с высокой скоростью и пробегает очень большой путь. По опытам
ВНИИЛТЕКМАШа при выработке хлопчатобумажной пряжи
со скоростью бегунка 26,2 м/с, при диаметре кольца 44,5 мм
средний путь бегунка составляет 11 000 км при 117 ч непрерывной
работы. Продолжительность работы бегунков на шерстяных,
льняных и шелковых прядильных машинах при обычных кольцах
значительно меньше. Продолжительность работы колец на
хлопкопрядильных машинах в зависимости от окружной скорости
бегунка колеблется от двух до пяти лет. Значительно меньше
продолжительность работы стальных колец на прядильных машинах
.для шерсти и шелка.
В последнее время для выработки шерстяной аппаратной пряжи
и пряжи из химических волокон широко применяют пластмассовые
(полиамидные) бегунки. Их выполняют из стеклонаполненного
полиамида и используют при рабочих частотах вращения веретен
до 7500 мин-1. Согласно ОСТ 17-289—78 их изготовляют для
колец с горизонтальными (номера бегунков 190—290) и для
колец с вертикальными (номера бегунков 30—820) бортиками. В
частности, их применяют при прядении аппаратной шерсти на
порошковых кольцах типа ПК-1-85, ПК-2-85 и ПК-3-85. Применение
полиамидных бегунков повышает срок службы бегунков и колец
и уменьшает обрывность пряжи на машине.
9.5. МОТАЛЬНЫЕ МЕХАНИЗМЫ КОЛЬЦЕПРЯДИЛЬНЫХ
МАШИН
Коническая и цилиндрическая намотки на кольцепрядильных
машинах. При конической намотке закон перемещения нитево-
дителя неодинаков при наработке различных участков початка
и зависит от его строения, которое определяется характером
дальнейшей переработки. Если нить с початка перерабатывается на
383
Рис. 9-15. Схема строения початка
автоматических ткацких челночных станках, то початок
включает четыре части: резерв /, гнездо 3, тело 2 и подмот 4
(рис. 9.15).
Резерв наматывается вначале формирования початка на
нижнюю часть шпули на длине 10—15 мм и расходуется в момент
смены сработанной шпули. Длина нити в резерве составляет
5—10 м и определяется в основном заправочной шириной
автоматического челночного ткацкого станка.
Гнездо початка нарабатывается с целью увеличения длины нити
в початке и служит как бы основанием, базой тела намотки. Для
получения сферической формы гнезда необходимо обеспечить после
наработки каждого слоя неодинаковое смещение нитеводителя.
В противном случае конечная форма нижней части початка будет
представлять' собой усеченный конус. Кроме того, при
формировании гнезда шаг витков в прослойках не остается постоянным,
а увеличивается при движении вверх, в результате толщина слоя
уменьшается, а конусность формируемой части гнезда растет,
приближаясь к конусности тела*початка.
Учитывая, что при постоянной частоте вращения мотального
кулачка длина нити во всех слоях початка (в том числе и в~слоях
гнезда) одинакова, при формировании гнезда необходимо
соблюдать три условия.
1. Каждый прослоек должен быть толще внизу, чем наверху,
что необходимо для образования тела намотки конической
формы.
2. Смещение последующего слоя относительно предыдущего
должно уменьшаться по мере образования гнезда. За время на-
384
работки гнезда это смещение Д.- будет изменяться в пределах
Д„ < А, < Дь
где Д„ — смещение последующего слоя относительно предыдущего при наработке
тела початка; Дх— смещение второго слоя гнезда относительно первого.
3. Высота слоев гнезда вдоль оси тела Нн намотки должна
увеличиваться по мере наработки гнезда:
Нri < пг[ < Нт,
где Нг1 — высота первого слоя гнезда; Нт — высота слоя при наработке тела
початка.
Одновременное воздействие всех трех факторов способствует
формированию основания початка (гнезда) сферической формы
внизу и конической — вверху. После наработки тела початка
нитеводитель быстро возвращается в исходное положение и внизу
наматывается подмот (5—12 витков). Когда наработанные
початки снимаются, нить из подмота сматывается и обвивает по
спирали шпиндель веретена. При надевании пустой шпули нить
защемляется на шпинделе. При конической намотке на кольцевых
машинах точка набегания нити должна перемещаться вдоль оси
вращения тела намотки по закону квадрэтической параболы, а
при цилиндрической намотке — по закону прямой линии [см.
формулы (9.10), (9.6)].
В настоящее время на кольцевых машинах наибольшее
распространение получили мотальные механизмы с подвижными
Рис. 9.16. Кинематическая схема мотального механизма кольцепрядильных
машин с рычажным подъемом колонок кольцевых планок и угольников нитгнапра-
вителей:
I. 20 — рычаги; 2 — червячное колесо; 3 — втулка; 4. 14 — блоки; 5, 24, 25 — ролики;
6 — кулачок; 7 — мотальный рычаг; 8 — червяк; 9 — собачка; 10 — храповое колесо;
II, 12, 15 — цепи; 13 — двухступенчатый блок; 16, 21, 22 — колонки; 17 — угольник
ннтенаправнтелей; 18 — кольцевая планка; 19 — уравновешивающая пружина; 23 —
тяга
13 П/р А. И. Макарова
385
кольцевыми планками и неподвижными веретенными брусьями
(рис. 9.16, 9.17). На машинах с такими механизмами
перемещаются только сравнительно легкие кольцевые планки и угольники
нитенаправителей. Механизмы имеют простую конструкцию и
надежны в работе. Машины с подвижными веретенными брусьями
(рис. 9.18) значительно тяжелее, сложнее по конструкции и в
наладке. Еще сложнее машины с подвижными веретенными
брусьями и подвижными кольцевыми планками [33], применяемые
на кольцепрядильнои машине^ фирмы Риттер. Представленные
на рис. 9.16, 9.18 мотальные механизмы относятся к механизмам
кулачкового типа с силовым замыканием. Анализ их
кинематических схем показывает, что они могут быть разделены на рыча-
жно-цепные и цепные. В рычажно-цепных механизмах
перемещение кольцевым планкам передается от общей тяги трехплечими
рычагами с противовесами, в цепных передачах — при помощи
цепей или гибких связей.
Рычажно-цепные мотальные механизмы. Кинематическая схема
такого механизма изображена на рис. 9.16.
Мотальный рычаг 7 получает через ролик 5 качательное
движение от плоского мотального кулачка 6 и через систему рычагов
и блоков передает кольцевым планкам и нитенаправителям
возвратно-поступательное перемещение. На рычаге 7 закреплен
блок 4, жестко соединенный со втулкой 3. На этой же втулке
закреплено червячное колесо 2. При отклонении рычага 7 вниз
Рис. 9.17. Кинематическая схема мотального механизма кольцепрядильных
машин с цепным подъемом кольцевых планок и рычажным подъемом колонок
угольников нитенаправителей:
I — кулачок; 2, 7, 26, 27 — рычаги; 3, 25 — ролики; 4 — барабан; 5 — втулка; 6 —
червячное колесо; 8 — собачка; 9 — храповое колесо; 10 — червяк; //. 14. 16. 17. 19 —
цепи; 12 — палец; 13, 20 — блоки; 15 — зубчатое колесо; 18 — тяга. 21, 28 — колонки;
22 — угольник ннтепроводников; 23 — кольцевая планка; 24 — веретенный бруо
386
Рис. 9.18. Кинематическая схема
мотального механизма
кольцепрядильнои машины с подвижными
веретенными брусьями и
неподвижными кольцевыми планками:
I — кулачок; 2 — храповое колесо;
3. !2, 19, 22 — валы; 4, 5, 9, 10 —
диски муфт; 6', 17 — червяки; 7. 20.
21 — двухступенчатые блоки; 8. 16 —
червячные колеса; // — рычаг; 13, 14,
15 — конические колеса; 18, 23 —
направляющие; 24 — веретенный брус;
25 — поперечниа
цепь 12, закрепленная на
блоках 4 и 13, поворачивает
двухступенчатый блок 13
против часовой стрелки. При
этом цепь 15,
присоединенная концами к блокам 13
и 14, наматывается на
большую ступень блока 13,
отклоняя двуплечий рычаг 20
влево. На нижнем плече
закреплены два ролика 24 и 25, на которые опираются
башмаками колонки 21 и 22. Следовательно, при отклонении
рычага 7 вниз кольцевые планки 18 и угольники
нитенаправителей 17 будут подниматься. Опускаются планки и угольники
под действием неуравновешенной части их силы тяжести по мере
поворота мотального кулачка. Тяга 23 соединяет между собой
вертикальные рычаги 20, расположенные вдоль машины.
На рис. 9.19 представлена конструкция рычажно-цепного
мотального механизма, а на рис. 9.20 мотальный рычаг
современной кольцепрядильнои машины. В этом механизме кольцевые
планки, угольники нитеводителей и колонок уравновешиваются
винтовыми цилиндрическими пружинами, прикрепленными к
вертикальным рычагам 20 (см. рис. 9.16) и средним стойкам остова
машины. После наработки каждого слоя планки смещаются вверх
храповым механизмом. При опускании мотального рычага /
(см. рис. 9.19) рычаг 20 под действием цепи повернется против
часовой стрелки вокруг оси храпового колеса и с помощью
собачки 7 (см. рис. 9.20) повернет храповое колесо 6. На одном валу
с храповым колесом 6 жестко закреплен червяк, входящий в
зацепление с червячным колесом 2, на валу которого закреплен
цепной блок.
Следовательно, при повороте храпового колеса поворачивается
и цепной блок, часть цепи 10 (см. рис. 9.19) наматывается на этот
блок, и планки смещаются вверх. Регулировочный винт 10 (см.
рис. 9.20) является ограничителем угла поворота собачки
относительно оси храпового колеса; он позволяет устанавливать собачку
в наиболее рациональное исходное положение и регулировать
9 6 5 4 3
13*
387
Рис. 9.19. Мотальный механизм кольцепрядильной машины:
1 — мотальный рычаг; 2 — упор переключателя (наработка гнезда почяткя}- ч „„«г,
переключателя, определяющего интервал опускания кольцевых Уланок при Л0«в
о масляная ванна; 6 — упор переключателя (наработка конуса почяткя!- 7 =Г
подвижная направляющая; 8 — палец; 9 — переключатель- /л п?^* i) ~ e"
^oTSL^^o^L-o-
Р^г^чГх^п^
Pbi4di подачн храповика, 2/ - рукоятка ручного сматывания мотальной цепи (при
работе рукоятка снимается) v y
5w? A
Рис. 9.20. Мотальный рыяаг:
«ГЛ™?Н«Я ВанНа; 2 ~ червячное колесо; 3 - мотальный рычаг- 4 - кожух- 5 -
звездочка; в — храповое колесо (г = 24 85V 7 — собявкя- л г,г.^„„„. пУ "
болт *
388
угол поворота храпового колеса. Смещение кольцевых планок за
один оборот мотального кулака пропорционально числу зубьев zc,
на которое повернется храповик под действием собачки. Смещение
кольцевых планок от храпового механизма осуществляется во
время их подъема, когда мотальный механизм максимально
нагружен. Этот один из основных недостатков рассматриваемого
механизма. Для восприятия боковых нагрузок и удержания
мотального рычага в заданном положении в момент работы
храпового механизма введена неподвижная направляющая 7 (см.
рис. 9.19), в паз которой входит палец 8, жестко закрепленный
на конце мотального рычага.
Гнездо початка начинает наматываться в нижнем положении
кольцевой планки, когда упор 11 максимально отклоняет цепь 10
влево. В процессе намотки гнезда цепь 10 постепенно
наматывается на блок мотального рычага, и упор И выходит из контакта
с цепью. Таким образом, при наработке гнезда высота
прослоев вдоль оси тела намотки постепенно увеличивается. После
полной наработки початка кольцевую планку необходимо опустить
в нижнее положение. Эта операция может осуществляться
специальным двигателем или вручную. При ее выполнении вручную
при помощи рычажка отводят защелку от блока 13 (см. рис. 9.19)
и рукояткой 12, надеваемой на вал блока 13, переводят
кольцевые планки в нижнее положение. Перед съемом наработанных
початков кольцевые планки необходимо перевести в исходное
рабочее положение. Для этого съемной рукояткой 12 блок 13
возвращают в прежнее положение, а затем отводят собачку 7.
(см. рис. 9.20) от храпового колеса и вращением рукоятки 21
(см. рис. 9.19) сматывают цепь 10 с блока мотального рычага.
Ручные операции затрудняют обслуживание машины, не
позволяют получать паковки одинакового размера и структуры,
снижают производительность труда, поэтому современные коль-
цепрядильные машины снабжены автоматизированным приводом
мотального механизма.
После наработки гнезда машина переключается на повышенную
скорость для наработки тела початка. При наработке верхнего
конуса (носика) машина снова переключается на работу с
пониженной скоростью. После наработки съема включается
электромагнит 9 (см. рис. 9.20), который растягивает пружину 8,
соединяющую якорь электромагнита с собачкой храповика. При
движении кольцевых планок вниз собачка выходит из зацепления
с зубом храповика и поднимается пружиной 8. При этом
включается электродвигатель привода планок на опускание и отключается
электродвигатель машины. Планки опускаются в исходное
положение при работе машины по инерции. Когда кольцевые планки
достигают положения подмота, отключается и затормаживается
двигатель привода планок, и машина приходит в исходное
положение. После съема початков цикл работы машины
повторяется.
389
Рис. 9.21. Мотальный механизм с цепной передачей движения кольцевым планкам:
1 — мотальный механизм; 2 — кулачок; 3, 11, 13, 19, 23 — аепн; 4 -~ рукоятка для
ручного подъема и опускания кольцевых плаиок; 5, 8. 10, 12, 17, 18 — блоки; 6 — сектор;
7 — зубчатое колесо; 9 — вал; 14, 21 — противогрузы; 15 — кольцевая планка; 16 —
направляющая; 20 — поперечина; 22 — тяга
Мотальные механизмы с рычажной передачей движения
колонкам кольцевых планок имеют ряд особенностей, которые следует
учитывать при их проектировании:
1) по мере периодического смещения под действием храпового
механизма изменяется закон перемещения и размах кольцевых
планок; это изменение носит нелинейный характер и может оказать
влияние на получение по мере намотки заданной высоты конуса
и диаметра початка;
2) нагрузка на мотальный кулак изменяется по мере
периодического смещения кольцевой планки вверх;
3) габаритные размеры машины по высоте увеличиваются
с увеличением общей высоты намотки и при прочих равных усло-
вих больше, чем у машины с цепной (гибкой) передачей;
4) механизмы более громоздки, сложны в изготовлении, сборке
и наладке.
Механизмы с цепной передачей движения кольцевым планкам,
390
Б-Б
Такие мотальные механизмы применяют на кольцепрядильных
машинах для хлопка, льна, шерсти, стекловолокна и шелка всех
, видов. Принципиальное отличие механизма с цепным подъемом
391
кольцевых планок и рычажным подъемом угольников нитепро-
водников (см. рис. 9.17) от механизма с рычажным подъемом (см.
рис. 9.16) заключается в том, что кольцевые планки 23 (см.
рис. 9.17) поднимаются при помощи цепи 19, перекинутой через
блоки 20 и прикрепленной к общей тяге 18. Для подъема
угольников нитепроводников 22 применена система из двух рычагов 26,
27 и ролика 25. Рычаг 26 шарнирно соединен с рычагом 27 и
веретенным брусом 24. Рычаг 27 шарнирно соединен с поперечиной
кольцевых планок.
В качестве примера мотального механизма с цепным приводом
к кольцевым планкам и угольникам нитенаправителей рассмотрим
механизм машины П-114-Ш4 для шерсти (рис. 9.21). Мотальный
кулачок 2 сообщает мотальному рычагу / качательное движение,
которое через тяговые цепи и блоки преобразуется в
реверсивное вращение вала 9. На последнем жестко закреплены
двухступенчатые блоки 10 и одноступенчатый блок 12. Ведущие концы
цепей // крепят к большим или малым ступеням блоков 10, а
ведомые — к общим тягам 22, идущим вдоль всей машины. Тяги 22
и поперечины 20 кинематически связаны между собой цепями 19.
Кольцевые планки 15 прикреплены к поперечинам 20 и движутся
вместе с ними. Для удержания кольцевых планок от раскачивания
введены неподвижные направляющие 16 для поперечин 20. При
реверсивном вращении вала 9 кольцевые планки 15 перемещаются
возвратно-поступательно вдоль осей направляющих 16.
Цепи 19 перекинуты через блоки 17 и 18 (в зависимости от
того, какая ступень блока передает движение общей тяге 22).
Для уравновешивания кольцевых планок применяют противо-
грузы 14 и 21. На последующих конструкциях все более широкое
распространение получают системы с пружинным
уравновешиванием кольцевых планок, что способствует снижению общей
металлоемкости машины. Кроме того, вместо цепей 19
применяют армированные ленты. Устройство для периодического
смещения кольцевых планок после наработки каждого слоя
храпового типа по конструкции аналогично рассмотренному
выше.
Мотальный механим с гибкой (цепной) передачей имеет
следующие преимущества: закон перемещений кольцевых планок
сохраняется по всей высоте намотки; нагрузка на мотальный рычаг
и кулак не изменяется при периодическом смещении кольцевых
планок; относительная простота устройства, сборки и наладки;
уменьшение габаритных размеров машины по высоте; в качестве
гибких передач можно применять цепи и армированные
пластмассовые ленты.
Механизмы с неподвижными кольцевыми планками и
подвижными веретенными брусьями. Такие механизмы применяют, как
правило, на машинах с большой высотой намотки паковки.
Неподвижное положение кольцевых планок обеспечивает
постоянство размеров баллона нити в течение наработки съема, что явля-
392
ется важнейшим условием получения более постоянного натяжения
нити при намотке.
Вертикальное возвратно-поступательное перемещение
веретенным брусьям 24 (см. рис. 9.18) сообщается от мотального кулачка 1
через рычаг 11, двухступенчатые блоки 7, 20, 21 и тяговые цепи.
Мотальные блоки 20 и 21 закреплены на валах 19 и 22, идущих
вдоль всей машины. Блок 7 закреплен на мотальном рычаге и
колеблется вместе с ним. На одном валу с блоком 7 расположено
червячное колесо 8, с которым червяк 6 постоянно находится в
зацеплении и попеременно подключается то к валу 3 храпового
колеса 2, то к валу 12 конического зубчатого колеса 13.
Во время наработки съема червяк 6 при помощи муфты 5
соединен с валом 3. За каждый оборот кулачка 1 храповое колесо 2
поворачивается на определенный угол, вызывая поворот блока 7
против часовой стрелки. Цепь, сматываясь с блока 7, дает
возможность повернуться валам 22 и 19 (правому по часовой, а левому —
против часовой стрелки). В результате веретенные брусья
смещаются вниз. После наработки съема веретенные брусья
автоматически поднимаются вверх в исходное положение. Это достигается
включением левой муфты и выключением правой. Для
переключения муфт имеется специальное устройство. В момент
автоматического подъема брусьев вращение блоку 7 передается от
червяка 17 через зубчатую передачу, муфту 9, червяк 6 и червячное
колесо 8, причем блок 7 будет вращаться в обратном направлении.
Мотальные механизмы с резервной намоткой. Эти механизмы
применяют на уточных прядильных машинах; они отличаются
измененной конструкцией мотального рычага и мотального
кулачка. При начале наработки каточек движется по винтовой канавке
кулачка, имеющего четырехугольный профиль, и за каждый
его оборот рычаг получает четыре колебания небольшого размаха,
при этом на шпулю наматывается четыре слоя нити (резерв).
Через три оборота кулачка ролик плавно переходит на плоский
кулачок, и начинается обычная коническая намотка. В результате
движения каточка по спирали кулачка (рис. 9.22) пружина 3
сжимается, и когда при опускании кольцевой планки в
положение подмота мотальный рычаг теряет контакт с роликом /,
последний под действием пружины 3 возвращается в исходное
положение к началу спирали мотального кулачка. В
некоторых случаях на кольцепрядильных машинах применяют
мотальные механизмы для получения цилиндрической намотки, которые
позволяют наработать початок большей массы по сравнению с
конической намоткой.
9.6. ПРОЕКТИРОВАНИЕ МОТАЛЬНЫХ МЕХАНИЗМОВ
КОЛЬЦЕПРЯДИЛЬНЫХ МАШИН
Необходимый закон перемещений нитеводителя может быть
воспроизведен мотальными механизмами самых разнообразных
конструкций. До недавнего времени при проектировании
мотальных механизмов в основном применяли приближенные
графоаналитические методы. Создание высокоскоростных прядильных и
крутильных машин, имеющих большие паковки, предъявляет
высокие требования к точности проектирования мотальных
механизмов. Использование вычислительных методов оптимального
проектирования, реализуемых при помощи цифровых
вычислительных машин, позволяет обеспечить необходимый уровень
качества и точности проектирования. Проектирование мотального
механизма можно разделить на следующие этапы: расчет
определяющих параметров формируемой паковки, выбор схемы
передачи движения от мотального кулачка к нитеводителю (составление
кинематической схемы механизма), разработка математического
описания и исследование кинематической схемы, расчет
оптимальных параметров механизма, расчет профиля кулачка,
конструирование узлов и деталей механизма.
Параметры формируемой паковки. Выбор схемы передачи.
Так как каждая машина имеет некоторый диапазон линейных
плотностей пряжи и высот намотки, то при проектировании механизма
целесообразно ориентироваться на паковку средних размеров.
Размеры паковки на кольцевых машинах можно определить
исходя из диаметра кольца и назначения пряжи. Диаметр паковки
можно найти по формуле (5.1). Высота конуса для верхней части
паковки (см. рис. 9.15)
HK.B = (R0-r)/tga, (9.56)
где /?0 — радиус паковки; г — радиус патрона у вершины паковки; а — угол
наклона образующей конуса к оси паковкн, выбираемый по данным ранее
рекомендациям.
Патрон (шпулю) выбирают в зависимости от типа веретена
и высоты намотки. Средний шаг hcv витков в прослойке чаще всего
принимают, исходя из условия получения плотной паковки, по
соотношению
frcp = (З-т-3,5) dnp,
394
где dnp — условный диаметр пряжи, определяемый по формуле dnp «* 0,357 VT/p
(мм); здесь Т — толщина пряжи, текс; р — масса единицы объема пряжи
данного номера.
Время подъема кольцевой планки можно найти из выражения
(9.10):
где h0 = /icp cos a; vt = уц ± v — скорость наматывания (здесь уц — скорость
выпускных цилиндров вытяжного прибора; у — скорость движения кольцевой
планки вдоль осн паковкн).
Приближенно можно считать, что v± я=* иц. Время опускания
нитеводителя для основной пряжи tn = tJ2, для уточной пряжи
h — ^п/3; в некоторых случаях для основной пряжи принимают
^о = 0,978tn, что позволяет увеличить длину пряжи на паковке
примерно на 30%. Время одного оборота мотального кулачка
Т = t0 + *„■.
В практике текстильного машиностроения наибольшее
распространение получили кулачковые мотальные механизмы, что
объясняется их простотой, надежностью в работе и
универсальностью. При выборе схемы механизма необходимо стремиться
к тому, чтобы она была предельно простой, малозвенной,
позволяла регулировать высоту намотки и положение нитеводителя
в заданных пределах, была удобной в сборке, разборке и наладке,
а главное, не искажала закона перемещений нитеводителя по
мере наработки и обеспечивала получение паковки заданной формы
и структуры. Ниже будет подробно рассмотрена методика
проектирования механизма с рычажно-цепной схемой подъема
кольцевых планок.
Математическое описание и исследование кинематической
схемы. При разработке математического описания будем
рассматривать мотальный механизм (рис. 9.23) как систему,
состоящую из двух подсистем. Первая подсистема состоит из ступени
радиусом R двухступенчатого блока 3, гибкой связи (цепи) 5,
двуплечего балансира 7 и колонки 8 кольцевых планок. Вторая
подсистема включает кулачковый механизм, тяговую цепь 2
и ступень радиусом R2 двухступенчатого блока 3. Ведущим
звеном в первой подсистеме является ступень радиусом R, а
ведомым — колонка кольцевых планок. Механизмы укорочения цепи
и образования гнезда будем рассматривать как подсистемы
более низкого ранга, входящие во вторую подсистему.
Для построения математической модели первой подсистемы
необходимо вывести ряд зависимостей. Угол, на который
отклонится верхний рычаг балансира от оси Ох,
7 = arctg(t/s/xs), (9.58)
где xs и ys — координаты в системе хОу центра блочка радиусом г.
39 5
Рис. 9.23. Расчетная схема мотального механизма:
1 — кулачковый механизм; 2 — тяговая цепь; 3 — двухступенчатый блок; 4 — блок;
5 — цепь; б — направляющий блок; 7 — двуплечий балансир; 8 — колонка
Угол между верхним и нижним рычагами балансира
ф = То + Ро. (9-59)
гДе Yo — Угол между верхним рычагом 1± балансира н горизонталью в начале
о . Нп -\- ft , г,
наматывания тела початка; р0 = arcsm —^-j—— (здесь пя — положение
башмака колонки кольцевой планкн в начале намоткн тела початка; г; — радиус
ролика нижнего плеча балансира).
Пусть в результате укорочения цепи верхний рычаг балансира
повернется и будет составлять с горизонталью угол yt. Тогда
нижний рычаг, который жестко связан с верхним, повернется на
угол
АР =Y; -Yo- (9.60)
Зная угол, на который поворачивается балансир, легко
получить выражение для определения перемещения колонки, а
следовательно, и перемещения кольцевой планки от своего начального
положения:
у = Ян + г, - I sin (р0 - АР).
Используя выражение (9.59), получаем
У = НЛ + г, — / sin (<p — yt). (9.61)
По формуле (9.61) можно определить положение кольцевой
планки относительно начального положения при любом угле
поворота балансира, а также найти зависимость для перемещения
кольцевой планки Ау от любого произвольного положения ба-
396
лансира, определяемого углом у(. Так, при изменении угла yt
на величину Ayt
At/ = 2/cos [ер- (v,+ -**•)] sln-^p-. (9.62)
Таким образом, полученные зависимости описывают
взаимодействие элементов первой подсистемы. Это делает возможным
построить ее математическую модель, которая имеет вид
У1 = НЛ -Ь г, -^ / sin ( arcsin Я" + г< + у0 - arctg J£-\ , (9.63)
н
где xs, ys — координаты центра ролика верхнего плеча балансира; i — номер
цикла (поворота кулачка).
Координаты xs и ys определяют как функции длины гибкой
связи. Длина гибкой связи изменяется как в каждом цикле в
результате вращения кулачка, так и между циклами в результате
срабатывания храпового механизма:
Lt = L0 — Mi, (9.64)
где L,- — длина гибкой связи в t'-м цикле; L0 — длина гибкой связи в начале
первого цикла; Д/i — укорочение длины гибкой связи в результате срабатывания
храпового механизма.
Следовательно, номер цикла и угол <р поворота кулачка
являются параметрами математической модели механизма. Длину
гибкой связи L можно с большой точностью вычислить, приняв,
что точки схода Ь, с, е, f гибкой связи с блоков радиусами R,
г, R3 расположены на прямых, параллельных оси Оу и
проходящих через оси вращения соответствующих блоков. Тогда
L = bc + ef + nr, (9.65)
где be = /(*,-*£)»+(у,-fed»; ef = V(xs - xP)* + (ys + k2)f,
ki=r + yE + R; k2 = r — yF + Ra.
Выражение (9.65) позволяет при известном положении
верхнего рычага балансира рассчитать длину гибкой связи (в
частности, L0), соответствующую начальному положению балансира.
Кроме того, используя это выражение при известной длине L
гибкой связи, можно получить уравнения для определения
координат xs и ys оси направляющего ролика радиусом г [36 ]:
у, = -в + Г£=Ш!. Xs=± ^^-^ (9 66)
где С = 2а10аи + с% — 1\а\ + а\;
k = L — яг;
D = 2 (а7аи + а6я8/2); E = a2n — l\4',
п = ф-Ж2]+4 + *1
397
_(Xf-■**)«-(*!+ &,)«.
2(XF — XE){k1 + ki) .
Ua — ГЗ .
a - 9 ra3(fci + fc2) л 1 ■
«в ="- 2 *e
«3 (v^ — XE) 1 .
2/f
Из выражений (9.63) и (9.66) видно, что математическая
модель мотального механизма является детерминированной и
нелинейной относительно своих параметров. Контрольные расчеты
и экспериментальные исследования показали, что модель с
большой точностью описывает мотальный механизм. По сравнению
с расчетами по точным, более сложным выражениям ошибка не
превышает 0,1%. Нелинейность математической модели означает,
что механизм не обеспечивает по всей высоте наматывания
постоянного передаточного отношения от мотального кулачка к
кольцевым планкам.
Расчет оптимальных параметров механизма исходя из условия
наматывания паковок на конические патроны. На прядильных
и крутильных машинах в большинстве случаев нить
наматывается на патроны (шпули) конической формы. Это обстоятельство
необходимо учитывать при проектировании мотальных
механизмов, а в противном случае на машине будут нарабатываться
початки нецилиндрической формы, что приведет к уменьшению
массы нити на початке по сравнению с расчетной на 8—10%.
Чтобы получить цилиндрическую форму початка при
наматывании нити на конический патрон (рис. 9.24), необходимо определить
для заданной конусности шпули закон изменения высоты конуса
Ну при смещении кольцевой планки вверх:
Ну = . , °/ °—^4vгГ, (9.67)
где #0 — размах кольцевой планки при у = 0 без учета воздействия пальца
на цепь при наработке гнезда початка; Я — угол между осью и образующей
шпули.
Размах кольцевой планки при наработке верхнего конуса
с учетом равновесной намотки
Нк 3* (#о - rB)/tg a = (#о - rB)/p,
где a — угол между образующей верхнего конуса и осью початка; |Л —
коэффициент трения сцепления нити о тело намотки.
398
Рис. 9.24. Расчетная схема наработки початка
Как показали исследования полученной
математической модели (9.63) механизма,
наибольшее влияние на характер изменения Ну
оказывают параметры у0, Ян, 1г (см. рис. 9.23).
При проектировании мотального механизма
с учетом компенсации конусности патрона
необходимое максимальное перемещение
кольцевой планки от заданной точки yt за один
оборот кулачка будет определяться
выражением (9.67). Действительное перемещение
кольцевой планки согласно выражению (9.62)
(см. рис. 9.23).
Яд = 21 cos
[ф-(?<1
+
A*'i
sin
Щ{
(9.68)
где yf — угол наклона верхнего плеча балансира к горизонтали,
соответствующий (/,•; Ду, — угол, на который повернется верхнее плечо балансира за один
оборот кулачка; i — номер поворота кулачка.
Необходимо значения Ну, определяемые по формуле (9.67),
максимально приблизить к значениям НЛ[, найденным по формуле
(9.68). С точки зрения нелинейного программирования задача
заключается в определении переменных у0, Ян, 1Ъ при которых
критерий оптимальности К = k (у0, Ян, У имеет экстремальное
значение и, кроме того, выполняются условия
%_ < у0 < £g; lx < /к; 0 <: Яп < /,
где |f и £2 — углы, ограничивающие область нахождения верхнего рычага
балансира (обычно £i = 45°, £2 = 135°); 1К — предельная длина верхнего рычага
балансира, определяемая габаритными размерами машины.
В качестве метода оптимизации может быть использован
известный метод наискорейшего спуска [42], который позволяет
успешно решать задачу поиска локального минимума функции.
Поэтому правильное определение первого приближения при
применении этого метода поиска приобретает первостепенное
значение. Как показали исследования, при проектировании мотального
механизма для конкретной машины первое приближение может
определяться на основании ограничений габаритных размеров,
конструктивных соображений и допущения, что кинематическая
схема механизма обеспечивает постоянное передаточное отношение
от кулачка к кольцевым планкам на протяжении всего процесса
наматывания.
Длину мотального рычага (см. рис. 9.23) надо выбирать
исходя из габаритных размеров машины, углов давления и силы
прижима ролика к кулачку. Необходимо также учитывать
расположение узлов и деталей механизмов укорочения цепи и авто-
399
матического опускания кольцевой планки. Обычно принимают
0ХВ > (6-=-7)е; 0ХА >5е, где е— эксцентриситет мотального кулачка.
Длина нижнего рычага балансира I = (1,25-г-1,5)Яобш.
При таком соотношении дуга, описываемая центром ролика
радиусом г(, при намотке всей высоты паковки отличается от
своей хорды на 2—3%. Дальнейшее увеличение рычага длиной /
приводит к увеличению габаритных размеров машины. При
выборе длины вертикального плеча рычага длиной 1г необходимо
учесть следующее: чем больше его длина, тем меньше давление на
кулачок, но при этом увеличиваются габаритные размеры машины
по высоте. Обычно длину 1Х принимают близкой к /. Радиусы
блоков механизма следует выбирать из условия размещения и
закрепления необходимой для обеспечения всего цикла работы
механизма длины цепи. При определении начального положения
башмака кольцевых планок в первом приближении принимаем
Угол ф между рычагами с длинами / и 1Х при первом
приближении можно принять равным я/2. После определения
первого приближения задача поиска оптимальных параметров у0,
Ян, {у с точки зрения компенсации конусности патрона может
быть легко реализована на ЭЦВМ.
Графоаналитический метод определения параметров механизма
при наматывании на конические патроны. Рассмотрим
приближенный метод определения начального угла у0 установки верхнего
рычага длиной 1Х балансира (см. рис. 9.23). Используя уравнение
(9.67), найдем требуемый при наматывании одного слоя размах
кольцевой планки Я0 — в начале (у = 0) и Яср — в середине
(у = Ян). Из условия равновесности намотки определяем Як
в конце наработки початка (см. рис. 9.24).
Угол 7о. наилучшим образом удовлетворяющий значениям Я0,
Яср и Як, будем находить исходя из того, что все остальные
параметры механизма (см. рис. 9.23) заданы или определены.
Построим график (рис. 9.25)
изменения длины цепи U в
зависимости от угла у( поворота
рычага относительно
горизонтали. Для построения графика
целесообразно воспользоваться
уравнением (9.65). Чтобы
сократить объем вычислений,
расчеты рекомендуется
начинать от положения рычага
длиной 1Ъ соответствующего
значению yt = Yo = л/6.
Последующие действия базируют-
Рис. 9.25. Изменение угла yt в
зависимости от длины цепи
400
ся на том свойстве механизма, что при наматывании любого по
высоте слоя на блок радиусом R (см. рис. 9.23) под
воздействием мотального кулачка будет всегда наматываться цепь
одинаковой длины Л/Л Произвольно зададимся искомым
углом Yo и отложим его в соответствующем масштабе на оси абсцисс.
Длину цепи AL', наматываемую под действием кулачка на блок
радиусом R, найдем из условий наматывания среднего слоя
паковки. Для этого определим суммарный угол Yop отклонения
плеча длиной 1Х балансира от горизонтали при наматывании
паковки в среднем положении:
Тор =То + arcsin (Ян/0-
На оси абсцисс найдем соответствующую Yep точку и от нее
в обе стороны отложим отрезки, равные половине угла 60р,
определяющего размах нитеводителя под действием мотального
кулачка в этом положении рычага /:
р\,р/2 = arcsin(Hop/(2/)], (9.69)
где Яср = Ну определяется по уравнению (9.67).
Из полученных точек восстанавливаем перпендикуляры до
пересечения с кривой. Точки пересечения перенесем на ось ординат
и найдем AL' цепи. Отложив на оси ординат отрезок AL' вверх
от точки, соответствующей Yo. найдем на оси абсцисс угол 6Н
размаха нитеводителя в нижнем положении. Чтобы найти угол 6В
размаха нитеводителя в верхнем положении, необходимо знать
угол поворота 6 рычага длиной 1Х (см. рис. 9.23) за время
наработки съема:
Р = Р„ + arcsin (^fSL _ sin p„) . (9.70)
Отложив по оси ординат от точки, соответствующей Yo.
величину угла р, аналогично предыдущему найдем рв. Зная значения
рн и 6В, можно определить действительный размах нитеводителя
в нижнем положении Я„ и в верхнем Н'в. Используя
выражение (9.62), согласно рис. 9.23 получим
Я; = 2/с08(ро-41-)5т-Т";
i/; = 2/cos(To-P--^-)sin-^-. (9.71)
Сравнивая полученные значения Н'п и Н'в с требуемыми Я0
и Як, можем сделать вывод о правильности выбора начального
угла Yo установки верхнего плеча балансира. При большом
отличии расчетных значений от требуемых (более 5%) построение
необходимо повторить с другим значением Yo-
Проектирование мотального механизма с подъемом кольцевых
планок гибкими связями с учетом наматывания на конические
патроны. В этом случае конусность компенсируется применением
401
/\%~6
Рис. 9.26. Расчетная схема для
определения размера профилированного
\£ ~jt££ блочка,
if- 1 — мотальный рычаг; 2—кулачок; з. 4 —
блоки; 5 — вал; 6 — профилированный
г блок
Й-Ф
профилированного цепного
2 блочка на распределительном
и^ ,о, валу механизма (методика про-
З^г филирования цепного блочка
разработана Т. Т. Сурталовым).
Текущий радиус цепного блочка (рис. 9.26)
г1 = *г2яо (Ар — го) ю 72)
где Е — эксцентриситет кулачка; Н0 — высота нижнего конуса початка;
г0 — радиус патрона в нижней части початка; R0 — радиус полного початка;
Hi — текущее положение кольцевой планки; Я — угол наклона образующей
патрона к его оси.
Текущее значение угла (рад) для построения профиля блочка
Ч> = -о~( или ф = т-р7——. (9.73)
Недостатком мотальных механизмов с гибкими связями
является необходимость замены профилированных блочков при
смене патрона (шпули).
9.7. ИССЛЕДОВАНИЕ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ УЗЛА
КОЛОНОК И КОЛЬЦЕВЫХ ПЛАНОК
Приступая к непосредственному проектированию узлов и
деталей мотального механизма, необходимо провести силовое
исследование, т. е. определить усилие, напряжение или деформацию
в выбранном сечении любого звена механизма. Силовое
исследование всегда начинают с ведомого звена. Таким звеном в
мотальном механизме является колонка кольцевой планки и колонка
угольников нитенаправителей. На колонку кольцевой планки
(рис. 9.27) действуют следующие силы:
G — сила тяжести, приходящаяся на одну колонку,
с учетом силы тяжести кольцевой планки и всех
закрепленных на ней деталей;
U — сила 'инерции;
Ni, N\ — нормальные реакции в опорах колонки;
Flt F2 — силы трения скольжения в опорах колонки;
N — нормальное давление между роликом и башмаком
колонки;
F — сила трения качения.
402
Уравнения равновесия колонки при подъеме на основании
принципа Даламбера будут иметь вид
TF
F., - 0; N
: 0; .V2 - Nt + F = 0;
(G^U)-F1-F2 -0;
(9.74)
? Mu ^0; N(yx+±)-(G±U)4--Fid + N1A + Fy = 0,
где /-' - = Nk/rp (здесь k — коэффициент трения качения, k = 0,001 см для
ролика из закаленной стали по чугуну); U — —а (здесь а — ускорение колонки);
р1 г= д/j (здесь / — коэффициент трения скольжения, / = 0,15-^0,18 для стали
по стали или по чугуну всухую); F2 = Naf; A — расстояние между опорами
колонки; х — расстояние от оси колонки до точки контакта ролика с башмаком
Совместное решение уравнений дает
(G±U)A
N--
■2fx y~(A + 2y'—fd)
(9.75)
В полученном выражении произведение
■fd)
lL(A + 2y-
очень мало по сравнению с величиной А, поэтому в практических
расчетах можно пользоваться упрощенными формулами (если сила
инерции составляет не более 5% G, то ею при расчетах можно
пренебречь).
1 A-2fx ' A — 2fx
Wj. «rf N, :
(9.76)
(G±U)x
A — 2fx " vc
В формулах (9.76) знак «плюс»
берется в том случае, если силы
инерции направлены вниз, а знак
«минус»—если эти силы направлены
вверх. При опускании колонки
движущей силой является сила
тяжести G. В этом случае
in л. 7,ч * (G± V)A
A + 2fx ' A + 2fx
Nt~Nt
(G±U)x
A + 2fx '
(9.77)
Рис. 9.27. Силы, действующие на колонку
1
/-.
,
Г. !
1,
- 1
N
F
^
а
X
У
1
Is
Hi
f -
У
ЪВ
-h
1 1
.J»_
V^ 1 .
1
^
=л
1
'
i
403
p
E
Рис. 9.28. Силы, действующие на рычаг балансира
Исследование полученных формул показывает, что при подъеме
колонки теоретически возможно ее самоторможение. Это будет
иметь место при
A — 2fx = 0, т.е. xKV =A/(2f).
При сухом трении / = 0,15-ьО, 18. Если А =150 мм, то
xKV = 500 мм. В действительности xKV никогда не превышает
20 мм. Однако на практике имеет место заклинивание колонок
из-за перекоса опор, нарушения формы колонки при обработке
или при сильном загрязнении опор. Расчет колонки нитенапра-
вителей аналогичен расчету колонки кольцевой планки.
Расчет рычага подъема колонок и тяги. На рычаг подъема
(рис. 9.28) действуют:
2N0 — сила нормального давления на рычаг со стороны
колонок нитенаправителей;
2N — сила нормального давления на рычаг со стороны
колонок кольцевых планок;
2Fn — сила трения качения от силы 2N0;
2F — сила трения качения от силы 2N;
2Gi — сила тяжести плеч, поднимающих колонки;
G2 — сила тяжести ведущего плеча рычага подъема;
Q — усилие от уравновешивающей пружины,
приходящееся на рычаг СЕ;
Rc> Rd — реакции в опорах С и D;
404
М — Je — момент инерции сил;
J — момент инерции массы, вращающейся вокруг
оси CD;
е — угловое ускорение рычага подъема;
Р — усилие в тяге (натяжение цепи).
В первом приближении пренебрегаем трением в
кинематических парах, что позволит определить силу Р.
Все перечисленные силы действуют в параллельных
плоскостях.
Уравнение равновесия имеет вид
VMCD = 0; 2N0h0 + 2Nh + 2F0h1 + 2Fh2 +
+ 2Gxhs ± G8ft4 — Qhb ± J г — Ph, = 0.
Максимальное значение Р будет в начале подъема колонки:
р= 2iV0ft0 + Wh + 2^ -f 2Ffta + 2G1ft3 -f G2ft4 + /e — Qhb
~~ К
(9.78)
Для упрощения расчетов будем считать, что все силы
действуют в одной плоскости. Тогда
IF = 0; 2]Vo + 2Af + 27:0+2F + 2G1 + G2 + Q + P + 2^C(D) = 0.
При построении плана сил найдем реакции в опорах С и D
(в действительности Rc > Rd, но их сумма равна 2RC (d>).
Считая, что сила 2RC <d> известна, можно определить силу Р'
с учетом сил трения в опорах С и D (второе приближение):
V Mcd = 0; 2NX + 2Nh + 2F0h1 + 2Fh2 + 20^ ± G^ -
-QH5 ± Jz + 2RC lD)fr - P% = 0, (9.79)
где г — радиус цапф в опорах С и D; f — коэффициент трения скольжения в
опорах С и D; Р' — усилие в тяге от одной пары колонок кольцевых планок.
Величину и направление углового ускорения е можно
определить аналитически или графически путем построения планов
скоростей и ускорений для любой точки рычагов подъема. Сущность
аналитического метода расчета заключается в следующем.
Находим среднее ускорение колонки в момент изменения направления
ее движения в нижнем положении по формуле
аср = Av/tCM = — (1>и + v0)/tCM,
где Ду — приращение скорости кольцевой планки; tCM — время смены
направления движения кольцевой планки.
Ось плеча рычага подъема находится в этот момент под
некоторым углом у к оси колонки, поэтому тангенциальное ускорение
центра ролика, действующего на башмак колонки,
ах = — acp/sin у.
405
Зная ах, найдем
е = — а%11 = —аср/(/ sin у),
где / — длина плеча.
Знак «минус» показывает, что угловое ускорение направлено
в сторону, обратную движению колонки. Ведущие плечи рычагов
подъема шарнирно связаны с общей тягой, проходящей вдоль
всей машины. При переходе от одного рычага подъема к другому
усилие в тяге изменяется скачкообразно. На ее ведущем конце
усилие равно алгебраической сумме Pi от всех колонок:
Qi = V4-W., (9.80)
где ку к2 — число пар колонок кольцевых планок н нмтеиапрашгтелей; Р' —
усилие в тяге от одной пары колонок нитенаправителей.
Напряжение в тяге
а = Q./S,
где S — площадь поперечного сечения тяги в опасном месте.
Для облегчения работы рычага подъема, т. е. для уменьшения
силы N (см. рис. 9.27), необходимо стремиться к уменьшению х.
Но уменьшение х приводит к резкому увеличению длины рычага
подъема. Профиль кулачка в процессе намотки остается
постоянным, а положение кольцевой планки изменяется. Поэтому для
обеспечения заданной структуры и формы паковки длину рычага
подъема, как отмечалось выше, рекомендуется выбирать из
соотношения (см. рис. 9.28)
/= СК =(1,25 + 1,5) Яобщ,
где #общ — максимальная высота намотки.
Крайнее положение х ролика на башмаке можно определить
из равенства (см. рис. 9.27)
2х = ^ЭЧ1 -cos а),
2sin а v -"
или при а = 0,366 + 0,410 рад х = 0,05 Нобщ.
Длина башмака с учетом гарантийной величины
/г, = 2л: + 15 мм = 0,1Но5щ + 15 мм.
Диаметр колонки в опасном сечении следует определять
исходя из условия допускаемого напряжения на сжатие и
допускаемого прогиба.
9.8. ПРОЕКТИРОВАНИЕ СБОРОЧНОЙ ЕДИНИЦЫ
МОТАЛЬНЫЙ РЫЧАГ—КУЛАЧОК
При проектировании кулачкового механизма, входящего в
качестве второй подсистемы в мотальный механизм, величины,
которые не могут быть изменены без соответствующих изменений
в других узлах машины, будем называть заданными условиями
406
(фазовые углы, перемещение толкателя или угол поворота
коромысла). К заданным условиям также отнесем закон движения
коромысла и длину мотального рычага (коромысла), на котором
обычно размещаются узлы и детали механизмов укорочения цепи
и автоматического опускания кольцевой планки. Величины,
выбранные на основе имеющихся рекомендаций или опыта
проектирования, называются заданными характеристиками (углы
давления, контактные напряжения, материалы и т. д.). В большинстве
случаев заданные условия являются параметрами механизма,
а заданные характеристики — сложными функциями известных
и неизвестных параметров, подлежащих определению.
Рассмотрим требования для плоского кулачкового механизма,
входящего в мотальный механизм (см. рис. 9.23).
1. Фазовые углы CDj и Ф2, где Фх —фазовый угол,
соответствующий подъему кольцевой планки, и Ф2 — соответствующий
опусканию кольцевой планки, находят из следующих
соотношений:
Фх +Ф2 =2я; Фх/Ф, =tjt0,
где ta и t0 — время подъема и опускания кольцевой планки.
Эти величины определяют количество пряжи, наматываемой
при перемещении кольцевой планки в одном направлении.
2. Закон движения коромысла следует считать заданным
условием и определять его точно исходя из необходимого перемещения
кольцевой планки.
3. Межцентровое расстояние L (расстояние от оси вращения
кулачка до оси поворота коромысла) является в большинстве
случаев искомой величиной и определяется с учетом заданных
максимальных углов давления.
4. Минимальный радиус практического профиля кулачка гт1п
определяется на основании имеющихся рекомендаций:
/-mln = d/2 +(10+15) мм,
где d — диаметр вала, на котором крепится мотальный кулачок.
5. Максимальные углы давления при подъеме и опускании
ведомого звена влияют на реакции в направляющих. В
зависимости от конструктивных размеров, величины действующих сил,
точности и чистоты обработки поверхностей, материала, условий
смазки и заданной долговечности максимальные углы давления
при подъеме выбирают в пределах
Ymax -30+45°.
6. Максимальный радиус ролика #р обусловлен прочностью,
размерами оси ролика или унификацией роликов в нескольких
кулачковых механизмах. В практических расчетах принимают
Яр = 0,4г0,
где г0 — минимальный радиус теоретического профиля кулачка.
407
Рис. 9.29. Схема мотального рычага
с цепью:
1 — мотальный рычаг; 2 — цепь; 3 —
ступенчатый блок
При этом необходимо
учитывать, что г0 = rfflin + Rp.
7. Для уменьшения
возможности заклинивания механизма
рекомендуется направление
вращения кулачка выбирать таким,
чтобы при подъеме коромысла
кулачок и коромысло вращались
в противоположные стороны.
До недавнего времени в
практике проектирования мотальных
механизмов и входящих в них кулачковых механизмов
использовали графические или графоаналитические методы, которые
являются весьма трудоемкими и недостаточно точными. С ростом
скоростей машин и утяжелением наматываемых паковок
требования к качеству проектирования механизмов возросли, что
потребовало разработки методов проектирования, ориентированных
на широкое использование ЭЦВМ [35].
Для обеспечения наматывания пряжи на паковку кольцепря-
дильной машины нитеводитель должен перемещаться по
определенному закону. При конической намотке перемещение, скорость
и ускорение нитеводителя выражаются уравнениями (9.10), (9.11).
Закон движения коромысла, входящего в состав мотального
механизма, необходимо определять перед проектированием
кулачкового механизма, исходя из строгого воспроизведения
мотальным механизмом перемещения кольцевой планки по заданному
закону. Для нахождения закона движения коромысла рассмотрим
перемещения мотального рычага ОВ (рис. 9.29) в прямоугольной
системе координат хОу с началом в точке О. При этом будем
считать точку В (хв, ув) концом мотального рычага, допустив, что он,
поворачиваясь вокруг точки О, отклоняется от оси Ох на углы
ip1 и tJ>2. причем \pt -f i|>2= t|w, где tJw~максимальный размах
мотального рычага.
Обычно tyi =г|з2 = i|w/2.
В этой же системе координат точку С (хс, ус) схода тяговой
цепи со ступенчатого блока 3 будем считать неподвижной, а
отрезок тяговой цепи, заключенный между точками В и С, —
отрезком прямой линии. Координату хс обычно выбирают равной
длине мотального рычага: хс = ОВ. Зная координаты точек В
и С, можно определить расстояние между этими точками (длину
тяговой цепи /т):
1Т = У(Хс-хв)* + {ус-ув)г. (9.81)
408
Начальную длину цепи /0, соответствующую верхнему
предельному положению мотального рычага, определим, подставив
в выражение (9.81) значения координат хв и ув:
хв = О В cos (i|W2); у в = ОВ sin (i]w'2);
тогда
/0 = |/об2 (1 - cos^)2 + (ус - ОВ sin Sfi)2,
(9.82)
а максимальная длина тяговой цепи
/п,ах - |/0S2(l-cos^)2+(#c + 0Ssin^)2 .
(9.83)
Точка В перемещается по дуге окружности радиусом ОВ.
Подставив в выражение (9.81) хв = у ОВ2 — у% , после
преобразования определим
Ув = (b + VW=^)la, (9.84)
где а = 40В2 + 4у%; Ь = <2ycl\ - 2у\ - 4усОВ2; с = 1\ + УАС - 40В212Г -
-2у2с12т+4у2сОВ2.
Выражение (9.84) определяет значение координаты ув в
зависимости от длины /т тяговой цепи.
При повороте мотального рычага ОВ вокруг оси О с блока 3
сматывается или на него наматывается тяговая цепь определенной
длины. В результате этого нитеводитель перемещается. Исходя
из условий наматывания, длина тяговой цепи должна изменяться
следующим образом: при подъеме нитеводителя lT ~ 10 + А^, при
опускании 1Т = /гаах — А/, где М — длина цепи, смотанной
с блока 3 за один оборот кулачка.
Если мотальный механизм имеет цепной подъем нитеводителя,
A/ = -jg£-0, (9-85)
где г, R, /?! и Ri — радиусы блоков (см. рис. 9.17); у — перемещение
нитеводителя.
Для рычажно-цепного мотального механизма предварительно
необходимо рассчитать соответствующие перемещению
нитеводителя у координаты центра блочка xs и ys (см. рис. 9.23):
xs=±VJ^Vl-
ys = 1гsin (Ф - arcsin дя + г|-у^ _ {9 g6)
409
Длину гибкой связи (цепи) Ly, соответствующую х. ч tjs,
можно легко определить по уравнению (9.65). Длина цепи А/,
смотанной с блока радиусом R2,
М =(L0-Ly)R2/R,
где 1„ — длина цепи в начальном положении (у = 0) нитеводнтеля; R, R2 —
радиусы двухступенчатого блока.
Таким образом, имеются все необходимые данные для
определения законов изменения угла ар отклонения коромысла и
перемещения 5 конца коромысла от крайнего положения,
соответствующего начальному радиусу кулачка:
^^-arcsin-M-; S(t) = $(OB), (9.87)
где OB — длина коромысла.
Кроме этого, необходимо знать скорость и ускорение
коромысла или первую S' (t) и вторую S" (t) производные от функции
S (t) перемещения коромысла. Для определения S' (t) и S" (t)
рационально воспользоваться численными методами
дифференцирования. При синтезе кулачкового механизма удобнее
перемещение нитеводнтеля у рассматривать не как функцию времени, а как
функцию угла <р поворота кулачка:
„ = Д° _ Т/ЖГЗЖ (9.88)
у tga V tg2a tga '
Так как при выводе уравнения (9.10) были приняты
некоторые допущения, то величину постоянной С целесообразно опре-
р »■
делить косвенным путем, давая значения у — Нк; tg a = —^—;
Сп,о=(*027г)Як. <9-89)
•"т о
где tn (время подъема) и t0 (время опускания) принимают расчетными.
Соотношение параметров /, L и г0 (рис. 9.30) определяет
характер изменения г|э и максимальные углы давления в кулачковом
механизме. Длина коромысла / при проектировании мотального
механизма обычно является заданной из конструктивных
соображений.
С позиции нелинейного программирования синтез кулачкового
механизма с учетом углов давления представляет задачу
определения двух неизвестных (г0 и L) при соответствующих
ограничениях. Для реализации этой задачи на ЭЦВМ целесообразно
использовать разработанные М. И. Воскресенским алгоритмы,
которые основаны на применении метода целенаправленного поиска
с анализом знаков ограничивающих функций. Когда значение
параметров I, L и г0 выбирают на основании конструктивных
соображений и имеющегося опыта проектирования, необходимо
проводить проверочные расчеты величин действительных углов давле-
410
Рис. 9.30. Схема кулачкового
механизма с качающимся
коромыслом
ния. После определения
закона перемещения
коромысла 5 (q») и
соответствующих ему законов S' (ф)
и 5"(ф), а также основных
параметров (г0, I, /,, /?р)
к улач кового мех а ии зм а,
рассчитывают
радиус-векторы и соответствующие им полярные углы профиля кулачка.
Учитывая, что передаточное число рычажно-цепного
мотального механизма непостоянно, кулачок необходимо
профилировать для среднего положения рычага OD, когда у = Ян (см.
рис. 9.23). В этом положении размах Н кольцевой планки под
действием мотального кулачка можно определить по
зависимости (9,62) [2].
Рассмотрим в полярной системе координат теоретический
профиль кулачка, принадлежащего кулачковому механизму с
качающимся роликовым коромыслом (см. рис. 9.30). Коромысло ВС — I
составляет с линией центров АС = L угол ар + ор0, где if>0 =
= arccos \(l2 -f- L2 — rl)!(2lL)]; величины 5 (ф), ар определяются
с помощью уравнений (9.87).
Тогда радиус-вектор теоретического профиля
Ят = j/> + La - 21L cos (ip0 +ip).
(9.90)
Полярный угол, соответствующий этому радиус-вектору, и
фазовый угол <f не равны между собой и отличаются на величину
Аб = б — б0, где
6D = arcCos(i±^); 6=arccos(<^£=il).
Поэтому полярный угол соответствующего радиус-вектора
необходимо рассчитывать по формуле
ат =ц +• Аб. (9.91)
Известно, что линии, очерчивающие практический и
теоретический профили кулачка, являются эквидистантными. Это значит,
что точки одного профиля отстоят от точек другого по
соответствующим нормалям на расстоянии, равном радиусу ролика Rp.
Если необходимо рассчитать эквидистантный профиль кулачка
(изготовление шаблонов, контроль, измерение и т. д.), то можно
использовать имеющиеся алгоритмы и методики.
Графический метод проектирования мотального механизма.
Закон перемещений нитеводнтеля при конической намотке
411
1
,н
^пР
7' У
8 У
Ь' .У
1/0'
111"
'iZ1 1
*
2
(i о i
rill !Ччв
3 k 5 6
%
360°
7 8 9 10 11
%
11 <р
Рис. 9.31. Кривая перемещений кольцевой планки
выражается уравнением (9.88), которое графически представлено
на рис. 9.31. Разделим отрезок абсциссы О А на несколько равных
частей (от 6 до 12), в результате чего получим точки О, 1, 2, 3,
4, 5 к 6. Проведем через эти точки вертикали до пересечения
с кривой ОС, а затем спроектируем полученные точки с кривой на
ось ординат. Получим точки О, Г, 2', 3', 4', 5' и 6'. Если рисунок
выполнен в масштабе 1 : 1, то каждая из этих точек по величине
будет соответствовать ординате башмака колонки в зависимости
от времени или угла поворота кулачка. Для определения
графическим методом закона перемещений мотального рычага при
подъеме кольцевой планки необходимо последовательно находить
законы перемещений промежуточных звеньев механизма в
зависимости от закона перемещений нитеводителя. Как и раньше,
построения необходимо проводить для положений механизма,
соответствующих наматыванию тела початка.
Сначала определяем положение точки Р нижнего рычага,
проводя параллельные линии из определенных выше положений до
пересечения с дугой 5—5 рычага РОВ (рис. 9.32). Далее находим
положение точек В на дуге q—q, учитывая, что рычаг РОВ
жесткий (на рис. 9.32 для наглядности изменено соотношение
масштабов изображения параметров кинематической схемы). Из
полученных точек В0, Ви ..., Ва проводим окружности радиусом блока
плюс половина толщины цепи и касательные к окружностям /, 2, 3.
В результате получаем точки касания для нулевого положения В0
и точки для текущего положения Въ. Измеряем длину участка
E0M0N0D0 = 10 и участка EbMbNtDb = lt.
Длину цепи, смотанной с двухступенчатого блока, можно
определить по формуле
Si = (l0-ll) + E&E0-D0Df>)r/R,
где 10 и /г —длины цепи на рассмотренных участках, полученные измерением;
г и R — малый и большой радиусы двухступенчатого блока соответственно.
412
Так как дуга В0Вв отличается от своей хорды не более чем
на 2—3%, а блок 1 находится на значительном удалении от
блоков 2 и 3, то можно принять Е5Е0 =D0D5. Тогда
St = (l0 - h) rlR. (9.92)
Следовательно, точка С крепления цепи к мотальному рычагу
будет описывать дугу С0Св с хордой Se в том случае, если ось
качения 03 мотального рычага лежит на перпендикуляре к хорде
СоСб, проведенном через ее середину. При этом ось 03 надо
расположить таким образом, чтобы свободно висящая цепь была
параллельна хорде С'0Св и проходила через середину стрелы
сегмента.
В первоначальном положении мотального рычага точка схода
цепи с блока 1 обозначена F0, а длина цепи на участке блок 1 —
мотальный рычаг равна C0F0. По формуле (9.92) определим S,-
и отложим найденные значения от точки F0 по первоначальному
направлению цепи. В результате построения получим точки
С0, ..., С6. Эти точки перенесем на дугу, описываемую концом
мотального рычага, и получим точки Со, ..., С%. Соединив
последние с осью 03 вращения мотального рычага, найдем положение
центра К ролика: k0, ..., k6. Методика определения положения
центра k при опускании кольцевой планки аналогична.
При заданных длине коромысла, его законе перемещений и
допускаемом значении угла давления с помощью известных
графических методов можно определить межцентровое расстояние ОА
Рис. 9.32. Графическое определение положений центра ролика мотального рычага
413
Рис. 9.33. Построение профиля кулачка методом обращенного движения
(см. рис. 9.33) и минимальный радиус теоретического профиля
кулачка. В первом приближении при выборе минимального
радиуса теоретического профиля мотального кулачка можно
пользоваться ранее приведенной эмпирической формулой г0 = гв + Яр+
+ (10-И5) мм (здесь гв — радиус вала кулачка). При
графическом профилировании мотального кулачка точки,
принадлежащие теоретическому профилю, будем находить методом
обращенного движения (кулачок считаем неподвижным, а мотальный
рычаг вращающимся вокруг его оси со скоростью кулачка, но
в обратном направлении). Следовательно, искомое положение
точки теоретического профиля находится на пересечении дуг
радиусами К0А0 и OKi (рис. 9.33).
Из рассмотрения рис. 9.33 видно, что окружность /
радиусом АО необходимо разделить на две части, пропорциональные
времени подъема и опускания кольцевой планки. Затем каждую
дугу делим на столько равных частей, на сколько поделили
отрезки О А и А В (см. рис. 9.31). Для построения рабочего профиля
(эквидистанты теоретического профиля 2) проводим дуги
радиусом /?р ролика с центрами на теоретическом профиле. Огибающая
к этим дугам и есть рабочий профиль кулачка. Графическое
профилирование мотальных кулачков требует очень точной и
трудоемкой графической работы; точность искомого профиля
уменьшается при уменьшении масштаба схемы механизма.
414
■3
ч
«*.
5
<ъ
3
А
N*
а\
*>
^Л\
\\УР/) уу
~~JStf^^~7*^C~Jbb
hu
f£w\
Рис. 9.34. Силы, действующие на мотальный рычаг
Силовое исследование узла мотальный рычаг—кулачок.
Пренебрегая силами трения в кинематических парах, силу давления
ролика на кулачок в первом приближении можно определить по
формуле (рис. 9.34)
N = (Sfa - G5hl0 + J3e3)/hn,
где S3 — натяжение цепи; G5 — сила тяжести мотального рычага; Js — момент
инерции мотального рычага относительно оси; е3 — угловое ускорение
мотального рычага.
Реакцию R3 в опоре 03 найдем из плана сил, построенного
по уравнению _ _
S3 + G5 + T75+iV+l?3 = 0.
Во втором приближении сила нормального давления
N'<
S'3hg — G5hl0 + J3z3 +Rg/J
(9.93)
hu — fhzk/Rp '
где / — коэффициент трения качения; #р — радиус ролика.
На мотальный рычаг в месте крепления оси ролика действует
наибольший изгибающий момент от силы S3 (составляющая
S3 sin ji изгибает рычаг, составляющая S3 cos p растягивает его).
Следовательно, максимальное напряжение в опасном сечении В
S'SAB sin p S£ cos p
о= w + —J-
(9.94)
где W—момент сопротивления опасного сечения; F—площадь опасного
сечения.
Кулачок следует рассчитывать на контактное напряжение.
Контактное напряжение (Па) сдвига по линии контакта
ролика с кулачком определяется по формуле Беляева—Герца:
14 mVqElp,
(9.95)
415
где q = Nib — удельная нагрузка на единицу длины контактной полоски (здесь
b — длина контактной полоски); Е — приведенный модуль упругости контак-
тируемых материалов; р — приведенный радиус кривизны контактируемых
деталей в точке контакта.
Допускаемое контактное напряжение для серого чугуна
СЧ 18-36 тдоп =(68,8^-78,6) МПа, для стали 45 или 50 тд011 =
= (137,Зч-147,1) МПа.
9.9. ИССЛЕДОВАНИЕ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ
МЕХАНИЗМА ОБРАЗОВАНИЯ ГНЕЗДА ПОЧАТКА
Перечисленные в п. 9.5 условия формирования гнезда початка
мотальных механизмов современных кольцепрядильных машин
реализуются введением пальца // (см. рис. 9.19), который жестко
закреплен на блоке 19. В начале намотки гнезда, когда кольцевая
планка находится в нижнем положении, палец 11 максимально
отклоняет цепь влево. За время наработки гнезда цепь
постепенно наматывается на блок, и с каждым ходом кольцевой планки
палец все меньше и меньше воздействует на цепь. В конце
наработки гнезда это воздействие прекращается.
Рассмотрим механизм образования гнезда в системе координат
хОу (рис. 9.35). Условимся, что Rx есть расстояние от оси
вращения двухступенчатого блока до точки перегиба цепи на
отклоняющем пальце, г — радиус цепного блока на мотальном рычаге.
Принимая, что ось Ох вращения цепного блока все время
пересекается с осью Оу, определим длину цепи L:
L =ab + bc + cf, (9.96)
где
ab=VR\-Rl = const;
be = ^{xb-xcf^{yb-ycf, (9.97)
г) i)
Рис. 9.35. Механизм образования гнезда
416
cf = r arcsin | xjr \ *» г я/2 = const.
Для упрощения задачи примем, что при всех положениях
оси Ох абсцисса точки с хс = —г. В реальных механизмах г = R2.
Исследования показали, что такое упрощение приводит к
незначительной (менее 0,5%) потере точности. Следовательно, длина
цепи L при срабатывании храпового механизма изменяется только
за счет изменения длины участка be. Механизм образования гнезда
может иметь два предельных положения (рис. 9.35 б, в). В
первом длина цепи будет максимальной:
Lmax = 2V R2 + R22+\ y0t |,
во втором минимальной:
i-min = \УОг |.
Пусть известна длина цепи L. Требуется найти координаты
точки перегиба Ь (хв, ув), если известно положение точки
Ol (X0l, y0l)-
Из выражения (9.96) следует, что
be — L — ab — cf.
Тогда, решив систему двух уравнений с двумя неизвестными
(xb + rr + (yb-y0if = bc*;
4 + yl^Rl
получим
^ + у>О1л)г-(л2-^2)04 + /-2)
уь = ^—-2 ; (9.98)
УОг+Г
хь = -Уя21-уь,
где А = (Д? + г2 + y20i - Ьс2)/2.
По полученным выражениям можно построить математическую
модель мотального механизма с учетом образования гнезда
початка и смещений нитеводителя под действием храпового
механизма. Реализация модели на ЭЦВМ позволяет проводить
вычисление положений нитеводителя на любом этапе наработки паковки
и всесторонне исследовать механизм до его изготовления и
установки на машине.
Блок-схема одного из вариантов алгоритма представлена на
рис. 9.36. В алгоритме для расчета угла поворота пальца Rx
использована подпрограмма alfa. В этой подпрограмме расчет
возможен по двум ветвям. Первая ветвь работает при выполнении
условия Li <: y'0l, что соответствует нахождению пальца
(радиус Rx) в контакте с цепью (рис. 9.35, г). В этом случае расчет
перемещений нитеводителя проводится по формуле
Ahl = Aa{R, (9.99)
14 П/р А. И. Макарова
417
где i'=0, 1, 2, ..., п — номер цикла (число срабатываний храпового
механизма); / = 0, 1, 2, ..., m — номер промежуточного положения кулачка в цикле;
Aai = arccos (у'ь /ЯЛ — arccos (*/£=0/#i); У'ь и У'ь^ определяются с
использованием выражений (9.98).
Если условие Lt > г/0| не выполняется, что соответствует
выходу пальца (Rx) из контакта с цепью (рис. 9.35, д), угол
поворота пальца рассчитывают по формуле
Аа{ = (yf%-y!0ll)/Ra.
Для определения y'0l по рассмотренным в 9.8 уравнениям
используется подпрограмма нахождения координат конца
мотального рычага в зависимости от угла поворота кулачка. При этом
если Ф =Ф2, то ведется расчет положений нитеводителя при
его опускании.
Проектирование мотального механизма с учетом образования
гнезда початка ведется исходя из заданных величин; #ri —■
высоты первого слоя гнезда, Н3тп — высоты слоя при наработке
тела початка и #г — высоты гнезда. При этом необходимо на-
1 ' 1 ♦
Рис. 9.36. Блок-схема алгоритма
418
ходить длину пальца Rt и угол а0, определяющий начальное
положение этого пальца:
а0 = «к-Д«Г°, (9.100)
где ак = л + arccos (r/Rx); Аа^=0 — угол, на который повернется
двухступенчатый блок, а следовательно, и жестко связанный с ним палец #$, к началу
наработки первого слоя початка, Да£=0 = Н /R.
Для нахождения длины пальца Ru наилучшим образом
удовлетворяющей условиям формирования гнезда початка,
целесообразно использовать вычислительные методы, которые могут
разрабатываться на основе приведенного выше (рис. 9.36) алгоритма.
9.10. МЕХАНИЗМ РАСКЛАДКИ ПРЯЖИ
НА МАШИНЕ ПНЕВМОМЕХАНИЧЕСКОГО
ПРЯДЕНИЯ БД-200-М69
Пряжа на машине БД-200-М69 наматывается на
цилиндрический патрон, образуя бобину крестовой намотки с плоскими
торцами. При этом вращается тело наматывания и возвратно-
поступательно движется нитеводитель параллельно оси вращения
бобины. Цилиндрическая бобина, на которую наматывается
готовая пряжа, прижимается с определенным усилием к
мотальному валу 5 (рис. 9.37) и за счет трения получает от него
вращение. Прижим бобины обеспечивается бобинодержателем. Патрон 2
Рис. 9.37. Бобинодержатель
14* 419
Рис. 9.38. Механизм раскладки нити
закреплен на корпусных фланцах, вращающихся в
шарикоподшипниках, вмонтированных в рычаг 1 и 3, которые могут
поворачиваться вокруг своих осей. Рычаг 1 закреплен на оси 4 таким
образом, что он может отходить от положения, параллельного
рычагу 1. Такое устройство необходимо для снятия наработанной
бобины и надевания нового патрона. Бобинодержатель
прижимается к мотальному валу 5 рычажно-пружинным механизмом,
позволяющим по мере наработки бобины и увеличения ее массы
поддерживать примерно постоянную силу прижима бобины
420
к мотальному валу, это способствует получению цилиндрической
формы бобины с равными торцами.
Раскладка нити на бобине осуществляется возвратно-поступа»
тельным движением штанги, на которой в максимальном
приближении к зоне набегания нити на паковку расположены нитепро-
водники. Штанга получает движение от механизма раскладки
(рис. 9.38) через ползушку 16, в которой закреплена цапфа lb
с роликом 17, входящим в паз пространственного цилиндрического
кулачка 10. Кулачок получает вращение от зубчатого колеса 11,
насаженного на вал 13, который, в свою очередь, получает
вращение от мотального вала. Это обеспечивает постоянное соотношение
между скоростью выпуска и скоростью раскладки.
На рис. 9.39 изображена выполненная по среднему радиусу
развертка теоретического профиля цилиндрического пазового
кулачка. Теоретический профиль кулачка представляет собой
винтовую линию, поэтому развертка состоит из двух прямых линий,
сопряженных дугами окружностей с одинаковыми радиусами
закругления R± и R2. При вращении кулачка ролик
перемещается по пазу и его центр описывает траекторию ABCDEFA.
Закон перемещения центра ролика при перекатывании его по дуге
А В определяется уравнением [30]
y1=Rl-YRl-r\l (9.101)
тде г — средний радиус теоретического профиля цилиндрического кулачка;
<рх — угол поворота кулачка.
Максимальный угол поворота кулачка, при котором центр
ролика совместится с точкой В,
Фшах =#i sin а/г,
тде а — угол подъема винтового паза.
Рис. 9.39. Развертка теоретического профит цилиндрического пазового кулачка
421
При дальнейшем повороте кулачка центр ролика будет
двигаться по прямой ВС с углом подъема а и нитеводитель будет
перемещаться по закону
У2 =/-(ф2 — Фшах) tga, (9.102)
где ф2 — угол поворота кулачка, соответствующий перемещению центра
ролика по ABC.
Закон перемещения нитеводителя при движении центра по
дуге CD имеет вид
^cos'a + ЭДЛф,-(«-<* и. )]sln«-
У -'"2[фз-(л-ф1шах)]—#2 cos a v '
Общее перемещение нитеводителя (центра ролика) при
повороте кулачка на угол <р
У = 01 + #2 + Уз-
Для определения скорости и ускорения нитеводителя на
каждом участке профиля необходимо найти первую и вторую
производные по времени от соответствующего перемещения. Так как
профиль кулачка симметричный, то ветвь опускания DEFA
является зеркальным отражением ветви подъема. Минимальный
радиус кулачка при амплитуде колебания Я и угле давления X = 30°
rmm = 0.55 Н. При цилиндрической намотке пряжи может
возникнуть жгутовая намотка, при которой нить укладывается
несколько раз на одно и то же место, что вызывает обрыв нити при
последующей размотке. Для избежания жгутовой намотки
применяют смещение (рассеивание) витков укладки нити каждого
последующего прослойка относительно предыдущего.
Для смещения витков намотки в механизме (см. рис. 9.38)
имеется дополнительный торцовый кулачок 8, рабочий профиль
которого соприкасается с роликом 9, расположенным в торцовой
части основного кулачка 10. Дополнительный кулачок 8
перемещает основной кулачок 10 вдоль оси вала 2. Пружина 14
обеспечивает постоянный контакт ролика с профилем кулачка 8.
Последний расположен на внешних кольцах двух шарикоподшипников,
внутренние кольца которых закреплены на валу 2. Чтобы
кулачок 8 смещал основной кулачок 10, необходимо обеспечить
неодинаковость частот их вращения, для чего передаточные числа от
вала 13 делают различными. Следовательно,
ZJZ3 ¥= z2lziy
где Zj = 30 — число зубьев колеса 11; гг = 29 — число зубьев колеса 12, жестко
связанного с основным кулачком; г3 = 98 — число зубьев колеса 7; г4 = 99 —
число зубьев колеса, выполненного заодно с дополнительным кулачком.
Определим, за сколько оборотов основного кулачка
дополнительный кулачок совершит один оборот. Обозначим через п0
422
частоту вращения вала /5, через пг и п2 частоты вращения
соответственно кулачков основного и дополнительного. Тогда
30 29 /2X _ 30-99 . П1_
"1 = ~98"n°; "2 = "99" "»' ~-~М^9~['УН*-
Так как по условию пх — п2 = 1, получим, что цикл намотки
соответствует 22,18 оборота основного кулачка.
Таким образом, перемещение штанги нитеводителя может быть
определено уравнением
у=у0^у2, (9.104)
где у0 ._ перемещение нитеводителя от основного кулачка; уг — перемещение
нитеводителя от дополнительного (торцового) кулачка.
Для предохранения от выработки эластичного покрытия
прижимного валика механизм раскладки одновременно обеспечивает,
смещение нити в выпускной паре. Нить смещается от внутреннего
осевого кулачка, выполненного заодно с зубчатым колесом г4.
Штанга, на которой имеются проточки для прохода нити,
соединена с рычагом 18 (см. рис. 9.38), другой конец которого соединен
с тягой 5. Последняя проходит внутри вала 2 и цапфой 4
соединена со втулкой, расположенной на валу 2, которая поджимается
пружиной / к кулачку. Втулка 6 шпонкой соединена с валом 2
и поэтому вращается вместе с основным кулачком. Так как
торцовый кулачок имеет другую скорость, ролик обкатывает малый
торцовый кулачок, смещает тягу 5 и вместе с нею штангу с
проточками примерно на 6 мм. Корпус механизма раскладки
выполняется герметичным, в него заливается масло, что обеспечивает
длительную работу механизма без ремонта.
Основными направлениями в развитии новых конструкций
мотальных механизмов являются:
1) создание автоматических мотальных механизмов,
устраняющих все ручные операции, связанные с формированием паковок
заданной структуры и переводом нитеводителя в исходное
положение;
2) создание малозвенных мотальных механизмов, позволяющих
значительно уменьшить выстой нитеводителя в крайних
положениях и влияние инерционных сил;
3) применение механизмов с кинематическим замыканием
вместо силового.
Глава 10
ПЕРСПЕКТИВЫ РАЗВИТИЯ МАШИН
ПРЯДИЛЬНОГО ПРОИЗВОДСТВА
10.1. УСОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ И МОДЕРНИЗАЦИЯ
РАЗРЫХЛИТЕЛЬНО-ТРЕПАЛЬНЫХ,
ЧЕСАЛЬНЫХ И ЛЕНТОЧНЫХ МАШИН
Повышение производительности труда, улучшение качества и
расширение ассортимента выпускаемой продукции являются
важнейшими задачами текстильной промышленности. Для этого
необходимо систематически совершенствовать и модернизировать
современные машины текстильной промышленности,
механизировать и автоматизировать ручные операции, а также создавать
новые машины, работающие на более прогрессивных
технологических принципах. При создании новых машин следует большое
внимание уделять контролю качества продукции во время
производственных процессов. В прядильном производстве, где в
образовании пряжи принимает большое число машин, проводится
также работа по сокращению числа переходов путем исключения
из общего технологического процесса одной или нескольких
машин.
В связи с широким внедрением машинного сбора хлопка-
сырца, несмотря на применение различных устройств его очистки
на заводах первичной обработки, хлопковое волокно поступает
на текстильные фабрики с повышенной засоренностью. Поэтому
очистка хлопка от сорных примесей является важной
задачей.
За последние десять лет значительно повысилась
очистительная мощность разрыхлительно-трепальных агрегатов; число
очистительных органов увеличилось от 9 до 21. Очистительный эффект
разрыхлительно-трепальных агрегатов возрос от 30—35 до 60—
65%. Исследования показывают, что введение в агрегат
дополнительных машин незначительно повышает его очистительную
способность, но увеличивает потери волокна в угар и повышает
себестоимость обработки, поэтому при создании новых
разрыхлительно-трепальных агрегатов большое внимание обращается на
повышение степени разрыхления и очистки при помощи.обычных
рабочих органов, а также на создание новых более эффективных
органов разрыхления и очистки. С этой точки зрения представляет
интерес демонстрировавшийся на выставке ИНЛЕГМАШ-76
пылеочиститель фирмы Трютчлер, включение которого в разрыхли-
тельно-трепальный агрегат позволяет в значительной степени
очистить хлопок от пыли. В настоящее время проводятся работы
424
по изысканию новых способов разрыхления и очистки волокна,
в частности с применением аэродинамических воздействий.
Большая работа проводится также по усовершенствованию
чесальных машин. Максимальная производительность
современных чесальных машин для хлопка составляет 50 кг/ч. Дальнейшее
повышение скорости выпуска чесальных машин должно
производиться с обеспечением требуемого качества прочеса при заданной
производительности машины. Для получения высококачественного
прочеса при производительности машины 36—40 кг/ч, диаметре
главного барабана 1280 мм, числе шляпок 40—42, при
применении цельнометаллической пильчатой гарнитуры масса свободного
волокна должна составлять 8—12 г, что соответствует частоте
вращения главного барабана 380—400 мин"1. Исследования-
показали, что с увеличением частоты вращения главного барабана
уменьшается загрузка волокном расчесывающей гарнитуры, что
способствует повышению качества прочеса, но при этом
ухудшается выравнивающая способность чесальной машины [15].
Для обеспечения требуемой выравнивающей способности
чесальной машины необходимо увеличить диаметр главного барабана
и соответственно число шляпок, находящихся в работе, или же
установить на машине два меньших по диаметру главных барабана
с двумя зонами шляпочных полотен. В этом случае масса
свободного волокна увеличивается без повышения удельной загрузки
волокном расчесывающей "гарнитуры на единицу ее поверхности.
В этом направлении и следует проводить работу по созданию
чесальных машин для хлопка производительностью 60—80 кг/ч.
Проводятся также работы по повышению скорости выпуска валич-
ных чесальных машин для шерсти.
Высокоскоростная чесальная машина выделяет большое
количество пыли и пуха, загрязняя воздух производственных
помещений. Были предложены системы, удаляющие сорные примеси
на чесальных машинах, однако не все они удовлетворяют
требованиям текстильного производства. Работа в этом направлении
должна продолжаться с целью создания более эффективных и
автоматизированных систем удаления сорных примесей, пуха и
пули из чесальных машин.
Усовершенствование ленточных машин происходит в
направлении повышения скорости выпуска ленты, дальнейшего
усовершенствования регуляторов линейной плотности лент"ы и создания
автоматических устройств питания машин лентой и съема
наработанных тазов. Скорость выпуска ленты на современных ленточных
машинах для хлопка уже повышена до 350—500 м/мин.
Проводятся опыты по дальнейшему ее повышению до 700 м/мин.
Ленточные машины для шерсти с червячным механизмом
движения гребней имеют сравнительно небольшую скорость выпуска
ленты (90—120 м/мин). Скорость выпуска ленты на ленточных
машинах, где применяются другие механизмы движения гребней,
значительно выше, так на ленточной машине для шерсти с вра-
425
щающейся гребенной головкой фирмы Коньетекс она достигает
240 м/мин.
При создании высокоскоростных ленточных машин точность
изготовления основных деталей и механизмов должна быть повы-
, шена. Кроме того, необходимо принимать меры к снижению уровня
шума, в частности путем применения безударных гребенных
механизмов, а также замены зубчатой передачи передачей с гибким
зубчатым ремнем.
Ленточные машины должны иметь автоматическое устройство
для смены тазов, так как без него резко уменьшается рабочее
время машины. Так, время останова ленточной машины для шерсти
на съем при скорости выпуска ленты 100 м/мин составляет 10%
рабочего времени, а при скорости 300 м/мин —27%.
В последнее время на ленточных машинах кроме лентоуклад-
чиков с поворотной головкой применяют также автоматические
устройства для смены наработанных тазов с U-образным
движением тазов. Так, на ленточных двухвыпускных машинах для
шерсти фирмы Шуберт и Зальцер при наработке двух лент в один
таз в автоматическом устройстве находится двенадцать тазов, из
них два полных выведены из машины, два наполняются и восемь
пустых тазов находятся в запасе. Данное устройство обеспечивает
обрыв ленты между полными тазами и местом зажима и
направляет оборванные концы ленты, связанные с машиной, в пустые
тазы. Добавление пустых тазов и уборка полных тазов могут
производиться во время работы машины как ручным способом, так
и при помощи механического транспортера.
10.2. УСОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ПРЯДИЛЬНЫХ МАШИН
Кольцепрядильные машины. Эти машины остаются на
ближайшие 10—15 лет основным технологическим оборудованием
прядильного производства. За последние тридцать лет
производилось систематическое усовершенствование кольцепрядильных
машин: увеличилась мощность вытяжного прибора;
механизировано улавливание оборвавшихся мычек, выходящих из
вытяжного прибора; разработаны устройства по подмотке нити и
останова машины при наработке съема; автоматизировано
регулирование натяжения нити в процессе ее выработки. Все это дало воз-
хможность увеличить паковки пряжи, вырабатываемой на машине,
снизить обрывность и повысить частоту вращения веретен до
12 000—13 000 об/мин, что соответствует окружной скорости
бегунка 32—34 м/с (для хлопка). Дальнейшие попытки повысить
скорости кольцепрядильных машин не привели к успеху ввиду
резкого увеличения обрывности пряжи, происходящей в основном
из-за вылета бегунков.
На кольцепрядильных машинах в основном съем
наработанных початков производится вручную. Как показывают расчеты,
трудовые затраты на снятие наработанных початков на кольце-
426
прядильных машинах составляют 20% всех затрат в прядении.
Автоматизация съема наработанных початков и надевания пустых,
патронов на веретена повысит производительность труда в
прядении на 36—40% и освободит более 20 000 работниц для перевода
их на другую работу. Следует отметить также, что при этом
работницы освобождаются от тяжелого труда, так как при съеме
початков с веретен необходимо прилагать усилия от 5 до 60 Н,
а в некоторых случаях от 60 до 150 Н.
В настоящее время работы по созданию автосъемников
интенсивно проводятся как у нас, так и за границей. Однако в
производство они внедряются медленно. Так, за рубежом число
кольцепрядильных машин, оборудованных съемниками, составляет
менее 2%.. Это объясняется трудностью получения простой, дешевой
и надежно работающей конструкции автосъемника. Работа по
созданию автосъемников на кольцепрядильных машинах проводится
в двух направлениях: создание автомата для одновременного-
съема наработанных початков с веретен и надевания пустых
шпуль на веретена на всей машине и создание малогабаритных
автоматов, снимающих початки и надевающих патроны на одно-
или группу веретен последовательно по всей машине.
В качестве примера встроенного в машину автоматизированного,
устройства для съема наработанных початков и надевания пустых
патронов рассмотрим автосъемник Ко-Ве-Мат, применяющийся на.
кольцепрядильных машинах заграничных фирм (Платт, Сако-
Лоуэлл, Цинзер и др.). Автосъемник состоит из следующих частей:
устройства для питания машины пустыми патронами; механизма
съема наработанных початков и надевания пустых патронов на
веретена; транспортного устройства для шпуль и початков;
наклонного подъемного транспортера для вывода початков из
машины.
Автосъемник имеет самостоятельную электроцепь (пять
редуцированных электродвигателей) и пневматическую систему,
обеспечивающую подачу сжатого воздуха под давлением 0,63 МПа
к рабочим элементам. На автосъемнике производится 27 операций,,
и весь процесс съема занимает 3,5 мин. Питание машины пустыми
шпулями происходит автоматически за 20 мин до начала съема.
Перед съемом початков нитепроводники автоматически отводятся
в сторону, чтобы не мешать проходу початков и пустых шпуль.
На рис. 10.1 изображен механизм съема наработанных початков-
и надевания пустых патронов на современной кольцепрядильно»
машине.
Для съема наработанных початков и надевания пустых шпуль,
применяется съемная герметизированная балка /, снабженная
пневматическими захватами 3, расположенными вдоль нее
соответственно числу веретен на машине и расстоянию между ними.
Через внутренний канал 2 балки / сжатый воздух подается
к пневматическим пластмассовым захватам, которые входят
в верхние части внутренних полостей патронов 4 и удерживают
42Г
Рис. 10.1. Механизм съема наработанных початков и надевания пустых шпуль
автосъемника f(o-Be-Mam
их на балке во время движения последней для выполнения
операций съема паковок и надевания пустых патронов на веретено 5.
•Съемная балка получает движение от рычажных систем,
расположенных вдоль машины с обеих сторон. Рычажная система
представляет собой кривошипно-шатунный механизм FDEC, ползун Е
которого получает возвратно-поступательное движение от винта 6,
расположенного вдоль машины в нижней ее части.
Винт 6 получает вращение от автоматически управляемого
электродвигателя, расположенного в центре машины, посредством
цепной передачи. Размеры звеньев кривошипно-шатунного
механизма выбраны так, что балка во все периоды движения
сохраняет горизонтальное положение, а при съеме пустых патронов
с цапф транспортера и посадке их на веретена перемещается по
вертикали. Длину кривошипа CD выбирают равной половине
длины шатуна EF, причем CD = DE — DF.
В начале подъема съемной балки вверх вся рычажная система
с помощью пневматических устройств поворачивается в сторону
(положение СгР2), в верхнем положении балки совершается
обратный поворот рычажной системы, и пневматические захватные
пальцы устанавливаются точно над початками. Затем балка
опускается вертикально вниз, пневматические захватные пальцы
входят внутрь верхней части патронов и под влиянием
поступившего сжатого воздуха прижимаются к внутренним поверхностям
патронов, а при движении балки вверх захватывают початки и
снимают их с веретена. Далее рычажная система поворачивается
428
в наклонное положение, балка с початками опускается вниз,
рычажная система становится в вертикальное положение, и балка,,
продолжая опускаться вниз, насаживает патроны на цапфы
транспортера. Давление воздуха в балке снижается до нуля, балка
несколько приподнимается вверх и останавливается, а початки
остаются на транспортере.
Ленточный транспортер смещается на половину шага. Балка
начинает опускаться вниз, и пневматические захватные пальцы
входят внутрь верхних частей пустых патронов. В пневматические
пальцы поступает сжатый воздух, и балка начинает двигаться
вверх вместе с пустыми шпулями, при этом рычажная система
поворачивается, пустые патроны располагаются над веретенами,
балка опускается вниз и насаживает патроны на веретена. Затем
давление воздуха уменьшается до нуля, балка поднимается вверх,,
патроны остаются на веретенах, рычажная система занимает
наклонное положение (CjFa), балка опускается, рычажная система
складывается (положение CDxE^x) и остается так до следующего-
съема, не мешая нормальной работе машины.
Наклонное положение рычажной системы позволяет провести
початки (патроны) мимо веретенного бруса без увеличения
общего габарита машины. Размах ползуна ЕЕХ зависит от высоты
шпули. Во избежание обрыва нити при съеме початков должны
быть подмотаны на веретено под початком (не менее трех витков).
Для этого применяют подвижные отделительные чашки с ножом
или неподвижные чашки с канавками и ножом, которые
располагаются над блочком веретена. После выполнения балкой полного,
цикла движения машина автоматически пускается в ход. Початки
передвигаются транспортером к концевой раме машины и
сбрасываются в ящик, расположенный на тележке.
Недостатком встроенных автосъемников является
необходимость изготовлять основные их детали по высокому классу
точности, что сильно повышает его стоимость и снижает
рентабельность применения. По предварительным расчетам стоимость
автосъемника составляет одну треть стоимости машины. Кроме того,,
для его работы необходимо обеспечить стабильность положения
веретен, иметь специальный полимерный материал для захваток
и патроны с армированными кольцами повышенного качества.
Поэтому автосъемник можно применять только для новых машин.
Передвижные автосъемники для последовательного съема
наработанных початков и замены их пустыми патронами можно
использовать и для модернизации кольцепрядильных машин,
работающих на прядильных фабриках. Рассмотрим передвижной
автосъемник АНД-6, разработанный Пензенским НИЭКИПМашем
(рис. 10.2) [9]. На каждой стороне кольцепрядильной машины
установлен свой автосъемник.
Автосъемники, перемещаясь вдоль машины по монорельсам,
закрепленным на веретенных брусьях 3, поочередно снимают
початок и надевают пустой патрон на веретено, предшествующее
42&
Рис. 10.2. Передвижной автосъемник АНД-6:
j — узел припасовки; 2 — колесо; 3 — веретенный
брус; 4 — корпус автосъемника; 5 — курок; 6 —
лезвие ползуна; 7 — стойка; 8 — лентз; 9 — иите-
отводчик; 10 — отражатель; // — выбрасывающий
валик; 12 — направляющая; IS — ударник; 14 —
бункер; 15 — щнт; 16 — механизм выброса; 17 —
прнцепиая тележка; 18 — токосъемник
снимаемому. Початки сбрасываются
в тележку 17. После окончания съема
автосъемщики автоматически
возвращаются в исходное положение, а
тележки 17 со снятыми початками
остаются у головной рамы, откуда их вывозят
вручную. На корпусе 4 автосъемника
установлены механизм съема с
приводом, общим с ходовой частью каретки,
механизм выброса початков 16,
магазин и бункер 14 для патронов. При
движении автосъемника двуплечий
рычаг — курок 5 одним концом
упирается в вертикальные пальцы,
установленные у каждого веретена таким
образом, что при съеме початка
ползун 6 находится под початком.
Далее палец, находящийся в корпусе
ползуна 6, под действием пружины
входит в паз вертикального винта, при
вращении которого ползун поднимается
вверх и подведенное под гнездо початка лезвие снимает початок
<:о шпинделя, веретена.
Одновременно вместе с ползуном 6 перемещается конец ленты 8,
которая, огибая направляющий ролик, вторым концом
перемещает ударник 13 патронов. В верхней части винта палец под
действием кулачка выбрасывается из паза винта, и свободный
ползун, связанный лентой 8 с барабаном выброса спиральной
пружиной, быстро возвращается в нижнее положение. Снятый
лезвием ползуна початок попадает на быстровращающийся
выбрасывающий валик И и направляется в прицепную тележку 17,
которая передвигается вместе с автосъемником. Пустой патрон
подается под ударник 13 из бункера 14 специальным механизмом,
обеспечивающим правильное его положение над веретеном. Легко
снимаемый бункер 14 вмещает 200 патронов. Нити при снятии
початков обрезаются специальными втулками для подмота,
расположенными над блочком веретена и снабженными режущим
венцом с радиальными зубцами и кольцевым ножом.
Все механизмы автосъемника располагаются в корпусе,
выполненном из сплавов алюминия. В корпусе вмонтирован
электродвигатель с двумя выходами вала мощностью 0,4 кВт. Ток к элек-
430
тродвигателю подается по токопроводам, закрепленным в
специальной коробке под веретенным брусом на кронштейне транспортера.
Съем напряжения осуществляется токосъемником 18, щетки
которого скользят по троллеям.
Во время наработки съема автосъемники находятся у
хвостовой рамы. По окончании наработки съема и опускании кольцевых
планок автосъемники включаются в работу (путем нажатия
кнопки на станции управления) и начинают перемещаться в
сторону головной передачи машины со скоростью 5 м/мин. В конце
пути у головной рамы конечным переключателем обеспечивается
реверсирование электродвигателя. Одновременно с этим
переключаются кулачковые муфты, изменяющие скорость ведущих колес,
и автосъемник начинает перемещаться в исходное положение со
скоростью 20 м/мин. Продолжительность снятия съема на кольце-
прядильной машине П-76-5М, имеющей 360 веретен, работающих
при частоте вращения 10100 об/мин, составляет 3,5 мин.
Испытания автосъемников в производственных условиях показали, что
обрывность пряжи, связанная с работой автосъемников,
составляет 2—3% от числа веретен на машине. При правильном
использовании автосъемников АНД-6 обеспечивается повышение труда
в прядении до 36%. Ориентировочная стоимость комплекта
автосъемников на машину при серийном изготовлении составит
1500—1800 р.
Значительно сложнее автоматизировать присучку
оборвавшихся нитей во время работы кольцепрядильной машины. Попытки
сделать это путем установки между передними цилиндрами
вытяжного прибора и нитепроводниками специальных устройств на
каждом веретене, сигнализирующих об обрыве нити и производящих
ее присучку к мычке, выходящей из переднего цилиндра
вытяжного прибора, успеха не имели из-за недостаточной надежности
и усложнения обслуживания машины.
В последнее время некоторые зарубежные машиностроительные
фирмы (Платт, Сако-Лоуэлл, Цинзер и др.) разработали
автоматические устройства, передвигающиеся вдоль сторон машин,
отыскивающие обрыв нитей и производящие их присучку. Обход
машины этими устройствами заранее запрограммирован, длина
обхода и изменение направления движения автоприсучалыциков
контролируется кулачковыми валами, получающими движение от
электродвигателя. Для патронов длиной 220—260 мм при
расстоянии между веретенами 75 мм, согласно данным фирм, на
ликвидацию обрыва нити требуется 20—40 с. Применение
автоприсучалыциков на кольцепрядильных машинах резко повышает
производительность труда в прядении. Однако они до сих пор
широкого распространения не получили из-за их сложности,
большой стоимости и недостаточной надежности.
Прядильно-крутильные машины. Стремления сократить
переходы при выработке крученых нитей привели к созданию пря-
дильно-крутильных машин, в которых процесс кручения объеди-
431
Рис. 10.3. Веретено прядильно-крутильной машины
няется с процессом прядения одной из двух
одиночных нитей. В этих машинах нить,
выходящая из выпускной пары вытяжного
прибора, поступает в пустотелое веретено, на
котором имеется шпуля с пряжей, заранее
выработанной на кольцепрядильной машине.
Нить с этой шпули также направляется в
канал полого веретена, где обе нити
соединяются, формируются в верхней его части и
выходят из его нижней части в виде крученой нити.
Полученная нить поступает на наматывающее
устройство, расположенное под веретенами, где
наматывается на катушку, образуя бобину.
При применении прядильно-крутильных
машин производительность труда в
прядильных и крутильных цехах фабрики повышается
в 1,8—2 раза. Данные машины используют при
выработке крученых нитей как из хлопка, так
из шерсти. Основным механизмом
прядильно-крутильной машины является веретено
(рис. 10.3) [12], имеющее полый составной
шпиндель /, смонтированный на двух
шарикоподшипниках 4 и 6, установленных в
резиновых кольцевых амортизаторах 2 и гнезде 3.
Гнездо имеет продольный разъем и состоит из
двух половинок, стягиваемых винтами 5.
Веретена изготовляют различных
типоразмеров; рабочая частота их вращения 6000—
10 000 об/мин. Расчет шпинделя веретена на вибрацию следует
проводить с учетом податливости обеих опор.
Пневмомеханические прядильные машины. В настоящее время
как в СССР, так и за рубежом проводится интенсивная работа
по дальнейшему усовершенствованию пневмомеханических
прядильных машин БД-200, в частности по повышению скорости их
выпуска, универсальности (способности перерабатывать
различные виды волокон с различной длиной) и дальнейшей
автоматизации ручных процессов. Это требует решения ряда сложных
задач, основными из которых являются:
обеспечение надежности опор высокоскоростных прядильных
камер;
выбор оптимального вида привода высокоскоростных
прядильных камер;
обеспечение систематической механизированной очистки
волокон при подаче их на расчесывающий барабанчик, а
также очистки прядильных камер от пыли и посторонних
примесей;
432
автоматизация заправки нити при обрыве во время процесса
прядения;
автоматизация съема наработанных бобин.
Решения первой и второй задач тесно связаны между
собой.
Формировочно-крутильные механизмы на шариковых опорах,
изготовленные достаточно точно и динамически балансированные
в сборе при рабочей частоте вращения с дисбалансом 0,5—1 мкм
при частоте вращения 30 000—40 000 мин-1, имеют ресурс 12 000 ч.
Работа при частоте вращения более 45 000 мин-1 становится
затруднительной из-за недостаточной долговечности шариковых опор
вала прядильных камер. Но как показали опыты,
технологический процесс может нормально протекать и при более высоких
частотах вращения вала прядильных камер (60000—
100 000 об/мин). Поэтому как в СССР, так и за рубежом
проводятся работы по изысканию конструкций надежно работающих
высокоскоростных опор вала прядильной камеры в следующих
направлениях:
1) дальнейшее усовершенствование шариковых опор;
2) применение упругого крепления втулки подшипников
в корпусе прядильного устройства;
3) применение фрикционного привода вала прядильной камеры
с расположением его на поддерживающих дисках;
4) использование высокоскоростных опор с воздушной смазкой
и магнитным подвесом.
Упругое крепление втулки подшипников, согласно
исследованиям, позволяет повысить рабочую частоту вращения до
50 000 об/мин.
Особенно перспективна конструкция прядильного устройства
с фрикционным приводом, который позволяет повысить частоту
вращения вала прядильных камер до 60 000—90 000 об/мин.
В конструкции, разработанной западногерманской фирмой Зюссен
(рис. 10.4), вал 4 прядильной камеры приводится во вращение
непосредственно от тангенциального ремня 3 и помещается на двух
парах поддерживающих дисках 7, смонтированных на
антифрикционных подшипниках 8. Синтетические покрытия 9 дисков,
подшипников 8 и тангенциального ремня 3 вместе являются хорошей
демпфирующей системой и предохраняют вал с камерой / от
свободной вибрации. Поддерживающие диски вращаются от вала 4
камеры и поэтому размер их диаметров не влияет на частоту
вращения камеры.
Передаточное отношение между валом прядильной камеры и
поддерживающими дисками равно 1 : 8; таким образом, даже при
частоте вращения камеры 72 000 об/мин частота вращения дисков
будет только 9000 об/мин. Применяемые специальные
антифрикционные подшипники на дисках, по данным фирмы, не требуют
специального обслуживания, а покрытия дисков практически не
изнашиваются. Скорость тангенциального ремня при частоте вра-
15 П/р А. И. Макарова
433
Рис. 10.4. Схема фрикционного привода прядильных камер фирмы 3тесен:
а — продольный разрез; б — поперечный разрез
щения камеры 72 000 об/мин и диаметре вала камеры 9 мм —
около 34 м/с, что, как показали опыты при применении тонкого
эластичного ремня, является вполне допустимым.
Ввиду кратковременности разбега вала камеры
проскальзывание ремня по валу получается небольшим. Согласно
исследованиям фирмы Зюссен даже при разгоне вала камеры до 90 000 об/мин
и ее диаметре 60 мм время разбега продолжается всего 3,5 с.
Мягкий разгон получается и у дисков, которые приводятся во
вращение тангенциальным ремнем через вал прядильной камеры,
что обеспечивает высокую долговечность работы полиуретановых
покрытий дисков. На оси рычага 10 помещается цилиндрическая
пружина кручения, которая обеспечивает посредством шкива 2
постоянное прижатие ремня к валу камеры во время его вращения,
так что колебание его частоты вращения не превышает =ь 1 %.
Во время очистки камеры рычаг 10 со шкивом 2 откидывается,
и вал камеры останавливается.
Оси дисков немного отклонены одна относительно другой,
в результате чего возникает небольшое давление в направлении
аксиальной опоры вала камеры, необходимое для прижима торца
вала камеры к подпятнику. Последний выполнен в виде шара
из хромистой стали и непрерывно смазывается. Благодаря
постоянной смазке точки контакта и шаровой форме подпятник
медленно вращается во время вращения камеры, что предохраняет
его от недопустимого износа. Масло к шаровому подпятнику
подводится через фитиль, нижний конец которого находится в
масляной ванне 6. От аксиального движения шаровой подпятник
удерживается болтом 5, который также используется для
установки вала камеры в точно осевом положении относительно
устройства, питающего камеру волокном, что особенно важно при
сменяемых валах с камерой. Прядильное устройство выполнено так,
что при открытой камере вал не вращается.
434
Универсальность машин фирм Зюссен и Шуберт и Зальцер
достигается тем, что они снабжены комплектом сменных камер
с различными диаметрами. Цилиндрический вал у всех камер
делается одинаковым. Выбор диаметра камер зависит как от вида
и длины волокна, так и от линейной плотности вырабатываемой
пряжи и допустимого натяжения нити.
На рис, 10.5, а изображены зависимости натяжения нити
линейной плотностью 29,4 текс от диаметра d камеры и частоты ее
вращения. Чем больше натяжение вырабатываемой нити, тем
меньше ее прочность, и следует ожидать большую обрывность
пряжи на машине. При работе с камерой одного и того же
диаметра с увеличением частоты вращения резко увеличивается и
мощность камеры (рис. 10.5, б). Поэтому у высокоскоростных
прядильных камер целесообразно уменьшить их диаметры при
непременном условии обеспечения нормального протекания
технологического процесса.
Исследования показывают, что при выработке
хлопчатобумажной пряжи при частоте вращения п = 60 000 мин-* диаметр
камеры можно уменьшить до 46 мм. Тогда натяжение нити не будет
превышать 39,2-Ю-2 Н, а мощность камеры будет не выше 70 Вт,
т. е. величин, которые имеют современные камеры БД-200-М
диаметром 66 мм при частоте вращения п = 40 000 мин"*. Если же
оставить диаметр камеры равным 66 мм, то при частоте вращения
60 000 об/мин натяжение нити будет около 72 • 10~2 Н, а мощность
камеры около 150 Вт, что приведет к резкому возрастанию
обрывности на машине и снижению эффективности ее применения.
Фирма Шуберт и Зальцер на своих машинах выполняют камеру
диаметром 55 мм и рекомендуют рабочую частоту вращения
60 000 мин-*. В этом случае мощность камеры достигает ПО Вт,
а натяжение нити — 56-10"- Н.
Для работы прядильных камер с высокими скоростями
разработаны конструкции на воздушных опорах с приводом от ИНДИ-
1 по
О}
2 80
6
60 80 п/Ю?мин
а)
60 В0 tl/IOJMUH'1
Рис. 10.5. Зависимости от диаметра камеры и частоты ее вращения:
а — натяжения ннтн; б — мощности
15*
435
видуального электродвигателя, питаемого трехфазным током
повышенной частоты. Так, в экспериментальном
научно-исследовательском институте металлорежущих станков (ЭНИМС) и на
кафедре проектирования текстильных машин МТИ созданы опытные
конструкции формировочно-крутильных механизмов с
индивидуальными электродвигателями на аэродинамических опорах
с дополнительным поддувом для рабочих частот вращения 60 000—
90 000 мин-1, с камерой диаметром 45 мм. Недостатком таких
конструкций является необходимость применения
преобразователей частоты тока, а также применение чистого сжатого воздуха.
Другим препятствием повышения скорости
пневмомеханического прядения является загрязение камер во время прядения.
Несмотря на лучшее очищение хлопковой чесальной ленты,
предназначенной для пневмомеханического прядения, в ней остается
много сора и других примесей. Опыт показывает, что в зависимости
от количества сорных примесей в ленте загрязнение камер
начинает оказывать отрицательное влияние на процесс прядения или
после двух, или после 24 ч работы машины. Поэтому приходится
через определенное время проводить очистку камер от прилипших
на ее рабочей поверхности пыли и других сорных примесей, не
считая очистки камеры при каждом обрыве нити.
Очистку от сорных примесей, находившихся во входящей ленте,
прежде всего необходимо проводить при разделении ее на
отдельные волокна в дискретизирующем устройстве. Было создано
несколько конструкций очистительных устройств. На рис. 10.6
изображено очистительное устройство, разработанное в ЧССР,
которое отделяет сор от волокна. Лента 7 подается питающим
валиком / к быстровращающемуся расчесывающему барабанчику 2,
Рис. 10.6. Очистительное стройство, разработанное в ЧССР
Рис. 10.7. Дискретизир ющее устройство фирмы Зюссен
435
который захватывает отдельные волокна и направляет их в
камеру по каналу 3. Поскольку соринки имеют большую массу,
а следовательно, создается и большая центробежная сила, то они
стремятся оторваться от поверхности барабанчика и попадают
через канал 5 в желоб 6. Отбойный нож 4 способствует более
полному отделению сорных примесей от волокна.
Фирма Зюссен предлагает другую конструкцию
дискретизирующего устройства, обеспечивающую лучшую очистку волокон
от сорных примесей (рис. 10.7). Расчесывающий барабанчик 1
в значительной своей части не имеет оболочки. Вследствие этого
образуется большая грязевая камера 3, и сорные примеси,
содержащиеся в бородке хлопка 2, свободно летят в нее. Испытания
показали, что при такой конструкции дискретизирующего
устройства значительно меньше частиц сорных примесей попадает через
канал 4 в прядильную камеру 5. Количество выделенных
загрязнений в грязевую камеру увеличивается, а процент выделения
хорошего волокна остается прежним.
Однако даже при применении различных очистительных
устройств пыль и сорные примеси попадают в прядильную камеру
и нарушают процесс прядения. Поэтому необходимо периодически
очищать прядильную камеру. При очень грязном хлопке
прядильную камеру очищают после 2—3 ч работы машины; при чистом
хлопке достаточно очищать ее раз в неделю. Это значительно
снижает эффективность прядения на пневмомеханической
прядильной машине. Повышение рабочих частот вращения
прядильных камер до 60 000 об/мин и выше и уменьшение их диаметров
до 45 мм вызывает необходимость производить очистку через
более короткие промежутки времени, и автоматическая чистка
их становится необходимой. Но так как при останове камеры
процесс прядения прерывается, то необходима и автоматическая
присучка. Это тем более надо делать, так как по данным фирмы
Зюссен присучка нити вручную при некоторых видах и линейной
плотности пряжи уже при скорости 90 м/мин становится
невозможной.
Западногерманская фирма Зюссен разработала конструкцию
агрегатов Клейн-Кэт и Спин-Кэт, применение которых при
рабочих частотах вращения 30 000—100 000 об/мин обеспечивает как
очистку прядильных камер и дискретизирующего устройства, так
и присучку нити. Оба агрегата продвигаются вдоль фронта
машины и последовательно обрабатывают все камеры (рис. 10.8).
Перед каждым процессом присучивания соответствующее
прядильное место предварительно очищается агрегатом Клейн-Кэт,
благодаря чему обрывность на машине сокращается, а качество
пряжи улучшается. При ручной присучке трудно установить
одинаковый конец нити, всасываемой в прядильную камеру. Агрегат
Спин-Кэт автоматически отбирает с бобин требуемый конец нити
и вводит его в прядильное устройство. Вследствие этого прочность
мест присучек нити (по данным фирмы) повышается в 3—4 раза
437
Рис. 10.8. Агрегаты, Клейн-Кэт
и Спин-Кэт, смонтированный на
машине
по сравнению с ручной при-
сучкой и достигает 60—
80% средней прочности нити.
Если независимо от
имеющихся обрывов нити
автоматически очищать
агрегатами прядильные места и
присучивать нить
поочередно, то открывается
возможность работать в ночную
смену без прядильщицы,
с небольшим числом
рабочих. Имеются и другие
автоматические устройства, производящие очистку камер и при-
сучку оборвавшихся нитей, но до сих пор не удавалось обеспечить
их работу с наименьшим числом отказов. Кроме того, в ряде
случаев они получаются сложными, значительно удорожают
стоимость машины и могут окупиться только при высоких
рабочих частотах вращения прядильных камер 60000—70000 мин"*
и выше.
Проводятся также работы по увеличению паковок, автомати-
эации съема наработанных бобин и дальнейшей механизации
рабочих операций на пневмомеханических прядильных машинах.
< Так, фирма Шлафхорст (Швейцария) создала полностью
автоматизированную машину пневмомеханического прядения «Аутокоро»,
работающую при частотах вращения 70 000 мин-1 [44]. В СССР
в 1980 г. планируется выпуск машин типа БД-200 с частотой
вращения прядильных камер 60 000 мин"1 и с большой
автоматизацией рабочих процессов. Пневмомеханические прядильные
машины типа БД-200 в основном применяют при выработке пряжи
средних линейных плотностей из хлопка, а также пряжи из
штапельного волокна.
На выставке ИНЛЕГМАШ-76 демонстрировались опытные
прядильные машины ППМ-120, ППМ-180-Ш. Пневмомеханическая
прядильная машина ППМ-120 предназначена для выработки
n пряжи малых, средних и больших линейных плотностей от 50—
10 текс из хлопка, химических волокон и их смесей и оснащена
оригинальными прядильными головками. Машина ППМ-180-Ш
предназначена для производства пневмомеханическим способом
аппаратной полушерстяной пряжи из смеси шерсти с химическими
волокнами. Проводятся также работы по созданию
пневмомеханической машины для камвольного прядения шерсти. Так, в Мо- '
сковском текстильном институте совместно с Костромским
конструкторским бюро текстильного -машиностроения -разработана
438-
опытная пневмомеханическая машина для камвольного прядения
шерсти, работающая при частотах вращения 20 000—
30 000 об/мин.
10.3. НОВЫЕ ПРЯДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
В последнее время разработаны прядильные машины,
существенно повышающие эффективность прядильного производства.
Рассмотрим некоторые из этих машин. На выставке ИНЛЕГ-
МАШ—76 демонстрировалась прядильная роторная машина
ПР-150. Она предназначена для выработки пряжи линейной
плотностью 222—84 текс из хлопка, химических волокон и их
смесей со штапелем до 40 мм. На машине применен безверетенный
способ формирования пряжи на диске ротора. Процесс кручения
отделен от наматывания. Скорость прядения 30—60 м/мин.
Аэромеханические прядильные машины. Для выработки
аппаратной пряжи из шерсти и хлопковых угаров больших
линейных плотностей начинают применять аэромеханический способ
прядения. Основная особенность его заключается в том, что
процесс формирования и кручения пряжи происходит под
воздействием вращающейся воздушной струи. Вследствие этого в
прядильных и крутильных устройствах нет никаких подвижных
деталей. Для формирования и кручения предложен ряд прядильных
устройств.
На рис. 10.9 изображено прядильное устройство типа АПР-1,
разработанное ВНИИЛТЕКМАШем. Крутильный орган 3 отделен
от вихревой прядильной камеры 7, что повышает качество пряжи
и уменьшает количество невпрядомых волокон. Вырабатывается
пряжа следующим образом. Отсасываемый вентилятором воздух
поступает в прядильную камеру 7 через тангенциально
направленный питающий канал 5, благодаря чему возникает винтовое
движение воздуха (вихрь разряжения). Если через питающий
канал 5 ввести разъединенные волокна, а через канал 4 заправить
нить, то в прядильной камере 7 сформируется мычка 6, которая
затем скручивается в пряжу. При этом конец мычки 6 будет
свободно вращаться в прядильной камере 7.
Однако пряжа, выходящая из прядильной камеры 7,
скручивается недостаточно, поэтому она направляется в
аэродинамический крутильный орган 3. В нем посредством «вихря давления»,
возникающего за счет нагнетания воздуха под давлением по
тангенциальным каналам /, пряжа получает дополнительное
кручение и выводится через отверстие втулки 2. Между прядильной
камерой 7 и крутильным органом 3 образуется балансирующий
участок нити. Для удобства выполнения процесса заправки
крутильный орган 3 может передвигаться вдоль оси камеры по
направляющим колонкам, на которых он смонтирован. Пружины 8
возвращают крутильный орган 3 после заправки в исходное
положение.
439
Рис. 10.9. Аэромеханическое прядильное устройство
типа АПР-1
При опускании крутильного органа 3 до
его соприкосновения с каналом 4
прядильной камеры перекрывается цилиндрическая
поверхность А, благодаря чему
прекращается подача сжатого воздуха из
полости Б высокого давления внутрь полости Г
крутильного органа 3. Без этого нельзя
осуществить процесс заправки нити 'в камеру.
Такая конструкция обеспечивает
уменьшение количества невыпрядаемых волокон
до 2—3%. Испытания опытной машины на
фабрике при выработке угарной
хлопчатобумажной пряжи линейной
плотностью 157—170 текс показали, что она
может работать при скоростях выпуска 22—27 м/мин, причем
производительность оборудования увеличивается почти в 3,4,
а производительность труда в 2,8 раза. Несколько иная
конструкция аэродинамической прядильной машины была разработана
специалистами ПНР.
Работа по усовершенствованию аэромеханического способа
прядения продолжается. На выставке ИНЛЕГМАШ—76
демонстрировалась советская аэродинамическая прядильная машина
ПАМ-150, предназначенная для выработки пряжи больших
линейных плотностей из смеси хлопковых угаров с хлопком и
химическими волокнами со скоростью выпуска до 40 м/мин.
Внедрение данной машины в угарном прядении хлопка увеличивает
производительность труда и оборудования в 2—3 раза и
уменьшает обрывность пряжи.
Самокруточная прядильная машина Репко. Эта машина
предназначена для выработки гребенной и полугребенной пряжи
в два сложения. Сущность технологического процесса заключается
в следующем. Пряжа формируется из двух стренг А и В,
поступающих из выпускной пары 1 вытяжного прибора (рис. 10.10).
Стренгам контактным способом при помощи крутильных
цилиндров 2, имеющих вращательное и возвратно-поступательное
движение вдоль оси, сообщается попеременно ложная крутка
различного направления.
Стабилизация крутки осуществляется следующим образом:
при складывании двух стренг вместе их свободно действующее
раскручивание вызывает эффект скручивания в нить с
сохранением в ней суммы приданных круток. Во избежание совпадения
нескрученных мест обеих пряж после выхода из крутильных
цилиндров четные или нечетные стренги, для увеличения длины
пути, огибают круглые нитепроводники 3 и затем соединяются
со смежными пряжами в фарфоровом глазке механизма сдваива-
440
Рис. 10.10. Схема образования самокру-
точной пряжи
ния нитей со сдвигом 6—12 мм.
Таким образом, если левая
стренга по выходе из
вытяжного прибора проходит путь,
равный Lx + Z-2 + L3, то путь
правой стренги будет больше на
величину SSly причем на
длине L3 обе стренги идут вместе.
В результате нить,
полученная при помощи ложной
крутки двух стренг с чередующим
ее направлением со сдвигом фаз, имеет крутку по всей длине.
Такую пряжу принято обозначать через ST; она имеет
пониженную прочность по сравнению с обычной пряжей. Для
увеличения прочности пряжи ST ее подвергают кручению на обычных
крутильных машинах и получают пряжу STT, которая по
прочности не уступает обычной крученой пряже.
На рис. 10.11 показана общая технологическая схема само-
круточной машины. Ровница с питающей рамки поступает в^
вытяжной прибор /, где она вытягивается до требуемой линейной
плотности. Далее мычки направляются в крутильные цилиндры 2,
получают ложную крутку и различными по длине путями
направляются в фарфоровый глазок механизма 3 сдваивания нити.
Рис. 10.11. Технологическая схема самокруточной машины
441
Из механизма сдваивания нить поступает на мотальный
механизм, где наматывается в бобины массой 500—1000 г [16].
При конструировании самокруточной прядильной машины
следует обращать внимание на конструкцию вытяжного прибора
и крутильных цилиндров. Особенность работы двухремешкового
вытяжного прибора типа СКФ, имеющего вытяжку от 18 до 45,
заключается в том, что окружная скорость его переднего цилиндра
достигает значительной величины [140—220 м/мин (машина Репко
Спиннер) и 300 м/мин (машина Репко Селфил)]. Поэтому
необходимо обеспечить точность изготовления и установки цилиндров
и валиков, а также постоянство требуемой нагрузки на верхние
эластичные валики (нагрузка на передний нажимной валик на две
мычки достигает 294 Н). Индивидуальные верхние валики имеют
пружинную нагрузку: пневматическая нагрузка прижимного
рычага позволяет уменьшать нагрузку во время продолжительных
простоев машины. Верхний ремешок и нажимной валик задней
пары вытяжного прибора поднимаются вместе с прижимным
рычагом, в то время как валик передней пары остается в прижатом
состоянии. Это предотвращает возврат крутки индивидуальных
ровниц в вытяжной прибор.
Крутильный механизм состоит из двух полых валиков с
эластичным покрытием, отшлифованных и смонтированных на
внутренних воздушных подшипниках. Воздушные подшипники
нижнего валика работают на фиксированной оси. Ось верхнего валика
смещается системой регулирования нагрузки для изменения
прижимного усилия. Полые валики диаметром 41 мм имеют высокую
частоту вращения (1100—2500 мин"1) и совершают поперечные
колебания (1000—1350 циклов в минуту). Привод валиков в
поперечное движение осуществляется парой гипоциклических
механизмов, работающих со смещением фаз на 180°. Для воздушных
подшипников крутильных цилиндров и рычага нагрузки
вытяжного цилиндра требуется чистый и сухой сжатый воздух.
Потребность в воздухе на машину составляет 0,14 м3/мин при давлении
0,35 МПа. Машину нельзя пустить в ход, если давление воздуха
падает ниже 0,24 МПа. Скорость при заправке машины и при
присучивании ровниц снижается до 160 м/мин.
Исследования показывают, что при скорости прядения
220 м/мин применение самокруточных машин обеспечивает рост
производительности оборудования по сравнению с кольцепрядиль-
ными машинами в 10—12 раз, рост производительности труда
в 1,5 раза при уменьшении производственной площади на 80%.
Применение воздушных подшипников крутильных цилиндров
вызывает необходимость резко повысить точность их изготовления,
увеличивает стоимость машины и усложняет ее эксплуатацию на
текстильных фабриках. Поэтому разработка простых и надежных
конструкций крутильного механизма является, по-видимому,
основным условием широкого применения самокруточных машин
на текстильных фабриках.
442
С этой точки зрения представляет большой интерес созданная
в нашей стране самокруточная прядильная машина ПСК-225-ШГ
с аэродинамическими крутильными органами,
демонстрировавшаяся на выставке ИНЛЕГМАШ—76. Она предназначена для
производства камвольной пряжи в два сложения из шерсти и
смесей с химическими волокнами способом самокруточного
формирования с помощью вихревых камер. Скорость выпуска
составляет 200 м/мин.
Машины для получения пряжи с нулевой круткой. В течение
последних пятнадцати лет разрабатывается система прядения для
выработки пряжи с нулевой круткой. В частности, в Нидерландах
был разработан новый способ прядения (Т. Н. О), при котором
подготовка продукта, питание машины, утонение осуществляются
по обычной технологии, но закрепляются волокна в пряже
не кручением, а склеиванием крахмальным составом [16]. Это
позволяет разделить механизмы формирования и наматывания
и повысить скорость выпуска пряжи до 100—200 м/мин.
Глава 11
ПОТОЧНЫЕ ЛИНИИ ПРЯДИЛЬНОГО
ПРОИЗВОДСТВА
11.1. ЭТАПЫ АВТОМАТИЗАЦИИ ПРЯДИЛЬНОГО
ПРОИЗВОДСТВА
Автоматизация и механизация текстильного производства
является важнейшим условием повышения производительности
труда. Создание автоматизированных поточных линий будет
способствовать автоматизации всего технологического процесса
прядильного производства и созданию автоматизированных
прядильных фабрик. Непосредственное соединение всех существующих
машин прядильного производства невозможно ввиду их различной
производительности и различного числа выпусков. Создание
автоматизированных поточных линий является трудной задачей и
требует пересмотра существующего технологического процесса
прядильного производства, а создание автоматизированной
прядильной фабрики требует также механизации как основных, так и
вспомогательных операций и будет выполняться по этапам.
В частности, в хлопкопрядильном производстве можно наметить
три этапа автоматизации.
На первом этапе решается задача создания поточной линии
для выработки кардной пряжи по существующему
технологическому процессу с частичным сокращением числа переходов,
приспособлением машин к условиям работы в поточной линии и
сохранением на некоторых участках ручных операций. Основное
внимание на этом этапе уделяется созданию поточной линии
кипа—лента, охватывающей технологический процесс,
происходящий на разрыхлительно-трепальных и чесальных машинах.
На этом же этапе проводятся опытные работы по изысканию
наилучших способов соединения чесальных машин с ленточными
и механизированной подачи ленты на прядильные машины.
На втором этапе технологический процесс производства пряжи
будет постепенно изменяться, число переходов уменьшится,
конструкция машин изменится с учетом работы их в
автоматизированной поточной линии с максимальной механизацией ручных
процессов от кипы хлопка до укладки в ящики или упаковки
наработанных паковок. На этом этапе возможно сохранение
отдельных ручных операций в ленточно-прядильном отделе фабрики.
На третьем этапе, на основе достижений техники, автоматики
и электроники, будет создана прядильная фабрика-автомат, на
которой, начиная с программирования наилучших смесок иа имею-
444
щихся на екладе кип волокна для выработки пряжи намеченной
линейной плотности, обладающей заданными свойствами, и
кончая упаковкой готовой продукции, все процессы будут
автоматизированы. Для этого потребуется полный пересмотр
существующего технологического процесса, изыскание новых
высокопроизводительных способов выработки пряжи и создание новых
надежных и долговечных машин и устройств с полностью автоматизи-
рованым контролем за протекающими процессами и
автоматическим их регулированием. Возможно, для выполнения этих
требований будет необходимо применить в машинах миниатюрные
электровычислительные машины. Также поэтапно будут созданы
и автоматизированные поточные линии в шерстопрядении.
В настоящее время широко проводятся работы по первому этапу
и начаты опытно-производственные работы по выполнению
второго этапа.
При проектировании автоматизированных поточных линий
прядильного производства необходимо прежде всего установить
технологический процесс, наметить типы машин, входящих в
поточную линию, и выявить необходимые конструктивные
изменения их. При этом число машин следует выбирать наименьшим,
но обеспечивающим выработку пряжи высокого качества по ров-
ноте и прочности. Необходимо также разработать конструкции
устройств, обеспечивающих автоматическую передачу
перерабатываемого продукта от предыдущих к последующим
устройствам.
Кроме того, целесообразно на ряде машин применить
специальные устройства, следящие за нормальным протеканием
технологического процесса, а в случае возникновения отклонений от него
производящие требуемую корректировку. В отличие от обычной
системы прядения в поточной линии нельзя производить
периодический ручной отбор и проверку полупродукта, так как это может
вызвать останов всей линии. Так как выход из строя любой
машины может повлечь останов всей поточной линии, все машины
должны иметь повышенную надежность.
11.2. АГРЕГАТИРОВАНИЕ РАЗРЫХЛИТЕЛЬНО-
ТРЕПАЛЬНЫХ МАШИН С ЧЕСАЛЬНЫМИ МАШИНАМИ
В автоматизированной поточной линии разрыхленное волокно
из разрыхлительно-трепального отдела прядильной фабрики через
бункерную систему направляется на группу чесальных машин.
Применение системы бункерного питания в хлопкопрядения
позволяет ликвидировать уплотнение волокна на трепальной
машине при образовании холстов; отпадает необходимость
взвешивания холстов, транспортирования и раскладки их по чесальным
машинам с заправкой холстов каждой машины. Система
бункерного питания чесальных машин состоит из распределительного
устройства и бункерных питателей, число которых равно числу
445
Рис. 11.1. Система
бункерного питания чесальных
^ машин в хлопкопрядении
агрегатируемых
чесальных машин.
Распределительные устройства
подразделяются на
пневматические и
механические.
В пневматических распределителях волокно транспортируется
и распределяется по бункерам при помощи воздушного потока.
Пневматические распределители благодаря простоте устройства и
лучшим технико-экономическим показателям получили
наибольшее распространение. Их разделяют на распределители высокого
(до 120 мм вод. ст.) и низкого (2—3 мм вод. ст.) давления. Излишки
волокна можно использовать без возврата и с возвратом их к
машине, питающей системе.
Распределитель состоит из волокноотделителей, число
которых равно числу агрегатируемых чесальных машин, трубопровода,
вентилятора с автоматизированным электроприводом и системой
поддерживания уровня в бункерах» В гл. 2 была рассмотрена
схема разрыхлительно-трепального агрегата фирмы Ритер, сагре-
гатированного с чесальными машинами.
Система бункерного питания, применяемая на
хлопкопрядильных фабриках в СССР, работает по следующему принципу
(рис. 11.1). Разрыхленное и очищенное волокно поступает из
питателя к распределителю 1 (ПРЧ-1), при помощи вентилятора 7
направляется в трубопровод 6 и далее распределяется по
волокноотделителям 4. Обычно на одну бесхолстовую трепальную машину
устанавливают два распределителя ПРЧ-1. Волокнистая масса
из волокноотделителя подается в бункер 3, из которого в виде
подпрессованного настила между двумя валиками выводится на
питающий столик чесальной машины 5. Избыток волокна после
последней чесальной машины, по ходу продукта в системе,
направляется по трубопроводу 2 в бункерный питатель ПРЧ-1.
Для обеспечения подачи необходимого количества волокна
в систему бункерного питания на двух последних
волокноотделителях установлены датчики фотосопротивления, которые
контролируют уровень наполнения волокном бункеров. При
перекрывании волокном уровня фотосопротивления происходит отключение
питающих органов питателя ПРЧ-1. Число чесальных машин,
питаемых одной бункерной системой, зависит от
производительности чесальных машин и колеблется от 5 до 10.
При прядении аппаратной шерсти волокно из расходных
лабазов ЛР-40Ш направляется в распределительное устройство,
которое распределяет его по бункерам и самовесам чесальных
аппаратов. При гребенной системе прядения шерсти разрыхлен-
446
Рис. 11.2. Схема агрегатирования .трепальных машин, с чесальными при
гребенном прядении шерсти:
1 — разрыхлительно-трепальный агрегат АРТ-120-Ш; 2 — транспортер компонентов
шерстяной смеси ТК-800-Ш; 3 — замасливающее устройство ЗУ-ШС; 4 —
механизированные расходные лабазы ЛРМ-40-Ш; 5 — транспортер-распределитель; 6 —
чесальные машины
ное волокно из механизированных лабазов транспортируется
в распределительное устройство и бункера чесальных машин.
Одна из схем агрегатирования трепальных машин с чесальными,
применяемых в СССР при гребенном прядении шерсти, изображена
на рис. 11.2.
В бункерах выравнивание материала по свойствам и толщине
осуществляется за счет его перераспределения, при котором более
рыхлые участки сжимаются сильнее, чем более плотные, а также
за счет влияния емкости, поглащающей избыток продукта. Расход
волокна из бункера тем больше, чем больше в нем количества
волокнистого материала, что объясняется сжимаемостью
последнего.
Плотность выводимого из бункера материала возрастает с
увеличением количества волокнистого материала в бункере, а
объемный расход остается постоянным. Этим объясняется увеличение
массового расхода. Выравнивающее действие бункера тем выше,
чем меньше сжимаемость материала. При слабой сжимаемости
материала можно повысить выравнивающую способность бункера,
уменьшив его сечение. Однако при этом повышаются силы трения
на стенках, что может вызвать зависание материала. Чтобы
зависания не происходило, одну из стенок в бункере делают
подвижной и соединяют с вибрирующей системой. Другим путем
повышения выравнивающей способности бункера является увеличение
его высоты до такого уровня, при котором волокнистый материал
перестает сжиматься (японские поточные линии).
Так как в бункерах нельзя получить однородный материал,
уровень его в бункере при заданных размерах сечения
определяется производительностью последнего
Пб = peqbvjE,
(11.1)
447
где Рб — плотность волокнистого материала в зоне выпускаемых валиков, кг/м3;
а — ширина бункера, м; Ь—толщина бункера, м; vB—окружная скорость
выпускных валиков, м/с; Е — вытяжка волокнистого материала.
Условие постоянства производительности бункера имеет вид
рб/Е = const.
Следует отметить, что
Рб = /(z, П)"> E = f (рб) FTp, Яб),
(И.2)
где z — уровень заполнения бункера волокнистым материалом; FTp — сила
трения между волокнистым материалом и стенками бункера.
Бункерные питатели выполняют с одной или двумя камерами.
При применении двухкамерных бункерных питателей обычно
между верхним и нижним бункерами устанавливают
разрыхлительный барабан. На рис. 11.3 изображен прямоточный бункер,
который имеет следующие параметры: развес подаваемого на
питающий столик настила 350—1000 r/м; ширина выходного сечения
бункера 100—150 мм; частота колебаний вибрирующей стенки
2—3 Гц; потребляемая мощность 2 кВт; габаритные размеры
2300X600X2000 мм.
Опыт показывает, что при применении бункерного питания
чесальных машин, ввиду того, что бункер и питающее устройство
не подают к приемному барабану равномерный слой волокна, не
обеспечивается постоянство линейной плотности чесаной ленты.
Чтобы ликвидировать колебание линейной плотности ленты и
обеспечить высокое качество пряжи, целесообразно регулировать
питание волокном чесальных машин. Предложено несколько
типов регуляторов.
В частности, в системе Устер Кард Контроль зафиксированная
измерительным органом линейная плотность ленты, выходящей
Рис. 11.3. Прямоточный бункер:
входной патрубок; 2 —верхний бункер; 3 — выходной патрубок;
бункер; 5 — вибрационное устройство; 6 — выводные валнки
448
из чесальной машины, сравнивается с установленной величиной
в регулировочной электронной системе. Если лента имеет
отклонения, электронная система регулирования посредством
регулируемого привода следит за тем, чтобы питание машины ваткой
происходило быстрее или медленнее. Благодаря этому отклонение
ленты через некоторое время снова выравнивается. Однако из-за
сложности этот регулятор не получил широкого распространения.
11.3. АГРЕГАТИРОВАНИЕ ЧЕСАЛЬНЫХ МАШИН
С ЛЕНТОЧНЫМИ МАШИНАМИ
Для непосредственного агрегатирования чесальных машин
с ленточными необходимо, чтобы скорость выпуска ленты на
чесальных машинах совпадала со скоростью питания лентой
ленточных машин или была несколько ниже последней. Этого можно
достичь, но на ленточных машинах для выравнивания продукта
осуществляется процесс сложения нескольких чесаных лент
(шесть-восемь лент); таким образом, непосредственное соединение
одной чесальной машины с одной ленточной не производится.
В настоящее время группу чесальных машин агрегатируют с
одной ленточной машиной. В поточной линии лента с одной
чесальной машины укладывается в таз и не наматывается в клубок,
а соединяется с лентами, полученными с других чесальных
машин; все ленты транспортируются к питающему устройству одной
ленточной машины.
Производительность ленточных машин должна соответствовать
производительности чесальных машин и числу складываемых
лент. В хлопкопрядении используют ленточные машины, скорость
питания которых может быть приближена к скорости выпуска
ленты на чесальных машинах. В шерстопрядении обычные
ленточные машины с червячным приводом гребней не подходят для
агрегатирования, так как скорость питания их не превышает
15 м/мин, а скорость выпуска чесальных машин доходит до 40—
50 м/мин.
Сложение лент с группы чесальных машин имеет то
преимущество, что сглаживается неровнота этих лент. Правда, здесь
возникает трудность, заключающаяся в том, что у всех чесальных
машин должна быть одинаковая скорость движения ленты. Если
одна из чесальных машин работает медленнее, то лента из нее
будет вытягиваться. Чтобы разрешить эту проблему, фирма Платт
устанавливает на машине два электродвигателя. Один из них
приводит во вращение с постоянной частотой главный и
приемный барабаны, а другой — питающие и выпускные органы,
съемный барабан, съемные гребни и плющильные валики.
Благодаря использованию электрического вала двигатели всей группы
чесальных машин работают синхронно. Если одна из чесальных
машин в группе прекращает подачу ленты, то на ленточной
449
машине линейная плотность выходной ленты понижается, и для
компенсации возникающей неровноты необходимо на ленточной
машине устанавливать авторегулятор.
С другой стороны, для непродолжительного останова
чесальных машин применяют приспособление для накопления ленты
(компенсатор) [25, 38]. Последнее позволяет производить
независимый пуск и останов каждой чесальной машины в
отдельности.
Чесальные машины с ленточными можно объединить в агрегат
как при помощи непрерывного бесконечного транспортера, так
и при помощи неподвижных гладких столиков с промежуточными
парами подвижных транспортирующих валиков. Чесально-лен-
точный агрегат должен состоять из следующего оборудования:
группы чесальных машин (четыре—шесть машин), компенсаторов
ленты у каждой чесальной машины, транспортера, подающего
ленту из компенсаторов к ленточной машине, ленточной машины
с большой скоростью питания.
В некоторых автоматизированных поточных линиях при кратко
выраженном останове ленточной машины чесальные машины не
останавливаются, лента выпускается в резервную емкость. Однако
при продолжительном останове ленточной машины вся группа
чесальных машин должна быть также остановлена. Это является
одним из существенных недостатков такого способа
агрегатирования чесальных машин с ленточной. Более целесообразно
соединять чесальные машины с ленточными механизированным
транспортом. В этом случае ленточные машины питаются лентой из
тазов (клубков), полученных с чесальных машин. На чесальных
машинах имеются автоматы смены тазов, которые заменяют
заполненные лентой тазы пустыми. Полные тазы автоматически
направляются механизированным транспортом к ленточной
машине, где заменяют пустые тазы. Заправка ленты в
питающее устройство ленточных машин большей частью
выполняется вручную.
11.4. ВОЗМОЖНОСТЬ ПОЛНОГО
СОЕДИНЕНИЯ МАШИН ПРЯДИЛЬНОГО
ПРОИЗВОДСТВА В ПОТОЧНУЮ ЛИНИЮ
Полное агрегатирование машин прядильного производства
зависит от системы прядения, конструкции и числа машин,
имеющихся в той или иной системе прядения. Чем меньше число машин,
включаемых в поточную линию, тем проще разработать эту
линию. Наименьшее число машин имеет аппаратная система
прядения, в которой ровница с ремешкового делителя чесального
аппарата, намотанная в бобины, непосредственно поступает на
прядильные машины.
450
Агрегат, состоящий из чесальных аппаратов и прядильных
машин, явился бы продолжением существующих поточных линий
для приготовления аппаратной ровницы, Имеется ряд
предложений по агрегатированию чесальных аппаратов с прядильными
машинами, в которых предполагается ровницу с сучильных
рукавов ремешкового делителя направлять на кольцепрядильные
машины. Решению этого вопроса мешает ряд трудностей. Во-первых,
скорость выпуска ровницы на чесальных аппаратах доходит до
40 м/мин, кольцепрядильных машин для выработки аппаратной
пряжи со скоростью питания 40 м/мин не имеется, а снижать
производительность чесальных машин нецелесообразно. Во-
вторых, при эксплуатации кольцепрядильных машин
необходимо проводить их останов для снятия наработанных
початков.
В настоящее время открывается возможность решения этих
вопросов при применении пневмомеханического прядения, где
крутильные механизмы вращаются с высокими скоростями и не
требуется останова всей машины для съема наработанных паковок.
Но и в этом случае остаются большие трудности в компоновке
прядильных и наматывающих устройств. Агрегатирование
чесальных аппаратов с пневмомеханическими прядильными машинами
может быть осуществлено при укладке ровницы в тазы,
автоматическом съеме наработанных тазов и механическом
транспортировании их на прядильные машины.
Особенно широко проводится работа по созданию
автоматизированных поточных линий для кардной безровничной системы
прядения хлопка для выработки пряжи средних линейных
плотностей. Так, например ВНИИЛТЕКМАШ для этого случая
рекомендует следующую цепочку машин. Бункерная система
соединяет разрыхлительно-трепальный агрегат с двумя группами
чесальных машин. Соединение первой ленточной машины со второй,
а также последней с пневмомеханической прядильной машиной
производится механизированным транспортом. В этой линии
заправка ленточных и прядильных машин производится вручную,
съем наработанных тазов на чесальных и ленточных машинах —
автоматический. На первой ленточной машине устанавливается
авторегулятор ровноты ленты.
В японской поточной линии NASS на ленточной машине
применяется механизм автоматической присучки ленты. Присучка
ленты производится при помощи специальной вакуумной системы,
установленной над каждым тазом, путем накладки новой ленты
на старую.
Значительно труднее соединить ленточные машины с
последующими при гребенной системе прядения хлопка и шерсти, когда
число машин в цепочке значительно возрастает и применяются
гребнечесальные и ровничные машины, имеющие различные
скорости питания и выпуска продукта. Кроме того, лента,
выходящая с гребнечесальной машины, имеет большую структурную
451
неровноту, и необхбдимо применять епециальные устройства для
ее выравнивания [32]. На ленточной машине следует уст1навли
вать авторегулятор вытяжки. . у
Дальнейшее соединение машин можно производить только при
шмоищ механизированного транспортера, подающего продукцию
Z ^пИниМаШтлНЫ К ДРУГ0Й С последующей ручной заправкой ее
™™й я к Ш совРеменном этапе создания поточных
JZL, ппЫраб0Ш Пряжи по существующему техноло-
оперТци/ Пр°ЦеСсу сохРаня^ся на ряде переходов ручные
епиеек литературы
1. Васильев Н. М. Вопросы теории прядения. М.: Гизлегпром, 1932.
273 с.
2. Воскресенский М. И. Проектирование кулачковых механизмов с
цифровыми вычислительными машинами. М.: Машиностроение, 1967. 128 с.
3. Вульфсон Н. И., Коловский М. 3. Нелинейные задачи динамики машин.
Л.: Машиностроение, 1968. 284 с.
4. Гельман Л. Р., Мартиросов А. А., Хндамин Ж. А. Математическая
модель нового рычажного привода отделительной каретки гребнечесальной
машины «Текстима-1602». — Технология текстильной промышленности, 1975, № 4,
с. 120—125.
5. Георгиевский Н. А. Метод и нормы расчета тесемочной передачи на
тяговую способность. — Технология текстильной промышленности, 1965, № 6,
с. 124—130.
6. Гольдин А. Д. Расчет плющильного вала и осн холста трепальной
машины для хлопка. — В кн.: Оборудование для прядення химических
волокон и производства нетканых материалов. Вып. 1. М.: Гнзлегпром, 1963,
с. 68—83.
7. Гусев В. Е., Слываков В. Е. Проектирование шерстопрядильного
производства. М.: Легкая индустрия, 1975. 456 с.
8. Зотннков В. Е., Буди и ков И. В., Трыков П. П. Основы прядения
волокнистых материалов. М.: Гизлегпром, 1959. 639 с.
9. Кившенко А. М., Плюснина В. В. Автосъемник початков АНД-6. —
Текстильная промышленность, 1978, № 3, с. 35—37.
10. Коритысскнй Я. И. Исследование динамики н конструкций веретен
текстильных машнн. М.: Машгиз, 1963, 643 с.
11. Коритысскнй Я. И. Колебания в текстильных машинах. М.:
Машиностроение, 1973. 320 с.
12. Корнев И. В., Щукин А. И., Лебедева Н. Н. Веретена, центрифуги,
прядильные камеры текстильных машнн. М.: Легкая индустрия, 1978.
126 с.
13. Кофман Э. Д., Добровольский П. П. Деформации поверхности барабанов
высокоскоростных чесальных машин. — Технология текстильной
промышленности, 1969, № 2, с. 136—141.
14. Кофман Э. Д., Русакова Н. А., Куклина Н. А. Исследование
вынужденных колебаний остова чесальных машнн. — Технология текстильной
промышленности, 1976, № 2, с. 130—135.
15. Крылов В. В. Некоторые теоретические и экспериментальные данные
по вопросу создания высокоскоростной чесальной машины. — Технология
текстильной промышленности, 1962, № 2, № 3.
16. Кулагина М. И. Новые способы прядення шерстяных и химических
волокон. М.: Легкая индустрия, 1974, 141 с.
17. Минаков А. П. Основы теории наматывания и сматывания нити. —
Текстильная промышленность, 1944, № 10, с. 11—16; № 11, с. 14—16.
18. Минаков А. П. Основы механики нити. Научно-исследовательские труды
МТИ. Т. 9, вып. 1, 1941, 87 с.
453
19. Муаыле» Л. Т., Яковлев И, Н. Усовершенствование процесса гребне*
чесания шерсти. М-: Легкая индустрия, 1970. 196 с.
20. Основы автоматического регулирования и управления/Под ред. В. М.
Парамонова и А. П. Литвинова. М.: Высшая школа, 1974. 439 с.
21. Основы проектирования текстильных машин/А. И. Макаров, О. П.
Андреев, К. М. Гладков и др. М.: Машиностроение, 1976. 416 с.
22. Основы теории, конструкция и расчет текстильных машин/К- Д.
Буданов, Э. А. Попов, А. А. Мартиросов, А. А. Туваева. М.: Машиностроение, 1975.
389 с.
23. Попов Э. А., Квартнн Л. М. О форме упругой линии быстр
обращающихся валов текстильных машин. — В кн.: Оборудование для прядильного
производства и производства химических волокон. М.: ЦНИИТЭИЛегпром,
№11, 1976, с. 15—18.
24. Попов Э, А. Погрешность геометрии подшипников и
динамика веретен.—Технология текстильной промышленности, 1978, № 4,
с. 124—127.
25. Поточные линии и автоматизация технологических процессов в
шерстопрядении/И. Г. Рашкован, В. Н. Разумеев, Б. И. Белышев, Г. И. Эхискала-
швили. М.: Легкая индустрия, 1975. 198 с.
26. Прошков А. Ф. Исследование и проектирование мотальных механизмов.
М.: Машгнз, 1963. 315 с.
27. Прошков А. Ф. Машины для производства химических волокон. М.:
Машиностроение, 1974. 469 с.
28. Прядение хлопка и химических волокон/А. В. Терюшнов, К- Д. Бада-
лов, П. М. Балясов, Б. Е. Эфрос. Ч. I. M.: Легкая индустрия, 1973.
402 с
29. Прядение хлопка и химических волокон/А. В. Терюшнов, К- Д- Бада-
лов, И. Г. Борзунов и др. Ч. II. М.: Легкая индустрия, 1974. 408 с.
30. Раков М. М. Кинематический анализ механизма привода тисочного вала
гребнечесальной машины для хлопка фирмы Текстнма модели 1531. —
Технология текстильной промышленности, 1973, № 6, с. 138—141.
31. Раков М. М. Применение ЭЦВМ для кинематического анализа механизма
привода отделительных цилиндров гребнечесальной машины для хлопка фирмы
Текстима модели 1531. — Технология текстильной промышленности, 1973, № 4,
с. 134—147.
32. Раков М. М. Определение динамических реакций в шарнирах шестн-
звенного рычажнЬго механизма. — Легкая промышленность, 1974, № 6,
с. 138-141.
33. Расчет и конструирование машин прядильного производства/А. И.
Макаров, А. Г. Севостьянов, А. Ф. Прошков и др. М.: Машиностроение, 1969.
508 с.
34. Расчет на прочность в машнностроеиин/С. Д. Пономарев, В. Л. Бн-
дерман, К- К- Лихарев и др. Т. III. M.: Машиностроение, 1959. 1118 с.
35. Светик Ф. Ф. Алгоритм расчета практического профиля кулачка кольце-
прядильных машин. — Технология текстильной промышленности, 1972, № 15,
с. 133—138.
36. Светик Ф. Ф. Уравнения для определения длины гибкой связи в кулач-
ково-рычажных механизмах кольцепрядильных машин и пределы их
применения. — В кн.: Исследование и расчет механизмов текстильных машин. Вып. П.
М.: МТИ, 1977, с. 45—48.
37. Свистунов Б. Я. Исследование процесса формирования паковки
рулонной формы. Научно-исследовательские труды/НИЭКИПМАШ. Вып. III, 1971.
с. 129—134.
38. Святославов Н. И. Оборудование поточных линий в хлопкопрядении.
М.: Легкая индустрия, 1966. 194 с.
39. Соркнн А. П., Беляков.А. Н., Якубов Г. Экспериментальное определение
силы прнжнма лапок к катушкам рогулек разных типов. Реферативный сборник
«Пряденне»/ЦНИИТЭИЛегпром, 1970, № 8, с. 13—16.
40. Турбин Л. Т., Исмагабетов М. У. О диагностике состояния
шарикоподшипниковых опор камер машины БД-200 М69 методом спектрального анализа
454
их вибрации. - Технология текстильной промышленности, 1975, № 6,
С' И48Гха9вкин В. П., Ильин Э. Р., Молчанов Л. С. Автоматический контроль и
регулнрованиТразвеса текстильных материалов. М, Легкая индустрия, 1975.
247 42. Хнммельблау Д. Прикладное нелинейное программирование. М.: Мир,
197543531фрос Л. Е. Механика и конструктивные расчеты ровничных машин.
М': UTnS°-M;i!a9n6h^8tllberichte. 1978, N 8, рр..534.
«. WeTmann К Lagerungsprobleme an OE Sp.nnggregaren. - Text.l
Praxis international, 1974, Mai, pp. 570-582.
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
А
Агрегатирование машии 445—450
трепальных с чесальными 445—
447
чесальных с леиточиыми 449—
450
Автоматизация прядильного
производства 444
Автоматические регуляторы
плотности ленты 119, 120, 266—268, 290—
294
гидродинамические 293,
294
механические 119, 120, 290,
291
, сущность регулирования
266—268
электрические 291—293
Автоприсучка 431, 437, 438
— в кольцепрядильных машинах 431
— пневмомеханического прядеиия
437, 438
Автосъемы на машинах 68—70, 426—
431
разрыхлительио-трепальных
68—70
чесальных и ленточных 426
— кольцепрядильных 427—431
— • встроенные 427—429
передвижные 429—431
Аэромеханическое прядение 439—440
, прядильное устройство 439—
440
Б
Барабан чесальных машин 93—99,
108
главный 93—99 ,
, конструкция 94
, расчет обечайки 98, 99
, частота вращения дб 97,
— — — приемный 89—91
■ съемный 108
456
Бегунок 382, 383
Боби но держатель 419, 420
Бункер дозирующий 21
— прямоточный 449
В
Вариатор скоростей 59—61, 376—378
коноидный 59—60
ровничных машин 376—378
трепальных машин 59—61
, профилирование 60, 61,
376—378
чесальных машин 102
Веретена кольцепрядильные 310—313
без насадка 311, 312
с насадком 311, 312
— ровничные 309, 310
Верхний гребень 158, 159
Вибрация быстровращающихся валов
319—325
постоянного сечения 322
, методы расчета
критических частот 323—325, 330, 331
— невесомого шпинделя с
сосредоточенной массой 317
, амплитуды колебания
319—321
, коэффициент усилия 320
, критическая частота
323—325
Вибрация вала прядильной камеры
325—331
, гироскопический момент
326, 328
■ , добавочный инерционный
момент 327
, метод определения
критических частот вращения 327
расчетная схема 327
расчетные уравнения 328—330
Вибрация шпинделя веретена 332—345
уточного 332—336
с жесткими опорами 333—
335
с одной податливой опорой
336
полужесткого 338—442
, расчетная схема 339, 341
с жесткими опорами 339—340
с одной податливой опорой
340—342
Вытяжка 209—212
Вытяжная пара 214—218
, динамика 215—218
, колебание нагрузки 217, 218
Вытяжные приборы 205, 209—236
ленточных машии 212
для хлопка 212—218
— для шерсти и льна 218—231
прядильных машин 231—236
для хлопка 231—234
для шерсти 234—236
— —, технологические требования
209—212
чесальныхмашин 119, 120
Вытяжные цилиндры 245—252
, конструкция 245—247
, нагрузка на опорах 251, 252
, прочность линии 248—255
Г
Гарнитура чесальных машин 103—104
игольчатая 104
пильчатая 103
Гнездо веретена 313, 314
— початка 384, 416—419
, механизм образования 416—
419
Гребенная планка 220—223
Гребенной барабанчик 148—150;
152—153
, механизм привода 148—154
Гребенная коробка 107—108
Гребнечесальные машины 139—189
, механизм питания 148—150
, механизм привода холстовых
валиков 150—152
, направление развития 188—
189
, производительность 147, 148
, технологические схемы 139—-
140
для хлопка 140—142
для шерсти 142, 143
Д
Динамический анализ
гребнечесальной машины 178—183
, динамическая модель 180
, реакция в шарнирах 179
, уравновешивание
механизмов 182—183
Дифференциал 368—372
—, кинематика 368—369
—, конструкция 371—372
—, мощность в зацеплении 370—371
3
Запоминающее устройство 284—288
—, конструкция 284—285 щ
—, переходная функция 287
—, транспортное запаздывание 285
И
Игольчатые решетки 42—48
Измерительные устройства 273—278
, динамика 275—278
, дифференциальные уравнения
277—278
Исполнительные механизмы 288—293
, коиоидные вариаторы 288—283
, передаточная функция 290
, переходная функция,
, сервомеханизм 292, 293
К
Кардочесание 6
Кипоразрыхлитель 18, 19
Колковый барабан 43—45
Колосниковая решетка 50—53
Кольца 198, 380, 381
Конструкторская группа 202, 203
— линия 190—200
Крутильные механизмы 300—302,
309—317, 349—356
, конструкция300—302,309—314,
315—317
, привод 349—356
, тангенциальная передача
353—356
, тесемочная передача 349—
352
Кручение 6, 299
—, схемы 299
Кулачки 225—227, 406—416, 421, 423
— гребеночного механизма 225—227
, расчет удара 226, 227
— мотального механизма 406—414
, профилирование 406—414
, аналитический метод
406—411
, графический метод 413—
414
^ силовое исследование 415,
416
— раскладочного механизма 421—423
.теоретический профиль 421,
422
457
л
Лапка рогульки^302—304
— —, конструкция 302, 303
— —, силовой анализ 303, 304
, сила давления 304
Лентоукладчнк 120—125
—, кинематическая схема 123
—, схема укладкн 121, 122
Ленточные машины 190—195, 425, 426
для хлопка 190—195
для шерсти н льна 190, 195, 196
, усовершенствование 425, 426
М
Математическое моделирование
механизмов 164—173, 362, 363, 394—406,
418
, алгоритмы расчета 167—
172, 395—400
, блок-схема 173, 418
, иерархическая структура
165—166
Мотальные механизмы 366—374, 385—
394
кольцепряднльных машнн 362—
363, 385—402
, кинематические схемы
385—394
, основные требования 362,
363
с неподвижной кольцевой
планкой 392—393
с резервной намоткой 393—
394
цепные 391—392
ровничных машнн 366—374
, передача к катушкам 374
Н
Нагрузочные приспособления 255—
259
, маятниковая система 256
, навесная система 255—258
, расчет нагрузки 256—259
Нажимные валики 253—255
Наматывание 357—361
—, коническая намотка 361
—, структура и форма 357—358
—, уравнение 358
—, цилиндрическая намотка 359—
360
Натяжение ннтн на машинах
прядильных 379—380, 435
кольцепряднльных 198,
199, 379, 380
пневмомеханического
прядения 435
458
О
Остов машины 202
Отделительная каретка 185—189
— —, кинематический анализ 186,
188
, кинематические схемы 185,
188
Отделительный прибор 160—164,
173—175, 178
, дифференциальный механизм
162-164, 173—175
, конфигурация порции 176, 177
, механизм привода 160—164
, перемещение прочеса 173—175
Очиститель наклонный 23, 24
— осевой 24
Очистка 12—14
—, эффект 14
Г1
Педальный регулятор 57—63
, передача к педальному
цилиндру 62—63
Передаточная функция замкнутой
системы 296
— — разомкнутой системы 296
Передача вытяжных приборов 237—
245
, кинематическая схема 238,
239
—, предохранительный
механизм 244, 245
, расчет моментов н сил 239—
242
Питатели 21, 22
Питающие устройства чесальных
машин 78—88
валнчных 80—88
, самовес 80—88
— — шляпочных 78—80
, питающий столик 79,
80
— • , раскатывающий валик
78, 79
Плющильные валы 54—56
, механизм нагрузки 65, 66
, расчет нагрузки 54—57
Пневматические прядильные машины
202—205, 432—439
, прядильный блок 204
, расчесывающий барабанчик
205
, усовершенствование 432—
439
Пневматический транспортер 38
Поточные линии 444—452
— перспективы развития 444—445
Предварительный прочесыватель 89—
93
валнчных машин 91—93
, конструкция 91—93
— —, схемы 91, 92
■ шляпочных машин 88—90
■ с двумя барабанами 72, 90
с одним барабаном 88—90
Привод машин 41, 104—107, 206—208
кольцепряднльных 206—208
, пуск 207
трепальных 41
чесальных 104—107
Прутковый вал 258—265
, расчет деформации 259—265
Прядильная камера 31, 433—435
, опоры нала 433
, реакция в опорах 331
шариковые 433
, фрикционный привод 433—434
Прямой гребень 183—185
Р
Равновесие внтка 363—366
, коническая намотка 366
■ , цилиндрическая намотка -365—
366
Разрыхление 5, 11
Разрыхлитель 25
Разрыхлительно-трепальный агрегат
15—40, 424
, конструкция 37—38
, конструктивные особенности
37—39
, производительность 15
, схемы 15—37
для хлопка 15—33
для шерсти и химических
волокон 33—37
, требования при
проектировании 39—40
, усовершенствование 424
Раскладки ннтн на БД-200-М69 420—
423
, механизм раскладки
420—423
Ремешковый делитель 125—134
, механизм движения сучильных
рукавов 127—129
, кинематика и дннамнка
130—132
—, расчет
эксцентрикового вала 132—134
Рифленые цилиндры 54, 55
Ровничная машина 190, 191, 374—376
, кинематическая схема 374—376
Рогулька 301—309
—, деформация 308—309
— подвесная 301
—, прочность 304—307
С
Самокруточная машина 440—443
, крутильный механизм 442,
443
, схема образования пряжн 441
, технологическая схема 441—
442
Система автоматического
регулирования 268—273
замкнутая 271—273
■ — разомкнутая 269—271
Система прядения 7, 8
Сложение 5, 13
Смешивание 13—14, 22, 25
Смеситель 22
Смесовая машина 13, 14, 35
Структурная схема регулятора 295,
296
Съем ватки на чесальной машине 107—
117
— валнчный 117—119
, механизм съемного гребня
107—117
, кинематика ПО—112
, конструкция 108—109
, расчеты 112—117
Т
Технологические процессы 5—7
Технологические схемы машнн 190—
197
кольцепряднльных 192, 193
ленточных 190, 191
пневмомеханических 193, 194
ровничных 190, 191
, технологические
требования 197—201
Тисочный механизм 145, 146, 153—158
, кинематические схемы 154—158
, привод 153—158
Тормозные устройства трепальных
машин 67
чесальных машин 107
Трепало игольчатое 50
— планочное 47—49
, расчет бнла 49
Трепальные машины 25—30
Трепание 3, 13
У
Устойчивость систем регулирования
296, 297
, критерии устойчивости 297
459
ф
Формировочно-крутильный
механизм 315, 433
Фрикционная муфта 105—106
X
Холстоскатывающий прибор 63—72
, механизм гребенок 66
, механизм нагрузки 66
, реечный механизм 68—69
ц
Циклы работы гребнечесальных
машин 144—148
— для хлопка 145—146
для шерсти 147—148
Ч
Частотные характеристики 279, 280
, амплитудно-частотная 279, 280
, фазово-частотиая 237
Чесальные машины 71—138
, основные направления
развития 137, 138, 425
, схемы машин 71—78
для хлопка 72—75
двухбарабанные 73, 74
для шерсти 75—78
Чувствительные элементы 274—275,
281—284
механические 274, 275
пневматические 281—284
активные 283—284
пассивные 281—282
Червячный гребенной механизм
220—221, 425
Ш
Шариирио-эпициклический
механизм 372—373
Шляпки чесальных машин 99—101
, механизм движения 100, 101
, механизм подвода 100
, скорость движения 101
Шпиндели веретен кольцепрядильиых
машин 310—313
ровиичиых машии 309—310
ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение (А. И. Макаров) 3
Глава 1. Основные технологические процессы прядильного
производства, системы и планы прядении (А. И. Макаров)... 5
1.1. Технологические процессы 5
1.2. Системы и планы прядения 7
Глава 2. Разрыхлительно-трепальные машины и агрегаты (В. Б.
Николаев) 11
2.1. Основы технологических процессов, происходящих на разрых-
лительио-трепальных машинах 11
2.2. Схемы машин и агрегатов для рыхления и трепания хлопка 15
2.3. Схемы разрыхлительио-трепальиых агрегатов для шерсти и
химических волокон 33
2.4. Конструкции машии разрыхлительио-трепальиого агрегата для
хлопка и химических волокон 37
2.5. Конструкции н расчет органов разрыхления и трепания ... 42
2.6. Конструкции и расчет рифленых и гладких цилиндров.... 54
2.7. Педальный регулятор 57
2.8. Холстоскатывающий прибор с бесскалочным автосъемом
холстов 63
2.9. Основные направления развития разрыхлительно-трепальных
машии 70
Глава 3. Чесальные машниы (В. В. Крылов) 71
3.1. Основные схемы чесальных машин 71
3.2. Питающие устройства 78
3.3. Предварятельиый прочесыватель 88
3.4. Конструкции основных расчесывающих органов 93
3.5. Привод 104
3.6. Устройство для съема ватки со съемных барабанов 107
3.7. Вытяжной прибор и регулятор плотности леиты 119
3.8. Конструкция и расчет леитоукладчика 120
3.9. Конструкция ремешкового делителя и расчет эксцентрикового
вала 125
3.10. Основные направления создания высокопроизводительных
чесальных машии 137
Глава 4. Гребнечесальные машины (М. М. Раков) 139
4.1. Назначение гребнечесальных машин и технологические
требования к иим 139
4.2. Конструкция и расчет механизмов привода и питания .... 148
4.3. Конструкция гребенных барабанчиков , . . . . •■;..-.• • • 152
461
4.4. Механизмы привода тисков, верхнего гребня, отделительного
прибора гребнечесальных машин для хлопка 153
4.5. Математическое моделирование механизмов гребнечесальных
машин и результаты анализа 164
4.6. Динамический анализ гребнечесальных машин 178
4.7. Механизмы прямого гребня и отделительной каретки
гребнечесальных машин для шерсти 183
4.8. Основные направления развития гребнечесальных машин ... 188
Глава 5. Общие вопросы конструирования ленточных, ровничных и
прядильных машин (А. И. Макаров) 190
5.1. Технологические схемы и типы ленточных, ровничных и
прядильных машин 190
5.2. Технологические требования и расчеты машин 197
5.3. Разбивка машины по длине. Конструктивные группы машины 201
5.4. Особенности конструкций передач и привода 206
Глава 6. Вытяжные приборы (Э. А. Попов) 209
6.1. Технологические требования к приборам и основные
теоретические предпосылки 209
6.2. Вытяжные приборы ленточных машин для хлопка 212
6.3. Вытяжные приборы с гребенным полем 218
6.4. Вытяжные приборы прядильных и ровничных машин для
хлопка и шерсти 231
6.5. Проектирование передач вытяжных приборов 237
6.6. Конструкция и расчет вытяжных цилиндров 245
6.7. Конструкции иажимиых валиков 253
6.8. Нагрузочные приспособления и их расчет 255
Глава 7. Регуляторы линейной плотности ленты (В. Т. Усенко) . . . 266
7.1. Задачи и сущность регулирования параметров текстильных
продуктов 266
7.2. Системы автоматического регулирования линейной плотности 268
7.3. Измерительные устройства . . . 273
7.4. Пневматические чувствительные элементы 281
7.5. Запоминающие устройства 284
7.6. Исполнительные механизмы 288
7.7. Устройство и работа регуляторов линейной плотности ленты 290
7.8. Расчет системы автоматического регулирования линейной
плотности ленты 295
7.9. Устойчивость систем автоматического регулирования линейной
плотности леиты 296
Глава 8. Крутильные механизмы ровиичиых, прядильных и
крутильных машии (А. И. Макаров) ' . 298
8.1. Общие положения . , ,. 298
8.2. Конструкция и расчет рогулек -, . 300
8.3. Конструкции веретен и формировочиО-крутильных механизмов 309
8.4. Вибрация шпинделей крутильных механизмов 317
8.5. Привод крутильных механизмов 349
Глава 9. Расчет и конструкции мотальных механизмов (Ф. Ф.
Светик и А. И. Макаров) . . . ; 357
9.1. Общие вопросы наматывания 357
9.2. Условия равновесия витка 363
9.3. Мотальные механизмы ровничных машнн 366
9.4. Натяжение нити иа кольцевых машинах. Кольцо н бегунок 379
462
9.5. Мотальные механизмы кольцепрядильиых машии 383
9.6. Проектирование мотальных механизмов кольцепрядильиых
машин 394
9.7. Исследование и проектирование узла колонок и кольцевых
планок 402
9.8. Проектирование сборочной единицы мотальный
рычаг—кулачок 406
9.9. Исследование и проектирование механизма образования гнезда
початка 416
9 10 Механизм раскладки пряжи иа машине пневмомеханического
прядения БД-200-М69 419
Глава 10 Перспективы рвзвития машии прядильного производства
(А. И. Макаров) 424
10.1. Усовершенствование и модернизация
разрыхлительио-трепальных, чесальных и ленточных машии 424
10.2. Усовершенствование прядильных машнн 426
10.3. Новые прядильные машины 439
Глава 11. Поточные линии прядильного производства (А. И.
Макаров) 444
11.1. Этапы автоматизации прядильного производства 444
11.2. Агрегатирование разрыхлительно-трепальных машнн с
чесальными машинами 445
11.3. Агрегатирование чесальных машии с ленточными машинами 449
11.4. Возможность полного соединения машии прядильного
производства в поточную линию 450
Список литературы 453
Предметный указатель 456