Кинематический анализ механизма транспортирования ткани

2 Обзор литературных источников по исследованию реечных механизмов транспортирования ткани швейных машин

Механизм транспортирования ткани относится к основным механизмам швейной машины, поэтому практически любая литература, посвященная проектированию швейных машин, содержит разделы, связанные с его конструкцией или проектированием. Среди наиболее известных следует отметить работы А.Н.Архипова [46],[47], Н.М.Вальщикова [48], В.П.Гарбарука [49],
А.И.Комиссарова [50], Е.А.Маракушева [51], В.П.Полухина [52],[53],[60],
Л.Б.Рейбарха [54].

Кроме указанных работ существует большое количество публикаций, посвященных исследованиям транспортирующих механизмов швейных машин. Их анализ позволяет выделить следующие направления в исследованиях транспортирующих механизмов:

- анализ структуры и конструкций;

- кинематический анализ;

- синтез и оптимизация;

- экспериментальные исследования;

- исследования динамики.

Анализу структуры и конструкций транспортирующих механизмов швейных машин посвящены работы S.Mende [61], М.М.Закарая и др. [62], В.И.Дзюба и др. [63], В.П.Полухина, Л.К.Милосердного [53],[64], Б.С.Сункуева и др.
[65], Ю.Ю.Щербаня и А.В.Горобца [66],[67],[68],[69]. S.Mende в работе [61] привел анализ конструкций механизмов транспортирования ткани реечного типа.
Отмечено, что в качестве привода рейки, как правило, используются шести и восьмизвенные рычажные механизмы с высшими и низшими кинематическими парами. Статья М.М.Закарая и др. [62] посвящена анализу структурных ошибок в механизмах перемещения материала машин беспосадочного шва. В этой работе рассмотрены условия обеспечения синхронности перемещений рейки и иглы.

В.И.Дзюба и Б.В.Орловский [63] предлагают свой метод выбора кинематической схемы транспортирующего механизма, реализованный при разработке специальной швейной машины для прошивки и сборки застежки- молнии. Для этого авторы на основе анализа требований, предъявляемых к механизму, и на основании опроса мнений экспертов, построили статистическую регрессионную модель, описывающую зависимость обобщенного критерия качества от функциональных, эксплуатационных и экономических показателей (наличие кинематического разрыва в месте взаимодействия рабочего органа и спирали молнии, возможная степень регулирования величины шага продвижения спирали, количество звеньев механизма, количество высших кинематических пар, уровень шума, вибрации и др.). Анализ полученной модели, позволил выделить наиболее существенные параметры, описывающие качество механизма и, изменяя их, выбрать оптимальную кинематическую схему.

Сравнительный анализ механизмов перемещения с точки зрения снижения нагрузки на распределительный вал швейной машины приведен в статье
Ю.Ю.Щербаня и В.А.Горобца [66]. В этой статье авторы на основе результатов исследования динамики транспортирующего механизма швейной машины 1022М кл. предлагают структурную схему механизма транспортирования, обеспечивающую уменьшение нагрузки на распределительный вал швейной машины.

В работах Л.К.Милосердного, В.П.Полухина, Б.С.Сункуева [53],[64], [65] рассмотрено построение конструктивно-унифицированных рядов швейных машин.
При этом важна тщательная разработка структурной, кинематической и конструктивной схемы механизма (в том числе и механизма транспортирования ткани) базовой машины ряда.

С точки зрения структуры большой интерес представляют механизмы вертикального дифференциала. В этих механизмах в момент перемещения материалов возможен так называемый эффект “перепляса” прижимной лапки [66].
Ю.Ю.Щербань и В.А.Горобец в статье [66] предлагают в момент перемещения материалов механизм такого типа рассматривать как механизм, одним из звеньев которого является транспортируемый материал. В работе описывается алгоритм анализа структуры подобных механизмов. Продолжая эту тему, авторы в работах [68],[69] предлагают классификацию способов перемещения материалов верхней и нижней рейками по характеру воздействия рабочих органов транспортирования на материал. На основе анализа способов воздействия рабочих органов транспортирования на материал предлагается система изменения модификаций механизма для обеспечения эффективного перехода на различные способы транспортирования в зависимости от свойств материала и выполняемой технологической операции.

Разработке методов кинематического анализа механизмов транспортирования ткани швейных машин и соответствующего этой задаче алгоритмического и программного обеспечения посвящены работы.
[67],[71],[72]. В работе Ю.Ю.Щербаня и В.А.Горобца [71] с помощью мини-ЭВМ проведен кинематический анализ механизма вертикального дифференциала машины
897 кл., структура которого меняется в течении рабочего цикла
(транспортирования и холостого хода). В статье Zhao Xifang, Zhang Zongming
[72] проведено исследование механизма транспортирования на примере машины челночного стежка FB2-1 кл. Отмечается, что механизм транспортирования этой машины в составе кинематической цепи подъема и подачи содержит трехцентровые кулачки. С помощью разработанной программы для ЭВМ производится: оценка изменения траектории движения рейки в зависимости от регулировок механизма; оптимизация траектории движения рейки, в результате которой обеспечивается прямолинейный участок траектории рейки во время рабочего хода. В статье Ю.Ю.Щербаня и В.А.Горобца [74] предложена методика поэтапного определения кинематических характеристик трехповодковых групп, одним из звеньев в которых является транспортируемый материал. Разработано соответствующее программное обеспечение.

Проектирование механизмов транспортирования основано, как правило, на оптимизационных методах синтеза. В статье В.Ф.Ермолаева, В.А.Лишанкова и др. [76] предложена методика определения оптимальных параметров реечного механизма подачи материала, исходя из условий минимизации горизонтальной составляющей скорости зубьев рейки в начале и конце перемещений. В работе
Б.С.Сункуева [77] рассмотрен синтез регулируемого шестизвенного механизма, входящего в состав кинематической цепи продвижения транспортирующего механизма. Синтез механизма произведен графоаналитическим методом по заданным функциям регулирования и дополнительным условиям.

Постановка и особенности решения задач оптимизации параметров регулируемых двенадцатизвенных механизмов подачи материала швейных машин рассмотрены в работе В.Ф.Ермолаева и В.А.Новгородцева [78]. Приводятся результаты оптимизации и отмечается, что требования, предъявляемые к механизмам подачи различны в зависимости от скоростных характеристик машины.

Оптимизация механизма транспортирования по функциональным зависимостям углов передачи приведена в статье В.Ф.Смирновой, В.П.Шерстнева и
Б.С.Сункуева [79]. Дано аналитическое решение задачи с учетом конструктивных ограничений. В статье Ю.Ю.Щербаня и В.А.Горобца [81] рассмотрена оптимизация параметров механизма транспортирования по критерию минимума рассогласования движения рабочих органов (на фазе транспортирования). Разработан пакет прикладных программ.

Оптимизационный синтез механизма транспортирования рассмотрен и в работе Peisun Ma [81]. Оптимизация проводится с учетом минимизации отклонений траектории рейки механизма от требуемой и учетом условий процесса стежкообразования. Оптимизация была реализована на ЭВМ методом последовательных приближений.

Значительное количество работ посвящено экспериментальным исследованиям транспортирующих механизмов швейных машин. В статье
O.Masanori и S.Hiroshi [82] приведены результаты исследования траектории движения рейки. Для регистрации траектории движения рейки авторы использовали лазерный датчик, для чего была разработана специальная экспериментальная установка. В результате произведенных исследований определено влияние на траекторию движения рейки скорости шитья.

Исследованию процесса продвижения материала на высокоскоростных швейных машинах посвящена работа Л.Б.Рейбарха и В.П.Полухина [83]. В ней приведены результаты экспериментального исследования влияния на длину стежка частоты вращения главного вала, силы давления прижимной лапки на материал и массы материала. В качестве объекта исследования выбрана двухигольная плоскошовная швейная машина 1876 кл. Эксперимент проводился на сложенной вдвое ленте из бязи шириной 50 мм (ГОСТ 11680-76, арт. 201).
Частоту вращения главного вала машины варьировали в пределах (2000(6000) мин-1. Массу материала имитировали последовательным нагружением горизонтально расположенной ленты гирями массой 0.5 и 1.0 кг. Давление прижимной лапки в ходе эксперимента изменяли в пределах (20(60) Н.
Номинальная длина стежка устанавливалась равной 3 мм.

Результаты исследования показали, что зависимость длины стежка от частоты вращения главного вала машины в диапазоне (2000(6000) мин-1, как правило, имеет максимум. Уменьшение давления лапки с 60 Н до 20 Н смещает максимум к началу координат и приводит к резкому уменьшению длины стежка при больших скоростях. Увеличение массы материала до 1.0 кг еще более усугубляет тенденцию уменьшения длины стежка на больших скоростях, особенно при малых давлениях лапки. Сделан вывод, что для обеспечения наилучших условий продвижения материала в машине 1876 кл. необходимо устанавливать давление лапки (60 Н. Для обеспечения более строгого соблюдения диапазона изменения длины стежка при частоте вращения главного вала машины ( 5000 мин-
1 необходимо дальнейшее совершенствование конструкции механизма транспортирования.

В статье Ю.Ю.Щербаня и В.А.Горобца [84] выполнено экспериментальное определение зависимости величины посадки материала с различными физико- механическими свойствами при их стачивании от скорости главного вала швейной машины и усилия прижима прижимной лапки. Указывается, что необходимо учитывать возможность превышения допустимой величины посадки слоев материала при стабилизации длины стежка путем увеличения усилия прижима материала. Методика и методы оценки посадки, стягивания материала, прямолинейности строчки приведены в работе В.П.Полухина и Л.К.Милосердного
[53].

В статьях Ю.Ю.Щербаня, В.А.Горобца, И.С.Силивончика [85],[86] исследуется возможность замены в механизме транспортирования рейки на рабочий орган с микрошероховатой поверхностью, получаемой напылением.
Указано, что применение подобного рабочего органа позволяет увеличить в 1.5-
2.0 раза коэффициент сцепления с материалами, уменьшить посадку, стягивание шва, стабилизировать длину стежка, а также снизить виброактивность машины.

В статье S.Mende [87] приведены результаты исследования взаимодействия системы “рейка - транспортируемый материал - прижимная лапка”. Отмечается, что на высоких скоростях (до 8000 мин-1) качество строчки во многом зависит от точности взаимодействия транспортирующих органов. Получены теоретические и экспериментальные зависимости влияния на прижимную лапку скорости шитья, траектории движения рейки, массы материала, жесткости пружины лапки.

3 Обзор алгоритмов подпрограмм кинематического анализа структурных групп

Ассура, входящих в кинематические схемы транспортирующих механизмов.

Механизмы транспортирования ткани швейных машин представляют собой рычажные механизмы достаточно сложной структуры. Для решения задач кинематического анализа подобных механизмов чаще всего используется ЭВМ, разрабатываются пакеты прикладных программ. Общих программ анализа кинематики рычажных механизмов произвольного вида не существует. Разработка таких программ является весьма сложной задачей, требующей от исследователя соответствующих математических моделей и алгоритмического обеспечения.

Настоящая глава посвящена обзору алгоритмического обеспечения решения задач кинематического анализа рычажных механизмов, применяемых для транспортирования ткани в швейных машинах. Для реечного транспортирующего механизма швейных машин на стадии кинематического анализа характерно решение следующих задач:
1) определение функций положения, первых и вторых передаточных функций обобщенных координат звеньев механизма от обобщенной координаты входного звена;
2) определение траектории движения заданных конструктором точек рабочего органа механизма – рейки;
3) определение величины шага транспортирования Т;
4) определение зависимости шага транспортирования Т от параметров регулирования длины стежка, предусмотренных кинематической схемой механизма;
5) нахождение предельных значений параметров регулирования соответствующих верхней и нижней границе изменения шага транспортирования.

Для дифференциальных транспортирующих механизмов, перемещение материала в которых происходит двумя зубчатыми рейками — основной и дополнительной, перечисленные задачи решаются для каждой рейки в отдельности и, кроме того, определяются: степень дифференцирования подачи (
(отношение шага транспортирования дополнительной рейки к шагу транспортирования основной рейки); зависимость ( от параметров регулирования, предусмотренных кинематической схемой механизма; граничные значения параметров регулирования.

В качестве аналитического метода описания математической модели для кинематического анализа таких сложных многозвенных рычажных механизмов, как реечные механизмы транспортирования ткани швейных машин, на наш взгляд наиболее применим метод погруппного анализа [4]. Суть его состоит в последовательном математическом описании структурных групп Ассура, входящих в состав механизма, в порядке их присоединения при образовании структурной схемы. Исходя из анализа структурных схем транспортирующих механизмов швейных машин, можно заключить, что в них, как правило, применяются двухповодковые структурные группы Ассура первой, второй и третьей модификаций, а также, различные модификации трехповодковых структурных групп. Алгоритм кинематического анализа реечного механизма транспортирования ткани, согласно методу погруппного анализа, представляет собой некоторый головной модуль, объединяющий отдельные модули, каждый из которых содержит алгоритм анализа соответствующей структурной группы
Ассура, в порядке их присоединения друг к другу, начиная с входного звена.

Рассмотрим ниже математические модели и алгоритмы кинематического анализа структурных групп Ассура, наиболее часто встречающихся в схемах реечных механизмов транспортирования ткани швейных машин. При этом решение задачи кинематического анализа осуществляется на ЭВМ численно для ряда дискретных значений угла поворота ( (обобщенной координаты) входного звена транспортирующего механизма. Дискретное значение угла ( для i-го положения входного звена может быть, например, определено из выражения:

[pic], (1.1) где (0 – начальное значение угла (; (( - выбранный исследователем шаг изменения угла (; Nвр – коэффициент, характеризующий направление вращения:
Nвр=+1 или –1 при вращении соответственно против или по часовой стрелке; N
– количество рассчитываемых положений механизма (начальное положение механизма совпадает с нулевым), N=2(/((. Величина (0 представляет собой исходное значение угла (, выбираемое конструктором произвольно.

1 Алгоритм кинематического анализа кривошипа.

Кинематический анализ любого рычажного механизма начинается с анализа его входного звена. Задача кинематического анализа кривошипа (рис. 1.3.1) может быть сформулирована следующим образом.

Известны величины:
1) R – длина кривошипа O1A;
2) XO1, YO1 – координаты центра оси вращения кривошипа относительно произвольно заданной исследователем неподвижной системы координат OXY;
3) ( - текущее значение угла поворота кривошипа, отстоящее от значения (0 на величиину ((;
4) Nвр – коэффициент, характеризующий направление вращения кривошипа (см. выше).

Требуется определить:
1) XA, YA – функции положения координат точки А кривошипа в неподвижной системе координат OXY по углу (;
2) [pic] - первую и вторую передаточные функции координат точки А по углу

( в проекциях на оси OX и OY заданной неподвижной системы координат

OXY.

Координаты XA, YA могут быть найдены из выражений:

[pic] (1.2)

Дифференцируя по обобщенной координате ( выражения (1.2) определим первую передаточную функцию координат XA, YA:

[pic] (1.3)

Дважды дифференцируя (1.2) по обобщенной координате ( определим вторую передаточную функцию координат XA, YA:

[pic] (1.4)

Блок-схема алгоритма кинематического анализа кривошипа представлена на рис. 1.3.2.

2 Алгоритм программы кинематического анализа звена механизма первого порядка.

Задачу кинематического анализа звена механизма сформулируем следующим образом.

Известны величины (рис. 1.3.3):
1) [pic] – функции положения обобщенных координат, определяющих положение звена AB (m – номер звена в механизме) в неподвижной системе координат

OXY (см. рис. 1.3.3) в зависимости от обобщенной координаты входного звена (кривошипа) (;
2) [pic] - первые и вторые передаточные функции по обобщенной координате

(;
3) [pic] - координаты некоторой точки К расположенной на звене AB в подвижной системе координат [pic], неизменно связанной со звеном (см. рис 1.3.3).

Требуется определить:
1) XK, YK – функции положения координаты точки К звена AB в заданной неподвижной системе координат OXY по координате (;
2) [pic] - первую и вторую передаточные функции координат точки K по обобщенной координате (.

Пользуясь известными из аналитической механики соотношениями перехода из одной системы координат в другую, можем записать:

[pic] (1.5) где [pic], [pic], [pic].

Для определения первой передаточной функции координат XK, YK по ( продифференцируем выражения (1.5) по обобщенной координате (:

[pic] (1.6)

Здесь и ниже штрихом обозначена производная по обобщенной координате
(.

Дважды дифференцируя по обобщенной координате ( выражения (1.5), найдем вторую передаточную функцию координат XK, YK по (:

[pic] (1.7)

Здесь и ниже двумя штрихами обозначена вторая производная по обобщенной координате (.

Блок-схема алгоритма кинематического анализа звена представлена на рис. 1.3.4.

1.3.3 Алгоритм программы кинематического анализа двухповодковой структурной группы Ассура первой модификации

Двухповодковая структурная группа Ассура первой модификации
(рис. 1.3.5) является одной из наиболее распространенных в плоских рычажных механизмах. Задачу анализа структурной группы первой модификации сформулируем следующим образом.

Известны величины (см. рис. 1.3.5):
1) L1, L2 – длины звеньев AD и BD соответственно;
2) XA, YA, XB, YB – функции положения координат шарниров A и B группы по

( (см. выше) в заданной неподвижной системе координат OXY;
3) [pic] - первая передаточная функция координат шарниров A и B по обобщенной координате ( в проекциях на оси неподвижной системы координат OXY;
4) [pic] - вторая передаточная функция координат шарниров A и B по обобщенной координате ( в проекциях на оси неподвижной системы координат OXY;
5) M – коэффициент, величина которого зависит от способа сборки, определяемого следующим образом (см. рис. 1.3.6,а): если поворот вектора [pic] вокруг точки B виден против часовой стрелки M=+1, иначе

М=-1.

Требуется определить:
1) (1 и (2 – функции положения угловых координат звеньев 1 и 2 группы по обобщенной координате (, отсчитываемые в положительном направлении

(против часовой стрелки) от линии параллельной оси OX (AX1Y1 и BX2Y2 - подвижные системы координат неизменно связанные со звеньями 1 и 2 соответственно);
2) [pic],[pic] - первую и вторую передаточные функции по обобщенной координате ( угловых координат (1 и (2 звеньев группы.

Определим условия существования структурной группы при заданных параметрах, для чего найдем угол передачи ( (см. рис. 1.3.5):

[pic], (1.8) где

[pic]. (1.9)

Учитывая, что [pic] и (1.8) получим неравенство:

[pic]

Если [pic], шарниры, A, B и D лежат на одной линии (см. рис. 1.3.6,б и
1.3.6,в). В этот момент в структурной группе происходит смена способа сборки, а также, как будет показано ниже, первая и вторая передаточные функции угловых координат звеньев (1 и (2 устремляются в бесконечность.
Поэтому условие существования структурной группы запишем в следующем виде:

[pic]. (1.10)

Блок-схема алгоритма кинематического анализа структурной группы первой модификации представлена на рис. 1.3.7. В блоке 4 производится проверка условий существования группы. Если условия (1.10) не выполняются (т.е. при заданных значениях исходных параметров происходит либо разрыв кинематической цепи, либо угол передачи принимает критическое значение), то дальнейший расчет (блоки 5-14) прекращается (переход на блок 15). В блок- схеме используются подпрограммы: решения уравнения вида :

[pic]. (1.11) при вычислении sin(1 и cos(1 (см. блок 7); вычисления угловых координат в промежутке от 0 до 2( с учетом знака sin и cos (см. блоки 9,
10); решения систем двух линейных уравнений методом Крамера (см. блоки 12,
14).

1.3.4 Алгоритм программы кинематического анализа двухповодковой структурной группы Ассура второй модификации

Двухповодковая структурная группа Ассура второй модификации применяется в механизмах перемещения материала 876 класса и др. На рис.
1.3.8 структурная группа этой модификации представлена в наиболее общем виде. Задачу кинематического анализа структурной группы второй модификации сформулируем следующим образом.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5

МЕНЮ

Кинематический анализ механизма транспортирования ткани

ИНТЕРЕСНОЕ