ВЛИЯНИЕ ИЗГИБА ВАЛОВ НА БАЛАНСИРОВКУ ТЕКСТИЛЬНЫХ МАШИН

АННОТАЦИЯ

В данной статье исследуется влияние изгиба вала и конструктивных особенностей узла главного барабана с фрикционной муфтой на условие уравновешивания всего узла в сборе, то есть со шкивами, муфтами и другими деталями, размещенными на их валах. В связи с тем, что фрикционная муфта существенно влияет на условия уравновешивания, то требуется балансировка всего узла в сборе. В этом случае рекомендуется, при необходимости такого скоростного режима, увеличить жесткость вала в 1,2¸1,3 раза и в любом случае стремиться к максимальному снижению веса фрикционной муфты.

ABSTRACT

This article examines the effect of shaft bending and design features of the main drum assembly with a friction clutch on the balancing condition of the entire assembly, i.e. with pulleys, clutches and other parts located on their shafts. Due to the fact that the friction clutch significantly affects the balancing conditions, balancing of the entire assembly is required.In this case, it is recommended, if such a speed mode is required, to increase the shaft rigidity by 1.2¸1.3 times and, in any case, strive to achieve the maximum reduction in the weight of the friction clutch.

Ключевые слова: двухопорная балка, консоль, барабан, вал, фрикционная муфта, центробежная сила, скоростной режим, шкив.

Keywords: double support beam, console, drum, shaft, friction clutch, centrifugal force, speed mode, pulley

Введение. В теории уравновешивания барабанов текстильных машин исходят из предположения абсолютной жесткости вала. В связи с этим на практике не производятся дополнительная подбалансировка барабанов при повышении их скорости, а также динамическое уравновешивание всего узла в сборе, то есть со шкивами, муфтами и другими деталями, размещенными на их валах.

Однако при высоких скоростных режимах вращения, когда вал будет изгибаться под действием собственного веса, со всеми присоединенными к немудеталями, эти факторы приводят к значительному увеличению амплитуд колебаний и, как следствие, к искажению технологических, разводок между рабочими органами машин [1].

Результаты исследования. Для оценки степени влияния изгиба вала на условия балансировки узла главного барабана в сборе представим его лежащим на двух опорах(рис. 1), в виде двухопорной консольной балки, нагруженной тремя силами: весом фрикционной муфты Рiи весом барабана, приложенным в местах его опоры на вал через крестовины соответственно Р₂ и Р₃.

Рисунок 1. Схема главного барабана в виде двухопорной консольной балки

Если _- массы соответствующих деталей, а -соответствующие эксцентриситеты, то, предполагая, что эксцентриситет в каждом отдельном случае имеет только одна какая-либо нагрузка, получаем (например, для ) выражение для центробежных сил:

                                                                     (1)

где -угловая скорость узла, - прогибы вала в плоскости эксцент-риситетов.

 Аналогичные выражения можно написать и для нагрузок  и ,полагая в первом случае, во втором . Исходя из предположения, что форма изгиба вала при статическом нагружении не изменяется даже при действии на него центробежных сил,представим прогибы  в виде зависимостей:

                                                             (2)

где,,…,- коэффициенты, зависящие от жесткости вала, его размеров, характера и мест приложения нагрузок.

Значения коэффициентов можно получить из статического анализа узла [1],уравнение упругой линии которого в силу ступенчатости вала

                                  (3)

Произвольные постоянныеидля четырёх участков вала различной жесткости, можно найти из восьми граничных условий:

,

Подставляя в (1) выражения (2). Получаем значения центробежных сил для первого случая, то есть при наличии эксцентриситета  только у нагрузки :

Выражения для центробежных сил, подобные формулам (4) получаем так же для нагрузок и .

При подобном разделении действия нагрузок, неуравновешенность всего узла будет такой же, что и при абсолютно жёстком вале в случае действия на него силы приложенной на расстоянии от соответствующей левой опоры рис.1.

                                     (4)

где .

Выражения для центробежных сил, подобные формулам (4) получаем так же для нагрузок и .При подобном разделении действия нагрузок, неуравновешенность всего узла будет такой же, что и при абсолютно жёстком вале в случае действия на него силыприложенной на расстоянии от соответствующей левой опоры рис.1.

 ,                       (5)

Неуравновешенность вращающихся масс, на деформирующемся валу, динамически равнозначна неуравновешенности в двух определённых плоскостях абсолютно жесткого вала.

Положение этих плоскостей можно определить из формулы (5), подставляя соответствующие .Очевидно, что при повышении угловой скорости узла, положение этих плоскостей изменяется, характеризуя величину неуравновешенности при повышении скорости и, следовательно, необходимо проведение дополнительной подбалансировки.

Результаты расчетов для узла главного барабана машины приведены в табл. 1 и на рисунке 2. При расчетах остаточный дебаланс выбирался 0,3 кг×см, остаточный эксцентриситет 10 мкм.

 Таблица 1.

Результаты расчетов для узла главного барабана машины

Примечание: 1,2 и 3 – центробежные силы (кг) соответстенно при е₂=е₃=0, е₁=е₃=0и е₁=е₂=0.

Из расчетных данных следует, что нормативный остаточный дебаланс 0,3 кгсм удовлетворителен лишь при скорости не более 700 об/мин. При повышении скоростного режима главного барабана до 850 об/мин дебаланс составит 0,25кг×см, при 950 об/мин 0,21 кг×см, при 1200 об/мин 0,17 кг×см и при 1400 об/мин 0,15 кг×см. Наибольшей величины достигает неуравновешенность муфты, вследствие ее размещения на консоли валаС неуравновешенностью муфты связано и сравнительно большое смещение балансировочной плоскости под левой крестовиной барабана.

Для устранения этого недостатка муфту и шкив барабана следует в обязательном порядке подвергать динамической балансировке, то есть балансировать весь узел главного барабана в сборе. При проектировании необходимостремиться к максимальному снижению веса всех деталей, консольно расположенных на валу главногобарабана.

Пересечение кривых смещения балансировочных плоскостей свидетельствует о наличии в узле главного барабана критических точек, вблизи которых ((о=110—120 с^-1) вообще невозможно добиться удовлетворительного уравновешивания при существующих конструктивных параметрах этого узла. При необходимости в этом скоростном диапазоне следует в 1,2¸1,3 раза увеличить изгибную жесткость вала.

Рисунок 2. Оценка конструкции привода механизма

Выводы. Вследствие изгиба вала и конструктивных особенностей узла главного барабана фрикционная муфта существенно влияет на условия уравновешивания, что требует балансировки всего узла в сборе. При любом повышении скоростного режима узла следует проводить его подбалансировку на рабочей скорости в собственных опорах.

Установленный нормативный остаточный дебаланс 0,3 кг∙см удовлетворителен лишь при скорости барабана не более 700 об/мин, поэтому при повышении скоростного режима до 800¸1000 об/мин его следует уменьшить на 25¸30 %.

Не следует допускать работы главного барабана на скоростях 110¸120 с^-1, так как существующие конструктивные параметры узла главного барабана не позволяют добиться его удовлетворительного уравновешивания.

При необходимости такого скоростного режима нужно увеличить жесткость вала в 1,2¸1,3 раза и в любом случае стремиться к максимальному снижению веса фрикционной муфты.

Список литературы:

1. Пардаев, Б. Ч., Джамолов, Р. К., Ходжаева, М. Ю., &Росулов, Р. Х. (2023). Влияние производительности формы колкового барабана очистителя хлопка. InСборник материалов Всероссийской научно-инженерной конференции имени профессора АИ Комиссарова (p. 55).
2. Ходжаева М. Ю., Бабаджанов С. Х. Статический расчет, система и метод измерения натяжения ровницы на ровничных машинах //Сборник материалов Всероссийской научно-инженерной конференции имени профессора АИ Комиссарова. – 2023. – С. 71.
3. Дремова Н. В. (2022). Влияние динамических параметров берда ткацкого станка на технологию тканеформирования. Монография. LAP LAMBERT AcademicPublishingMoldova.
4. Дрёмова Н. В. (2024). К решению задач свободных колебаний зубьев берда ткацкого станка. Экономика и социум, (6-1 (121)), 1087-1092.
5. Дремова Н. В. (2021). Учет диссипативных свойств динамики батанного механизма под действием произвольной нагрузки. Universum: технические науки, (5-3 (86)), 27-30.
6. Дустова Ф. Х., Бабаджанов, С. Х. (2023). Пиковые нагрузки в системе привода швейной машины при импульсном воздействии и набросе нагрузки. In Сборник материалов Всероссийской научно-инженерной конференции имени профессора АИ Комиссарова (p. 27).
7. Бабаджанов С. Х., Дустова, Ф. Х. (2020). Фрикционные муфты на швейных машинах, процессы сцепления и расцепления. In Молодежь и наука: шаг к успеху (pp. 28-32).
8. Бабажанов С. Х., Дустова, Ф. Х. (2017). Исследование механизмов перемещения ткани на универсальных швейных машинах фирмы Toyoda. Научно-технический вестник Брянского государственного университета, (2), с.5-10.
9. Дустова Ф. Х., Бабаджанов, С. Х. (2021). Исследование взаимосвязи кинематических, динамических характеристик фрикционного привода швейной машины. In Материалы международной научной конференции «Наука, техника и развитие инновационных технологий», посвященной30-летнему юбилею независимости Туркмениста.(pp. 175-178).
10. Dustova F. K., Babadjanov, S. K. (2023, September). Certain concepts and definitions of the physical process of wear of friction discs of sewing machine clutches. In Journal of Physics: Conference Series (Vol. 2573, No. 1, p. 012021). IOP Publishing.
11. Бабажанов, С. Х., Дустова, Ф. Х. (2017). Исследование механизмов перемещения ткани на универсальных швейных машинах фирмы Toyoda. Научно-технический вестник Брянского государственного университета, (2), 5-10.