Конструкция и расчет вытяжных цилиндров

 

Для обеспечения надлежащего зажима волокна и создания необхо­димого поля сил трения поверхность цилиндров делается рифленой.

Под действием нагрузки на валики волокна и эластичное покрытие валика вдавливаются в канавки между рифлями цилиндра. Этим увеличивается надежность зажима волокна, валик приобретает скорость, равную скорости цилиндра.

Многочисленные эксперименты и повседневный опыт фабрик указы­вают на большое влияние профиля и состояние рифлей на ход технологического процесса и на величину необходимой нагрузки на валик.

Среднее удельное давление между цилиндром и валиком зависит от ширины ленточки; при увеличении ширины уменьшается удельное давление и соответственно возрастает необходимая нагрузка на валик. Слишком малая ширина приводит к быстрому износу эластичного покрытия валика и даже к повреждению волокон.

Во избежание износа и случайных повреждений рифленая поверх­ность цилиндра должна обладать высокой твердостью. Твердость по­верхности переднего цилиндра должна быть не ниже HRC 55, а осталь­ных цилиндров не ниже HRC 50. Цилиндры изготовляются из малоугле­родистых сталей 10 или 15 (с соответствующей термической обработ­кой), либо из стали 45 с поверхностной закалкой токами высокой частоты. Длинная линия цилиндров испытывает напряжения изгиба и скручивания, поэтому для нормальной работы необходимо иметь при высокой поверхностной твердости прочный и вязкий материал. Сквоз­ная закалка цилиндров недопустима из-за хрупкости. Рифленые повер­хности цилиндров должны быть обработаны по 8-му классу чистоты, биение не должно превышать 0,03–0,05 мм.

Чем больше частная вытяжка е, тем меньше должен быть допуск на биение; при е > 20 биение должно быть не более 0,02 мм.

Диаметр рабочей рифленой части цилиндров зависит от длины во­локна и номера перерабатываемого продукта. Чем больше длина волокна и ниже номер перерабатываемого продукта, тем диаметр цилиндров может быть большим. На ленточных машинах для хлопка диаметры передних рифленых цилиндров 50 мм, на ровничных машинах 28–32 мм, а на прядильных машинах 25 мм. На прядильной машине для гребенного прядения шерсти П-76-ИГ диаметр переднего ци­линдра 40 мм.

На основании проведенных исследований ВНИИЛТЕКМАШа разра­ботан ГОСТ 12188–66 на рифленые цилиндры прядильных, ровничных и ленточных машин хлопкопрядильного производства. Постоянный шаг рифлей позволяет строго выдерживать ширину ленточки А, оптималь­ные размеры которой указаны на рис. 2.4.

Рифленые цилиндры с постоянным шагом можно изготовлять нака­тыванием – весьма прогрессивным, высокопроизводительным методом.

Рифленые цилиндры для машин шерстопрядильного производства выполняются аналогично.

На льнопрядильных машинах конструкция вытяжных цилиндров делается иной. В ряде случаев, ввиду большого диаметра рифленых тумбочек, они изготовляются отдельно и напрессовываются на цилиндр. При мокром прядении льна тумбочки должны быть изго­товлены из коррозионно-стойких материалов (бронза, коррозионно-стойкая сталь и др.), а цилиндр должен иметь антикоррозионные покрытия. В случае, если тумбочки с цилиндром составляют одно целое, их изготовляют из коррозионно-стойкой стали.

Тумбочки передних цилиндров кольцепрядильных машин для мокрого прядения льна изго­товляются диаметром от 38 до 51 мм. Профиль рифлей тумбочек ци­линдров для мокрого прядения льна выполнен по радиусам окруж­ностей.

Шаг t в зависимости от номеров рифлей (от 20 до 32) изменяется от 3,99 до 2,5 мм, глубина рифлей от 0,5 до 1,0 мм, радиусы закругле­ния делаются одинаковыми (от 0,8 до 1,2 мм).

Линии рифленых цилиндров состоят из отдельных звеньев, длина которых для ровничных и прядильных машин зависит от расстояния между веретенами.

На рис. 2.5 изображено звено рифленого цилиндра прядильной машины для хлопка с расстоянием между веретенами 83 мм, имеющее шесть рифленых тумбочек. Расстояние между торцами, по которым происходит соединение цилиндров, в данном случае равно 83х6 = 498 мм. Поскольку длина линии рифленых цилиндров на прядильных машинах может достигать значительной величины (12–16 м), а коли­чество звеньев в линии может быть больше 25, то во избежание значи­тельного отклонения центра рифленых тумбочек хвостовых линий от вертикальной линии веретен применяются жесткие допуски на размер .

Максимальная длина звена 528 мм (66х8) делается на маши­не П–66. Длину звена больше 528 мм делать не следует во избежание его чрезмерного прогиба между стойками.

 

 

Рисунок 2.5 – Звено рифленого цилиндра [5, стр.247]

 

 

 

Рисунок 2.6 – Резьбовое соединение цилиндров

 

В соответствии со стандартом на рифленые цилиндры соединение отдельных звеньев делается резьбовым. Для уменьшения биения собранной линии резьбовые концы цилиндров и отвер­стия имеют цилиндриче­ские направляющие участ­ки, выполняемые по скользящей посадке не ниже 3-го класса точно­сти. Для уменьшения за­зоров в резьбовом соеди­нении, а также для умень­шения глубины резьбы шаг резьбы выбирают не­большим (рис. 2.6).

В современном маши­ностроении резьбовые сое­динения стандартизованы. Поэтому расчет на проч­ность этих соединений должен носить провероч­ный характер. При пра­вильно выбранном месте соединения звеньев изги­бающим моментом можно пренебрегать.

Расчет резьбового сое­динения начинают с опре­деления внутреннего диа­метра резьбы d₁. Усилие затяжки должно создать на кольцевой торце­вой поверхности силу трения Т, уравновешивающую крутящий момент Мк, передаваемый цилиндром, которую с достаточным приближе­нием можно определить следующим выражением:

где D₁ – наружный диаметр промежуточных тумбочек цилиндра;

D₂ – внутренний диаметр центрирующего отверстия.

Усилие затяжки

где – коэффициент трения ( = 0,3).

По найденному усилию затяжки условие прочности может быть выражено уравнением (возникающие при затяжке касательные напря­жения учитываются коэффициентом 1,3)

где σ – напряжение на растяжение.

При достаточной затяжке изменение крутящего момента мало по­влияет на напряжение в резьбовом соединении; силу Р можно считать постоянной.

Воспользуемся ранее проведенным расчетом моментов сопротивле­ния и определим усилие затяжки с учетом момента от полезных сил вытягивания, которое необходимо обеспечить в резьбовом соединении II линии рифленых цилиндров.

Так как основные размеры цилиндра (диаметр рабочей части цилиндра, диаметр рабочей шейки, длина цилиндра) стандарти­зованы, то расчет цилиндров на прочность имеет характер про­верочного. Цилиндры рассчитываются на сложное сопротивле­ние – изгиб и кручение. Определение крутящего момента можно вести двумя путями:

1) расчетным определением сопротивлений, действующих на соответствующую линию;

2) пользуясь известной мощностью, потребляемой данной ли­нией.

Мощность, потребляемая вытяжным прибором, определяется при энергетических испытаниях машины. Ориентировочно можно принять, что она составляет 15–25% мощности, потребляемой всей машиной (N). В расчете на одну сторону вытяжного прибо­ра мощность

.

Мощность, потребляемую одной линией вытяжного прибора, можно определить приближенно, распределив N' пропорциональ­но числу оборотов и нагрузке на каждую линию прибора:

где N₁, N₂, N₃ – мощность соответственно первой, второй и третьей линий;

n₁, n₂, n₃ – числа оборотов соответствующих трех линий вытяжного прибора;

Q₁, Q₂, Q₃ – нагрузки на каждую линию прибора.

Действительная мощность на каждой линии определяется из равенств:

где η_i – к. п. д. зубчатой передачи от шестерни, приводящей во вращение сторону вытяжного прибора, до шестерни соответству­ющей линии. Для проверочного расчета звеньев рифленых ци­линдров необходимо знать распределение крутящего момента вдоль линии вытяжного прибора. С достаточной для практичес­ких целей точностью можно принять, что крутящий момент на длине каждого пролета постоянен, скачком убывая на каждой опоре на одну и ту же величину (рис. 2.7):

(i = 1, 2, 3…, n),

где m – число опор линии;

М_кр – крутящий момент соответствующей линии.

 

 

Рисунок 2.7 – Схема к расчету крутящего момента в любом пролете вытяжного прибора

 

Величина Δ учитывает моменты трения в опорах цилиндров, моменты сопротивлений вытягиванию волокна и моменты сопро­тивлений от нажимных валиков, возникающие в каждом пролете. Отсюда находим крутящий момент в любом пролете (считая и консольный)

(i = 1, 2, 3…, n),

где k – число опор до начала рассматриваемого пролета.

Изгибающие усилия слагаются из нагрузки на валики, собст­венного веса цилиндров и валиков. С достаточной точностью можно считать нагрузку равномерно распределенной по длине пролета. Линия цилиндров представляет собой многоопорную не­разрезную балку (рис. 2.8).

 

 

Рисунок 2.8 – Расчетная схема головных звеньев вытяжного прибора

 

 

Рисунок 2.9 – Расчетная схема среднего звена вытяжного прибора

 

Расчеты, проведенные для прибора ВР-2, показали, что эпю­ра изгибающих моментов дает неодинаковые значения опорных моментов только на первых трех пролетах, а затем величины моментов выравниваются. Это позволяет считать нагрузку для средних пролетов симметричной. В этом случае касательные к упругой линии на опорах будут горизонтальными и при расче­те можно ограничиться рассмотрением одного пролета, считая его балкой, защемленной с двух сторон с равномерно распреде­ленной нагрузкой (рис. 2.9). Для такой балки максимальный изгибающий момент возникает на опоре:

Заметим, что на опоре цилиндр имеет и минимальный диа­метр (рабочая шейка). При известном крутящем моменте, действующем в данном пролете, можно провести проверочный расчет среднего звена на статическую прочность по одной из теорий прочности (например, по энергетической):

где – эквивалентное напряжение;

W_ИЗГ – момент сопротивле­ния сечения изгибу.

Головные и концевые участ­ки цилиндров рассчитываются с учетом неравномерности рас­пределения изгибающих моментов в каждом пролете и усилий, возникающих при работе зубчатой передачи. Так, в го­ловной части линии (см. рис. 4.5) в зубчатом зацеплении приво­да возникает радиальная составляющая Р_к, которая может быть определена по формулам

где M_кpi – крутящий момент, передаваемый зубчатым колесом;

d – диаметр начальной окружности зубчатого колеса;

α – угол зацепления.

Эта сила даст на опоре О изгибающий момент . Если в первом пролете (пролет l₁) нет технологической нагруз­ки, то собственным весом пролета можно пренебречь с мини­мальной погрешностью. На основании теоремы о трех моментах для данной расчетной схемы составим систему уравнений, считая знаки у моментов по общим правилам :

где М₁, М₂, М₃ – неизвестные опорные моменты;

ω₁, ω₂, ω₃, ω₄ – площади эпюр изгибающих моментов толь­ко от нагрузки, действующей в пролете;

а₁, а₂, а₃ – расстояние центров тяжести эпюр от левой опоры соответствующего пролета;

b₁, b₂, b₃ – то же от правой опоры.

В нашем случае

ω₁ = 0, а₁ = 0,

длина пролетов и нагрузка между цилиндровыми стойками оди­наковы, тогда

ω₂ = ω₃ = …=

l₂ = l₃ = …= l;

После введения упрощений, получаем систему уравнений:

решая которую, можно определить значения М₁, М₂, М₃ по ве­личине и направлению.

По максимальному опорному моменту находим эквивалентное напряжение (двухосное напряженное состояние)

При определении τ_кр берем крутящий момент, действующий в данном пролете. Вследствие вращения нормальные напряжения у рифленых цилиндров меняются по симметричному циклу, по­этому необходимо проводить проверочный расчет цилиндров на усталость. Расчет ведем по формуле

где ε – масштабный фактор;

К_σ – эффективный коэффициент концентрации напряжений в опасном сечении;

n – запас прочности, выбираемый в средних условиях в пределах 1,5–2,5;

σ_–1 – предел усталости материала цилиндра при симметрич­ном цикле напряжений.