книги из ГПНТБ / Прошков А.Ф. Машины для производства химических волокон. Конструкции, расчет и проектирование учеб. пособие

Для элемента кулича высотой 1 см и толщиной dr

Напряжения в стенке стакана, возникающие при одновремен­ ном воздействии центробежных сил кружки и кулича, можно определить по формулам (182), (183), предварительно найдя по­

Так как стакан кружки относится к тонкостенной оболочке вращения, то для круглого цилиндра можно принять о2 = 0. В этом случае радиальное перемещение любой точки стенки

Ar = u = ~ ( a t — \iGr).

412

Проектирование веретен

При проектировании веретена определенного назначения по за­ данной рабочей скорости шпинделя, массе и размерам паковки вместе со шпулей или катушкой необходимо определить (рис. 254):

Рис. 254. Схема к проектированию шпинделя ве­ ретена

размеры и место крепления центрирующих насадок (если в этом есть необходимость);

вид опор и способ их смазки; метод крепления веретена на машине.

Длина консоли b зависит от длины Іш шпули или катушки, высоты h6 приводного блочка веретена:

b = /ш + h6 — Ь1— Д,

где Д — расстояние от верхнего края шпули до свободного конца консоли Ь\

b! — расстояние от нижнего края блочка до середины верх­ ней опоры шпинделя.

Расстояние Д зависит в первую очередь от жесткости шпули и точности ее изготовления. Наилучшее центрирование шпули достигается при установке центрирующих устройств на всей длине шпули (сплошная коническая насадка). Однако при таком центри­ ровании точность изготовления металлических шпуль должна быть исключительно высокой и не должна нарушаться при дли­ тельной эксплуатации. Кроме того, введение сплошных насадок утяжеляет веретено, что ведет к увеличению расхода мощности и уменьшению срока службы.

Если для центрирования применяют раздельные насадки, то располагать их следует ближе к концам шпули; чем меньше жесткость шпуль, тем меньше должно быть расстояние Д (вплоть

413

до нуля). Значение А можно увеличивать только при использова­ нии очень жестких и прочных шпуль для повышения критических скоростей веретена. При этом следует помнить, что с увеличением А возрастает биение верхнего конца шпули и увеличивается число обрывов нити. Следовательно, при проектировании надо стре­

Высота h6 приводного блочка зависит от ширины В тесьмы или ремня и высоты Н веретенного кольца вместе с кольцевой планкой:

Расстояние между буртиками блочка должно быть на 3—5 мм больше ширины тесьмы или ремня во избежание постоянного тре­ ния краев тесьмы о буртики. Высота буртиков должна быть ми­ нимум в 1,5—2 раза больше толщины тесьмы или ремня. При мень­ шей высоте возможно попадание тесьмы или ремня на буртик, что приведет к быстрому износу гибких передач.

Чаще всего блочек и нижняя насадка представляют собой одно тело.

Середину верхней опоры желательно совмещать с серединой тесьмы (ремня) или располагать чуть выше (на 10—20 мм):

Ьг ^ б -f -у- + (1,5 -н- 2,5 мм).

В этом случае деформация шпинделя при прочих равных усло­ виях минимальная, а веретено вращается спокойно.

От длины а хвостовой части шпинделя зависят габаритные размеры и масса веретена; это следует учитывать при проектиро­ вании, так как необходимо стремиться к снижению стоимости

ретена, но уменьшается реакция в нижней опоре, износ послед­ ней и расход мощности. При проектировании следует отдавать предпочтение долговечности веретена и экономии энергии. Дли­ тельная эксплуатация веретен показала, что длину а следует

брать не меньше половины длины Ь консоли .

Определив размеры а, b, /ін и зная рабочую скорость веретена, размеры и массу шпули с нитью, можно найти средний диаметр консоли b шпинделя.

Так как для большей части веретен рабочая скорость нахо­ дится между первой и второй критическими зонами, то первая

414

(основная) критическая скорость веретена без паковки должна быть на 30—40% меньше ее рабочей скорости, т. е.

С= (0,36 0,49) сораб (а + Ь) Ь2та.

Вэтих формулах:

и электроцентрифуг.

ГЛАВА IV

РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГИБКОЙ ПЕРЕДАЧИ К ВЕРЕТЕНАМ И МЕХАНИЗМАМ ЛОЖНОГО КРУЧЕНИЯ

Преимущества ременной передачи по сравнению с зубчатой: возможность передачи мощности на значительные расстояния (на крутильно-этажных машинах до 30 м и более); плавность и бесшумность работы, обусловленные эластичностью ремня; отсутствие резких колебаний нагрузки и перегрузок благодаря упругости ремня и возможности его проскальзывания; простота конструкции и эксплуатации.

Недостатки: невозможность выполнения малогабаритных пе­ редач (для одинаковых условий диаметры шкивов примерно в 5 раз больше диаметров зубчатых колес); непостоянство передаточного числа, вызванное зависимостью скольжения ремня от величины нагрузки; повышенная нагрузка на валы и их опоры, связанная

415

с большим предварительным натяжением ремня (нагрузка на валы в 2—3 раза больше, чем в зубчатых передачах); низкая долговеч­ ность ремней (от 1000 до 5000 ч).

Мощность современных ременных передач не превышает обычно 50 кВт.

При комбинировании ременной и зубчатой передач целесооб­ разно ременной выполнять менее нагруженную ступень.

Критерии работоспособности при расчете ремней

Критериями работоспособности ремня служат тяговая способ­ ность или прочность сцепления ремня со шкивом, определяемая величиной сил трения между ремнем и шкивом, а также долго­ вечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации определяется временем до разрушения ремня от усталости.

В настоящее время основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности.

Прочность сцепления ремня со шкивом (тяговую способность) установил Эйлер на границе буксования, т. е. определил макси­ мально допустимое окружное усилие Р на ведущем шкиве, в за­ висимости от предварительного натяжения ремня S 0 при условии полного использования сил трения:

Si = S 2efa,

откуда

е/а

S, = P Ja .

S2 = P

е^а + 1 е^а — 1

где S i и 5 a — натяжение соответственно в ведущей и ведомой ветвях ремня.

Последняя зависимость позволяет определить минимально

предварительное натяжение ремня используется для передачи нагрузки Р. Если fa —* 0, то S 2, S 2 и S 0 стремятся к бесконеч-

416

ности; это означает, что передача нагрузки становится невозмож­ ной при сколь угодно большом натяжении ветвей ремня.

Тяговую способность ремня можно увеличить за счет увели­

чения угла а.

При круговом движении ремня на каждый элемент ремня массой dm, расположенный в пределах угла обхвата dcp, действует центробежная сила dC, которая вызывает дополнительное натяже-

D— диаметр шкива с уче­ том толщины ремня.

Элемент dm находится в рав­ новесии при условии

dC = 2Svsin d(f Sv dtp

~ böv2d<p,

откуда

S, _ ybb V‘ =

8

где q = ybö — вес единицы длины ремня.

Натяжение S v ослабляет полезное действие предварительного натяжения S„, уменьшает силы трения, понижает нагрузочную способность передачи, особенно при ѵ >> 25 м/с.

Напряжение в ремне

Наибольшее напряжение возникает в ведущей ветви ремня

здесь у — расстояние от нейтрального слоя до текущего сечения ремня (в рассматриваемом случае у = б/2);

р — радиус кривизны нейтрального слоя (в данном случае

Практикой установлено, что чем больше а 0 и ар, тем недолго­ вечнее ремень. Поэтому рекомендуют принимать: для клиновых

Часто сти в несколько раз превышает все другие составляющие. - Увеличение ои не способствует повышению тяговой способности передачи. Более того, напряжение изгиба, как периодически изме­ няющееся, является главной причиной усталостного разрушения

ремней«

418

Долговечность ремня зависит не только от величины напряже­ ний, но также от характера их изменения и частоты цикла изме­

нения.

Для ременной передачи характерны потери мощности на пре­ одоление сил трения в опорах валов, скольжение ремня по шки­ вам, внутреннее трение ремня, связанное с периодическим изме­ нением деформации, преодоление сопротивления воздуха.

К. п. д. г\ передачи определяют экспериментально или при­ нимают по практическим рекомендациям.

При нагрузках, близких к расчетным, среднее значение к. п. д. принимают для плоскоременных передач т] = 0,97, для клино­ ременных г) = 0,96. При отношениях D/8, меньше рекомендуе­ мых, т] = 0,85.

Допускаемые полезные напряжения в ремне* Исследование кри­ вых скольжения позволило установить эмпирическую зависимость для определения допускаемых полезных напряжений в ремне

419

Значения ka для плоских ремней при различных углах обхвата а указаны ниже:

при ударных и резко изменяющихся нагрузках kn = 0,7-4-0,6. Коэффициент k0 зависит от угла ß наклона линии центров пе­

редачи к горизонтали, а также от способа натяжения ремня.

При автоматическом натяжении ремня и ß = 0-r--7p- коэффициент

420

Расчет ременной передачи к веретенам

На крутильных этажных машинах бесконечный ремень (рис. 256) приводит во вращение zB веретен, zp натяжных роликов, один ведомый шкив и преодолевает момент М 2, необходимый для пере­ дачи движения другим механизмам машины (механизм раскладки, механизм питания и т. д.).

При расчете ремня можно принимать: один натяжной ролик потребляет такую же мощность, как одно веретено, а ведомый диск — в 3—5 раз больше. Следовательно, приведенное число веретен

г = гв + гр + (Зч-5),

Если натяжение в ведомой ветви равно S 2, то натяжение в ве­ дущей ветви