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

Следовательно, наибольшее напряжение в ведущей ветви ремня

Задаваясь толщиной ремня 6 = 5 мм, найдем его ширину

В рассматриваемом случае при равномерной нагрузке, наличии натяжного устройства и а = я коэффициенты ka = ka = k0 = 1.

Для увеличения срока службы ремня диаметры дисков следует брать равными

D x = D 2 = А 0 + dp,

где А 0 — расстояние между осями поддерживающих роликов 3, находящихся на разных сторонах машины (см. рис. 256);

dp — диаметр ролика.

Если диаметры Ь г и D 2 не равны сумме А 0 + dp, то перед шкивами устанавливают направляющие (концевые) ролики. Диа­ метры этих роликов следует выбирать максимально возможными, что несколько увеличит срок службы ремня.

Расчет тесемочной передачи к веретенам

Рассмотрим схему тесемочной передачи на четыре веретена и два натяжных ролика (рис. 257). Предварительное натяжение обеспечивается грузами ör.

При силовом расчете тесемочной передачи можно принять, что на вращение одного натяжного ролика и одного веретена расхо­ дуется равная энергия. Зная мощность, потребляемую одним вере­

422

теном (из опытных или расчетных данных), можно определить окружное усилие на блочке веретена:

о102#!

Рис. 257. Схема к расчету тесемочной передачи

Если натяжение ведомой ветви равно Т и то в ведущей ветви 7 натяжение

Т1 = Т 1 + 6Р ѵ

Цифра 6 соответствует числу веретен плюс 2 (число натяжных роликов).

Кроме того, на пороге буксования тесьмы по диску или жестя­ ному барабану

Т 7= 7\е**,

где / — коэффициент трения-сцепления между тесьмой и диском (барабаном);

а — угол обхвата диска тесьмой.

Приравнивая последние зависимости, получаем

'Г _ 6^! .

е**-1 ’

гг6Р ^ а

*При о) = 700 рад/с.

**При со =27 600 рад/с.

Зная Г7 и размеры сечения тесьмы (В —■ширина, б — толщина), найдем максимальное напряжение растяжения

которое не должно превосходить значение допускаемого напря­ жения.

Натяжения 7 \ и Г 2 создают грузовым натяжным устройством рычажного типа.

Величину груза или плечо до этого груза легко найти из урав­ нения моментов сил относительно оси вращения грузового рычага:

£ М Л = 0; Т±аг -(- Т2а2 — Gpöp — Grxr = 0.

При проектировании следует задаваться максимальным зна­ чением хг и определять вес груза по формуле:

ft _ -I" Tgflg CfpQp

424

до вертикали, проходящей через центр тяжести груза Gr.

При установке груза необходимо точно выдерживать расчет­ ную величину хг. При меньшем значении хтпроисходит проскаль­ зывание тесьмы, а при большем — увеличивается расход мощ­ ности и ускоряется износ тесьмы и опор веретена.

При установке двух натяжных устройств рычажного типа необ­ ходимо для каждого устройства определять Gr и хг. Эти величины отличаются для разных роликов, так как в ветвях охватывающей тесьмы возникают различные натяжения.

ГЛАВА V

КОНСТРУКЦИИ, РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ ЛОЖНОГО КРУЧЕНИЯ НИТИ

На однопроцессных машинах для производства объемных нитей наиболее часто применяют роторные, фрикционные и аэродина­ мические механизмы ложного кручения.

На рис. 258 показан механизм ложного кручения роторного типа с шарикоподшипниковыми опорами. Механизм состоит из полого ротора (шпинделя) /, двух шарикоподшипников 2, го­ ловки 3 с крючками 4 и корпуса 5.

Полый ротор 1 одновременно выполняет роль внутренних ко­ лец подшипников 2, поэтому его выполняют с большой точностью из износостойкой стали.

Подшипники смазываются консистентной смазкой. Механизм работает длительное время с частотой вращения ротора 4000— 6000 рад/с.

Нить проходит через центральное отверстие ротора, огибая несколько раз крючки 4 для создания зажима нити при малом ее натяжении в термокамере.

Ротор приводится во вращение бесконечным плоским ремнем. Высокие скорости требуют точнейшей балансировки ротора со всеми закрепленными на нем деталями.

На рис. 259 изображен механизм ложного кручения с под­ шипниками скольжения, работающими без смазки. Механизм состоит из полого ротора /, подшипника 2, воздухопровода 3 и кронштейна 4.

Между шпинделем 1 и подшипником 2 имеется зазор, в который подается воздух под давлением 0,4—0,6 МН/м2. Воздух прижи-

425

мает шпиндель 1 к подшипнику 2 всегда в одном направлении. При быстром вращении шпиндель увлекает своей поверхностью воздух, и нагнетает его в клиновое пространство, образованное между подшипником 2 и шпинделем 1. В резуль­

Диски 3 и 1 получают вращение от диска 2 с помощью ремня 5. Частота вращения ротора 4 достигает 20 000—25 000 рад/с.

В механизме с двумя дисками (рис. 261) полый шпиндель 1

спомощью постоянного магнита 4 прижимается к дискам 2 и 3.

Вэтом механизме роль третьего диска выполняет постоянный магнит. Диск 2 является приводным, а 3 — поддерживающим.

426

Ротор механизма выполнен в виде цилиндрической трубки с двумя наружными заплечиками, препятствующими осевому перемещению шпинделя. Расстояние между внешними плоскостями заплечиков немного меньше расстояния между верхним и нижним дисками.

Приводной 2 и поддерживающий 3 диски выполнены из поли­ уретана и посажены на валы, установленные в шарикоподшип­ никовых опорах. Поперечный штырь, который обвивает скручи­

При расположении штифта в средней части шпинделя нить лучше центрируется и уменьшается баллон.

При частоте вращения до 60 000 рад/с ротор следует баланси­ ровать с повышенной точностью. Диаметр приводной части ротора равен 2—3 мм. Материал приводного и поддерживающего роликов должен быть прочным и износостойким.

На рис. 262 показан однодисковый механизм ложного круче­ ния. Ротор 1 фиксируется и удерживается на диске 2 с помощью постоянного магнита 3. Диск 2 является одновременно приводным и поддерживающим. Шпиндель диска 2 имеет две шарикоподшип­ никовые опоры, которые расположены в корпусе 4. Шпиндель 1

427

имеет малую массу, диаметр приводной части равен 2—3 мм. Поперечный штырь из сапфира крепится на конце шпинделя.

Однодисковые механизмы потребляют меньше мощности благо­ даря сокращению числа дисков и шарикоподшипниковых опор.

Определение силы притяжения постоянного магнита

Сила притяжения магнита определяется скоростью вращения шпинделя механизма ложного кручения и сопротивлением, воз­ никающим при работе механизма.

При вращении шпинделя возникает центробежная сила

С = гп(о2е,

где т — масса вращающегося шпинделя; со — угловая скорость вращения шпинделя;

е — эксцентриситет центра тяжести шпинделя.

Величина е зависит от степени балансировки ротора; ее опреде­ ляют экспериментально после сдачи механизма в эксплуатацию.

Сила Рм притяжения магнита должна создать такое нормаль­ ное давление в опорах шпинделя, которое обеспечивает вращение

рС -I- Мв ^ ^ кР

Пренебрегая из-за малости значением М м> получим

Рм> та>2е Ң------кР .

Определение М в и М кр приведено в гл. VIII данного раздела. При проектировании следует уменьшать до предела массу ротора и эксцентриситет е, лучше обрабатывать поверхность шпинделя и увеличивать р подбором фрикционного материала

приводного диска.

При определении критических скоростей необходимо поль­ зоваться точными методами, позволяющими найти частоту соб­ ственных колебаний любого порядка. В качестве расчетной схемы следует принимать балку переменного сечения, свободно лежащую на двух опорах. При ориентировочном расчете ротор можно рас-

428

сматривать как балку постоянного сечения, учитывая, что заплечики располагаются вблизи опор.

Механизмы ложного кручения фрикционного типа теорети­ чески позволяют получать очень высокую крутку при сравнительно небольшой скорости крутильного элемента.

В первом разделе была рассмотрена конструкция механизма ложного кручения фрикционного типа машины ФЭ-125-И,

Особый интерес представляет конструкция фрикционного ме­ ханизма ложного кручения, представленная на рис. 263. На кор­ пусе 19 жестко закреплены оси трех фрикционных устройств. Оси 12 и 13 закреплены в неподвижной части корпуса 19, а третья ось закреплена на кронштейне 6, поворачивающемся относительно оси 21.

На каждой оси с помощью шарикоподшипников 11, 15 кре­ пятся втулки 8 и 16. На нижнем конце втулок жестко установлены зубчатые колеса 7, 18. На среднюю часть втулок посажены диски 10 17 с резиновыми ободами.

Число дисков на втулках различное. Соответственно числу дисков на втулках разделительные кольца 9 имеют разные вы­ соты, относящиеся одна к другой как 1 : 2 : 3 .

На верхние концы втулок навернуты колпаки 14.

Втулки 8, 16 получают вращение от приводного вала 1 через систему зубчатых колес, причем колесо 20 постоянно находится в зацеплении только с колесами 7 и 18.

Особенность этой конструкции заключается в том, что пово­ ротом кронштейна 6 относительно оси 21 можно регулировать рас­ стояние дисков между осями 10 и 17. Чем меньше расстояние, тем

42а

-больше суммарный угол обхвата нитью всех фрикционных дисков, тем меньше проскальзывание нити при кручении. Межцентровое

3 — натяжной. Нить 4 с помощью неподвижных нитенаправителей 5 подводится к ремню / и удерживается в определенном положении.

Основным недостатком всех механизмов ложного кручения фрикционного типа является непостоянство крутки при заданных режимах работы машины.

Фрикционное кручение

Принцип фрикционного кручения состоит в том, что скручиваемая нить, контактируя с поверхностью движущегося фрикционного звена, вращается вокруг своей оси. Вращение нити происходит под действием крутящего момента.

МКр = Fr,

где F — окружная сила трения (рис. 265);

г— радиус нити.

Внастоящее время в качестве фрикционного звена применяют кольца, диски и бесконечные ремни профильного сечения.

При использовании фрикционного кольца нить, выходя из

внамотку.

Вобщем случае кривая расположения нити на поверхности тора зависит от углов наклона входной и выходной ветвей нити к оси

вращения фрикционного кольца, коэффициента трения-сцепле­ ния нити с фрикционным кольцом, размеров и рабочего профиля

430

тора, расположения направляющих глазков Н х и Н 2, соотношения скоростей нити и фрикциона, величины натяжений на входе и выходе, величины крутки ит. д. Установить точную аналитическую зависимость формы кривой нити от перечисленных параметров

L(Y L 2— R2 sin 2e — R c o ss )

ß= arccos R sin 2 8 -f- K l 2 — R2 sin 2 e cos s

431