книги из ГПНТБ / Вальщиков Н.М. Расчет и проектирование машин швейного производства

крепленной на нем осью зубчатых колес

zx0 и

z x l .

Колесо

z1 0

начнет перекатываться по неподвижному

колесу

z5, а

колесо

z10

ной собачкой

Кх,

которая в это время при

помощи

дуги-замыка­

теля находится в зацеплении с колесом zv

Благодаря

этому вместе

с рычагом

С

поворачивается и колесо z v

сообщая движение

ко­

лесам

z 1 2

и

z1 3 , связанным общей втулкой.

Зубчатое

колесо z13

приведет

в движение находящееся

с

ним

в зацеплении колесо z3,

а вместе с ним и z5 . В этот момент колеса z2

и z4 стоят неподвижно, так как колесо

z2 удерживается

собач­

кой /С2 , связанной с неподвижным рычагом D .

Колесо

z5

передает вращение связанным между

собой

коле­

сам z 1 0

и

211г

а последнее поворачивает колеса z6 и z7 таким об­

разом,

что рейка

перемещается

на 2,7

мм.

С целью

лучшего

уяснения

работы

планетарного механизма

Пример 1. Для

получения

стежка длиной 0,1

мм зубчатые колеса

планетар­

ного механизма образуют соединение, приведенное на рис. V. 18. Определим пере­

мещение

зубчатой

рейки механизма

пялец.

гъ

Д л я

всех

четырех

примеров

задано:! гх

=

36; г 2

=

36;

г 3

=

48;

z4

=

48;

=

18;

г„ =

19; г 7

=

20; г8 =

12; г9

=

12;

г 1 0

=

19;

г п

=

18;

z 1 2

=

12;

г 1

3 =

=

12;

модуль

зубчатой

рейки

т =

0,75

мм;

шаг

зубчатой

рейки

/ р

=

2,36

мм;

длина

начальной окружности зубчатого колеса г .

JiZ)H. о =

tvz7

=

2,36-20 =

47,2

мм.

Рассматриваемое зубчатое соединение состоит из двух

планетарных меха­

низмов. Первый образуется из водила Е и зубчатых колес z2 ,

г8 , г9

и z4 . Ведущим

звеном является водило Е, которое поворачивается на

угол

q>£ =

30°.

Второй

планетарный механизм

состоит

из

водила

Н и зубчатых

колес

z5 ,

г 1 0 ,

z n и

г„.

Примем

для

водила ПЕ =

1,0

об/мин

и

определим

/г4 —частоту

вращения

колеса

z4

в

первом

планетарном

механизме:

л « =

я я Г 7 + П £ ( 1 + 7 : ) '

где

« 2

0,

так как

колесо z2

'24

\

'24

/

отношение

неподвижно. Передаточное

Z » .

Z9

— 1)2 — . 12-48

~

4_

%2

36-12

3

'

тогда

об/мин.

Множитель

( — I ) 2 определяет знак передаточного отношения. Показатель сте­

пени (в данном

случае

2) указывает число

внешних

зацеплений.

is

т

Е

.

X

-L

T

~*

{ 1

b .

L .

I

I

D

I

I

"

]

г„

О

М

г.

i

Рейна -^g

~4

Рис. V. 18.

Схема

планетарного

меха­

Рис. V. 19. Схема

планетарного

ме­

низма

для

получения -стежка

длиной

ханизма

для

получения

стежка

0,1

мм

длиной

0,3

мм

п„ === п, ~

+

/г„. f 1 — — ) .

6

5 '56

Я

4

\

«56 У

Здесь пь = 0, так как колесо г6

неподвижно, a n H i

— ni

= -~- об/мин. Передаточ­

ное отношение

• _ z1 0

z6

2

19-19

тогда

пв = П Л4 ( 1 —

"ГДт)

~ 0

' 1

л я 4 =

° - 0 2 5

об/мин-.

угол ф £ = 30° колеса

ze

и z7

повернутся на угол

ф в

=

ф, =

30°

== 30°-0,025 = 0,75°.

ПЕ

вается

на угол

ф 2

= 30°. Определим перемещение

зубчатой

рейки

механизма

пялец.

Данное зубчатое соединение состоит из рядового

соединения

и планетарного

механизма. Рядовое зубчатое соединение образуется из колес z2 > г8 > гв

и г4 , а пла­

нетарный механизм — из водила Н и зубчатых

колес г 5 , г 1 0 , г 1

4 и г в .

Т^Ю Т

-

1 IK,

Г

...Т2 "'

Т_г "

1

1 А .

•1

1

-

J.z, jz,

j z 7

I

[

[ ,.„

г,

г

г,

Zj

Рейка

§

:

т

Х г , 2

Рис. V.20. Схема

планетарного

меха­

Рис. V.21. Схема планетарного ме­

низма

для получения

стежка

длиной

ханизма

для получения

стежка

0,9 мм

длиной 2,7 мм

Определим

частоту

вращения

колеса

г4 (для этого примем п2

— 1,0 об/мин):

я 4

я 2

<24:

12

48

1

36

12

24

nt

=

— =

об/мин.

Теперь определим п в — частоту вращения зубчатого колеса 2е

в планетарном

механизме. Из

предыдущего примера л 6

= 0,lrt#4> тогда

л 6 = п 7

= 0,1-

: 0,075 об/мин.

47,2-2,25

0,3 мм.

360

п„ — пл

4 - + п- (1

Д-Л .

3

1 13

V

li s

/

Здесь « 1 = 0, так как колесо zx неподвижно. Передаточное отношение

=

. _£•_ (_ i f =

J 2 _ _ J 8 _

J _ .

1 3

Z i

Zis

v

;

36

12

•

3 '

тогда

1

*,

1

1

" 3

4/3" =

~4~ о б ' м

и н -

п 7 — "в

; — ,

»5в

;

— (— ' ) — - Г о -

• " Т я _ я а 1 ' 1 1 '

откуда

( 5в

г 5

2ц

1»

18

об/мин; ф 7 =

га, =

« 6 =

0,224

0 , 2 2 4 - 3 0 ° =

6,72°.

47,2-6,72

п

а

° 3 = — 3 6 0 — ~ 0 ' 9

м м -

Пример

4. Для получения стежка длиной 2,7 мм колеса планетарного меха­

низма образуют соединение, представленное на рис. V.21. Ведущим звеном

здесь

является зубчатое колесо г ъ поворачивающееся на угол ф ! =

3 0 ° под действием

собачки К\, связанной с рычагом С.

Данное

зубчатое соединение представляет

собой рядовое соединение,

обра­

зованное из зубчатых колес г ъ z12,

z13, z3 , z5 , 2 1 0 , гХ1 и z6 .

значением пх

=

Определим частоту вращения

колес ze

и z7 , задаваясь

rt7 = „e = - ^ - ; ilt

= ^ _ . 3 _ . _ ! l o _ . j L _ ( _ i ) 4 =

г 1в

%1 г 13

г 5

Z l l

_

12

48

19

19

•

Подставляя найденное

значение,

найдем

п 7 =

пв

—

=

0,674

об/мин.

47,2-20,22

„ _

360

~ 2 7 м м "

выбега машины, когда угловая

скорость ее главного вала падает

от

номинального

значения

до

нуля.

Механизмы

останова

швейных

машин-полуавтоматов можно раз­

делить на две группы: без предва­

рительного снижения и с предва­

рительным

снижением

скорости

вращения главного вала и соот­

ветственно

всех

механизмов

ма­

шины.

Механизмы с

предварительным

снижением скорости движения при­

меняются

в быстроходных

полу­

автоматах; они весьма сложны по

конструкции. Как отмечает А. И.

Комиссаров [29], при правильных

Рис. V.22. Схема механизма

оста­

расчете и настройке останов даже

быстроходного

полуавтомата

воз­

нова машины-полуавтомата 6 кл.

можен

без

предварительного

сни­

ПМЗ

жения

скорости.

Приведем расчет механизма останова, применяемого в ма­

шинах-полуавтоматах 6,

18 и 27 кл. ПМЗ

по методике,

приведен­

ной в работе

[29].

Механизм

работает

следующим

образом

(рис.

V.22).

Перед

ный вал машины продолжает поворачиваться,

сжимая

пру­

жину 3.

После падения скорости главного вала до со = (Гпружина 3 по­

ворачивает вал в обратную сторону, что приводит к

сжатию

пру­

написать для периода

торможения

следующее уравнение движе­

ния

рассматриваемой

системы:

Т = АХ +А2

+А3

+А^ + Аь,

(V.83)

где Т — кинетическая

энергия

звеньев машины в момент отклю­

чения ее от приводного двигателя; Ах

— работа сил сопротивле­

ния

за период останова; Л 2 —

работа,

затрачиваемая

на сжатие

пружины 8 стопорного стержня; А3

и Л 4 — работа, затрачиваемая

останова

кулачка; Л 5 — работа,

затрачиваемая

на пластическую

деформацию деталей механизма

останова.

Вследствие

достаточной жесткости

звеньев

машины можно

принять

Аъ =

0. Тогда уравнение (V.83)

принимает вид

^ L ^ + Z J - ^ - ^ - '

{ V - 8 4 )

где mt

— массы отдельных звеньев; vt — скорости

центра масс

звеньев

в переносном поступательном движении;

JL — моменты

вала

момент инерции звеньев, полуавтомата; со — угловая ско­

рость

главного

вала в момент начала

останова.

Работа

Аг

находится по формуле

Л х = } Ш ф = М с р ф о ,

(V.85)

о

где М — приведенный к главному валу

момент сил сопроти

е-

ния;

М с р

— среднее значение момента

М; ф 0 — у г о л

повор

а

главного

вала

машины до останова

кулачка.

А 2 = к\ (Pi + Съу)йу = к [Р1(Г-Г„)

+ ^~(г-

г0 )2 ] , (V.86)

С « = ^ Г '

( V - 8 7 )

где G — модуль упругости 2-го рода материала

пружины; d —

А 3 = J

P3ds = ( Р Ц + Щ - (РЦ- * £ ) =

F

°

i

(V.88)

коэффициенты жесткости

пружин 3

и 4; К — осадка

пружин:

Х = т £ с Г

-

(V.89.)

С учетом

(V.89)

л > = г е т -

( V - 9 0 )

Сила Р 3 ,

направленная

по оси буферных пружин,

зависит от

1 3

- R tg а

Ро2

*

(до

останова

кулачка)

определим угловое замедление главного

вала

машины

за этот

период времени.

машины

Ту =

Т — Л1 ф — Ла

— Л3 .

(V.91)

Принимая,

как и

ранее, Мср = const,

получим:

Л 1 ф = М с р Ф ;

Аа = Р°в{р-г0)+

С

^ Р ~ Г

^

•

А * = 2 ( C 3 +

C 4 P ) ^ t

g 2 a =

2 Я» tg» a (C3 + C4 ) № +

С б ^ Р

_

( V " 9 2 )

8 =

-

+

( p _ r 0

) J ^ - _ b М С Р } ,

(V.93)

где фк — угол

поворота

кулачка.

(ускорение) главного вала

Как видно

из (V.93),

замедление

тивления

Мс

и момент сил сжатия буферных пружин Мп.

Оче­

видно, Ми

=

М п + Мс

(рис. V.23, а). Поскольку большую

часть

кинетической

энергии

машины

составляет энергия

вращающихся

деталей,

можно принять У п р

=

const, тогда

м - _ /

<*2(Ф + А Ф ) •

М п

= (Сз +

С 4 ) Я * ( Ф + Д(р),

а уравнение

моментов

будет

иметь вид

4 Р * ( ф + Д ф )

+ ( С , + С 4 ) R} ( Ф + Д Ф ) + Мс

= О,

или

а* ( Ф

+ АФ) +

(с, + с4 ) ;?»

д +

Me =

0 >

•'пр

^пр

Если

принять

М

-const-

п » - ( с »

+ с «)Я' •

^ . - r / f l .

а -

^

* ( Ф + АФ) + Р

2

( Ф +

А Ф

) + р ^ 0 .

( а )

Как

известно,

решение

этого

уравнения

. ф + Лф =

Ci

cos pt

+

С 2 sin pt — a.

Приняв Cy

= С sin В, С 2

= С cos ф,

получим

Ф + Аф =

С sin (pt + 6) — CL.

(V.94)

Постоянные

интегрирования

определяем из следующих

условий:

а)

при t =

О имеем ф =

0, следовательно,

Аф = С sin В — а;

б)

при t

=

О угловая

скорость главного

вала

Л ( Ф + Дф)

т. е.

CpcosB =

coe;

В =

arctg ( А ф + д

) ^ ;

Q

Аф + Д

sm

arc tg •

(Дф + а) р

С0С

и» —

d (ф + Дф)

„

d t

— и,

(ф + Аф) т а х = г|>0 = С - а .

(V.95)

МИ = МП —

МС.

После преобразований

получим

*(Ф + АФ) + р 1 ( ф +

Д ф ) _ р > д

= а 0 .

Общее решение этого

уравнения

Ф + Дф = С 3 cos рт +

С4

sin pt

+ а.

При т = 0:

1|з0 — а;

ф +

Дф = г|)0;

С 3

=

d (ф + Дф) =

0;

С4

= 0.

Ф + Дф = (ф0 — a) cos рт + a.

(V.96)

Т

= 2л/р.

(V.97)

Количество

периодов

колебаний

n

_J$o _ с— д _

Аф + а

(V.98)

4а

4а

n

Г ,

(Дф + а) р ] >

arctg v

т

' — —

4а sin