Приводы. 
Технология переработки полимеров: изделия из полимерных листов и пленок. 
Часть 1

Привод обеспечивает движение основных органов формующего оборудования и создание ими необходимых рабочих усилий.

В формовочных машинах широко применяются пневмои гидроцилиндры, обеспечивающие возвратно-поступательное движение отдельных органов машины. Примером могут служить цилиндры, предназначенные для перемещения нагревателей, цилиндры, обеспечивающие подъем и опускание зажимных рам или цилиндры, создающие необходимое рабочее усилие на вытяжном пуансоне.

Преимуществами гидроцилиндров являются малый вес и объем, приходящийся на единицу передаваемой мощности, простота бесступенчатого регулирования скоростей и высокий коэффициент полезного действия. Их недостаток — потребность в индивидуальном насосном гидроприводе. Применение приводных пневмоцилидров увеличивает габариты привода, однако в оборудовании, имеющем пневмосистемы для обслуживания технологического процесса, предпочтение отдается пневмоцилиндрам.

Индивидуальный насосный гидропривод состоит из одного или нескольких насосов, приводимых в движение электродвигателями, бака для рабочей жидкости, трубопроводов и арматуры, гидрои электроаппаратуры, приборов управления и рабочей жидкости. Гидрои электроаппаратура должны обеспечивать дистанционное управление гидроприводом, а также автоматическое поддержание нужного давления и подачи.

Производительность насоса должна быть несколько большей или равной максимальному расходу рабочей жидкости. При несоблюдении этого условия насос или не обеспечит нужную скорость движения поршня или плунжера гидроцилиндра, или будет работать с недогрузкой, что экономически нецелесообразно.

Теоретическая производительность насоса определяется по формуле.

где D — диаметр поршня или плунжера гидроцилиндра; v — необходимая скорость их движения.

Для учета утечки и сжатия жидкости, а также расширения стенок цилиндра в формулу вводится коэффициент k -1,2. Тогда расчетная формула для производительности имеет следующий вид:

При подборе насоса для гидропривода используется циклограмма работы гидроцилиндров. Циклограмма представляет собой кривую, изображающую изменение усилия на штоках или плунжерах гидроцилиндров за время одного цикла работы оборудования. Циклограмма может быть построена как на основании замеров усилий, развиваемых в зависимости от пути (хода), пройденного штоками или плунжерами, так и расчетным путем.

Работал, производимая каждым из цилиндров, может быть определена как.

где F— усилие, развиваемое на штоке или плунжере гидроцилиндра; 5 — путь.

Затрачиваемая при этом мощность гидропривода.

где п — число гидроцилиндров, работающих от одного привода; F. и о — соответственно усилие и скорость движения штока или плунжера /-го цилиндра; г| - 0,75 коэффициент полезного действия насоса и редуктора давления.

Мощность электродвигателя для насоса определяется по формуле в зависимости от необходимого давления рабочей жидкости (р)

гдет|₀ — объемный коэффициент полезного действия; для кривошипно-плунжерных насосов Т|" «0,8; для ротационно-плунжерных и эксцентриковых при р ^ 12 МПа Г|₀ — 0,93, а при р > 12 М Па г)₀ — 0,7 -0,8.

В качестве насосов низкого давления (до 7 МПа) применяются пластинчатые, шестеренчатые, центробежные, червячно-винтовые и кривошипно-плунжерные насосы.

Для получения рабочей жидкости высокого давления (свыше 10 МПа) в основном применяются плунжерные насосы, которые подразделяются на три основные группы: кривошипно-плунжерные, эксцентриково-плунжерные и ротационно-плунжерные насосы.

Расчет рабочего усилия этих цилиндров должен учитывать вес перемещаемых систем, потери на трение в направляющих перемещаемой детали, а также силы инерции, преодолеваемые при трогании с места.

Некоторые гидрои пневмоцилиндры формующих машин, кроме передвижения отдельных элементов, выполняют функцию создания усилия, необходимого для выполнения технологических операций, которое также должно учитываться при расчете рабочего усилия.

Технологическое усилие устройств, обеспечивающих предварительную механическую вытяжку формуемой заготовки, можно определить по формуле.

где 5 — площадь термопласта, на которую воздействует данное устройство; q_vi — удельное давление предварительной вытяжки, в = (1,5+2)Др; Ар — оформляющий перепад давлений.

Технологическое усилие, создаваемое цилиндрами, запирающими зажимные устройства, рассчитывают по формуле

где <7 — удельное давление зажима заготовки; Н — периметр зажимаемой заготовки; В — ширина зажимаемой кромки; п — число цилиндров, обеспечивающих зажим заготовки.

Технологическое усилие вырубных устройств.

гдео_ср — предел прочности на срез данного термопласта; Н' — периметр вырубаемого изделия; 8 — толщина термопласта в месте вырубки.

Усилие, необходимое для удержания в сомкнутом состоянии пневмокамер при формовании сжатым воздухом, можно определить из выражения.

где А — площадь проекции пневмокамеры на плоскость разъема.

Зная рабочее усилие цилиндра, мы можем рассчитать его внутренний диаметр в зависимости от давления р_и в гидроили пневмосистеме:

Полученный размер Л округляют до ближайшего большего размера по ГОСТ 6540. Затем, в зависимости от принятой конструкции, определяют внутренний диаметр цилиндра, который также должен соответствовать указанному выше стандарту.

Гидравлические цилиндры рассчитываются, обычно, как толстостенные цилиндрические оболочки. В таких цилиндрах, находящихся под действием внутреннего давления р, возникает сложное напряженное состояние, так как одновременно действуют нормальные напряжения в радиальном (а.), тангенциальном (с,) и осевом (с.) направлениях в точке, удаленной на расстояние гот оси цилиндра.

Согласно теории Ламе в толстостенных сосудах напряжение, направленное вдоль оси цилиндра о₂, распределено равномерно по толщине стенки (рис. 2.135), а величины напряжений а, и а. по толщине стенки принимают различные значения. Причем на внутренней поверхности цилиндра, т. е. при г = /?₂ напряжения принимают свои наибольшие абсолютные значения.

Таким образом, в наиболее нагруженных точках цилиндра главные напряжения принимают следующие значения: о, — а₂ = о.; а₃ = а,.

Для определения эквивалентного напряжения в стенках цилиндра, выполненного из пластичного материала (обычно из стали), может быть использована энергетическая гипотеза формоизменения (IV гипотеза прочности).

Достоверность расчетов на основе обеих этих гипотез примерно одинакова. Однако в полимерном машиностроении большее применение получили расчеты на основе энергетической гипотезы прочности:

Рис. 2.135. Распределение напряжений в толстостенном цилиндре под действием внутреннего давления.

С учетом скапанного выше минимальная толщина стенки цилиндра 6 может быть рассчитана по формуле.

где с — припуск на обработку цилиндра при ремонте (в большинстве конструкций проточка цилиндров при ремонте не производится и величина с принимается равной нулю).

Достаточно часто используются конструкции, при которых гидравлический цилиндр опирается на свое днище. В случае работы с простым, не дифференциальным плунжером в стенках цилиндра, опирающегося на дно, отсутствуют осевые напряжения, т. е. а_г — 0.

При дифференциальных плунжерах в стенке цилиндра возникает осевое усилие. Величина этого усилия зависит от площади дифференциальной полости и величины давления находящейся в ней рабочей жидкости (р_н). В большинстве случаев при расчете цилиндров с дифференциальным плунжером, опирающихся на днище, величиной осевых напряжений можно пренебречь.

В этом случае формула для определения наружного диаметра будет иметь вид.

Толщина плоского днища цилиндра 8_д определяется по формуле.

где (р — коэффициент, учитывающий ослабление сечения днища отверстиями, например, для подвода и отвода рабочей жидкости.

Этот коэффициент либо может быть принят из эмпирического соотношения (ф — = 0,7+0,8), либо рассчитан по формуле.

где 1С — сумма диаметров отверстий в днище, расположенных по диаметральному сечению.

При отсутствии отверстий в днище ф — 1.

Приближенно толщина плоского днища цилиндра может определяться поформуле 6_д «(1,5+2,5)8. Переход от цилиндрической части к плоскому днищу рекомендуют выполнять с радиусом г_п? 0,25?)₂, но не меньше 30 мм.

Крышки гидравлических цилиндров выполняются плоскими. Такие крышки, установленные на винтах или шпильках, рассчитывают как круглые пластины с заделкой по наружному контуру /)_нк, нагруженные равномерно распределенной нагрузкой по внутреннему диаметру гидроцилиндра й₂.

Для отношения (/)_нк/?>₂) < 3,13 наибольшее напряжение в опасном сечении крышки определяется по формуле.

где <�р_а — коэффициент, зависящий от О_ик Д)₂; 6_к — толщина крышки.

Для отношения (О_ик/1>₂) ^ 3,13 наибольшее напряжение в опасном сечении крышки определяется по формуле.

где ср₆ — коэффициент, зависящий от 0^/0_г

Коэффициенты <�р_в и ср^ могут быть определены из графика, приведенного на рис. 2.136.

При расчете на прочность поршневого штока (рис. 2.137) его предварительные размеры рекомендуется определить из следующих соображений:

• внутренний диаметр резьбы —

• • наружный диаметр резьбы (I— по стандартам на метрические резьбы;
• • посадочный диаметр под поршень — </<sub>2 — с1 + (2+6) мм;
• • диаметр выточки под резьбу — - (0,5+1,5) мм;
• • диаметр хвостовика — = */, — (3+6) мм;
• • рабочий диаметр — ?/₅ — с1₂ + (5+10) мм, а затем округляется в большую сторону до размера, рекомендуемого по ГОСТ 6540.

Ход поршня в цилиндре определяется в зависимости от расстояния, на которое транспортируется приводимый элемент машины, или в зависимости от глубины вытяжки изделия. Затем выполняется прочностной расчет цилиндра: определяется толщина его стенок, проверяются на прочность днища, рассчитывается на прочность при продольном изгибе шток поршня или плунжер, подбираются элементы уплотнения.

Расчет толстостенных пневматических цилиндров проводится аналогичным образом. Весьма редко встречаются тонкостенные конструкции пневмоцилиндров. Их расчет ведется в соответствии с теорией тонкостенных оболочек Лапласа.

Рис. 2.136. Графики зависимости <�р_а и <�р_й от 0_ик/0_2.

Рис. 2.137. Схема хвостовика штока.

В некоторых видах формовочного оборудования возвратно-поступательное движение отдельных механизмов осуществляется с помощью пары винт-гайка, приводимой в работу через клиноременную или зубчатую передачу от электродвигателя. Основными отличительными особенностями нары винт-гайка являются высокая точность производимых ею перемещений, большое передаточное отношение, плавность и бесшумность работы, легкость обеспечения самоторможения, возможность передачи больших усилий [15].

Угловая скорость со передачи винт-гайка связана со скоростью V поступательного движения зависимостью.

где Г — шаг резьбы; п — число заходов резьбы.

Коэффициент полезного действия передачи при ведущем вращающемся звене.

где у — угол подъема винтовой линии; р — приведенный угол трения.

где — средний диаметр резьбы.

где/' — приведенный коэффициент трения в резьбе.

где/ — коэффициент трения, а — угол профиля.

Упорные или радиально-упорные подшипники винтов, воспринимающие осевую нагрузку в обоих направлениях, обычно устанавливают в одной неподвижной опоре, а вторую опору выполняют плавающей. Длинные винты фиксируют в двух опорах так, чтобы при любом направлении осевой нагрузки винт испытывал растяжение.

Короткие винты имеют одну опору в корпусе, а второй опорой служит гайка, скользящая в направляющих.

При приближенном расчете передачи винт-гайка считают, что нагрузка по виткам резьбы распределяется равномерно. Для обеспечения износостойкости давление в резьбе не должно превышать допускаемого, т. е.

где рн[р] — среднее рабочее и среднее допускаемое давления между рабочими поверхностями резьбы винта и гайки; Р— осевая сила, действующая на винт; Л — рабочая высота профиля (для трапецеидальной резьбы, А — 0,5?); г — число витков резьбы на высоте гайки Я, равное г — Н/Ь.

Значения допускаемого давления в резьбе для пар: закаленная сталь — бронза [р] - 12 МПа; незакаленная сталь — бронза [/?] 9 МПа; закаленная сталь — антифрикционный чугун р — 8 МПа; незакаленная сталь — антифрикционный чугун [р]= = б МПа; незакаленная сталь — серый чугун [р] — 5 МПа.

Подставляя значения А, г и выражая Я через (Я — ус1₂), получаем формулу для расчета винта с трапецеидальной резьбой:

где у — коэффициент высоты гайки; для целых гаек значения у = 1,2+2,5, а для разъемных — у — 2,5+3,5.

По величине </<sub>2 подбирают ближайшие стандартные значения параметров резьбы.

Длинные винты, подверженные сжимающей нагрузке, проверяют на продольный изгиб. За расчетное принимают крайнее положение гайки, когда винт подвергается сжатию по максимальной длине. Необходимо обеспечить запас устойчивости.

где [п]_у > 4; — критическая сила, определяемая при Л, — (|1/г) > Х_прея по формуле Эйлера

или при Х₀ X ^ Х_пред по формуле Ясинского.

где X — гибкость винта; р — коэффициент приведения длины; / — длина винта; — внутренний диаметр резьбы;/_пр — приведенный осевой момент инерции сечения винта; Е — модуль упругости первого рода материала винта; I — радиус инерции сечения винта (? ~ ?,/4).

Для двухопорных винтов / — расстояние между опорами, а для винтов, у которых второй опорой служит гайка, / — расстояние между опорой и серединой гайки.

Рис. 2.138. Зависимость коэффициента приведенной длины р от способа закрепления концов штока.

Значения коэффициента длины р в зависимости от закрепления концов винта приведены на рис. 2.138. / — приведенный осевой момент инерции сечения винта следует определять по эмпирической формуле

Значения а, Ь, Х₀ и X даны в табл. 2.19.

Тело гайки (рис. 2.139) рассчитывают на растяжение (или на сжатие) с учетом напряжений кручения.

Гайка (рис. 2.139) испытывает совместное действие растяжения и кручения, поэтому ее прочность определяют по эквивалентному напряжению.

Размеры опорного фланца гайки проверяют на срез и на смятие:

Используются в качестве привода элементов, имеющих прямолинейное возвратнопоступательное движение и пары «зубчатое колесо-рейка». Для такого рода механизмов характерны высокий коэффициент полезного действия, возможность получения больших скоростей перемещения ведомого элемента, малое количество деталей и сравнительная простота их изготовления. Из-за зазоров в зацеплении, которые относительно больше, чем в паре винт-гайка, и биения шестерни эта пара значительно уступает в отношении точности и плавности работы передачи винтом и гайкой. Таблица 2.19. Значения а, Ь, Х.₀ и Х_врм для различных сталей.

Рис. 2.139. Схема к расчету передачи винт-гайка

Для осуществления прямолинейного движения перемещаемая деталь должна быть связана либо с рейкой, либо с зубчатым колесом. В первом случае зубчатое колесо связано с электродвигателем (непосредственно или через редуктор, вариатор скоростей и т. п.), во втором случае рейка приводится в движение от гидроили пневмоцилиндра. В формовочном оборудовании встречаются, как правило, тихоходные реечные передачи. При их расчете достаточно ограничиваться проверкой прочности зуба колеса (порядок такой проверки будет рассмотрен ниже при описании механизма поворота с зубчатым передающим механизмом).

Наиболее сложными являются приводы, обеспечивающие перемещение материала в многопозиционных машинах карусельного и ленточного типа.

Привод ротора карусельных машин должен осуществлять периодическое вращение оси ротора. Никаких технологических усилий при своем вращении ротор преодолевать не должен. Так как роторы карусельных машин обычно массивны и имеют большую инерцию, то для их точной остановки используют фиксаторы, а на наиболее тяжелых машинах — тормозные устройства.

Роторы карусельных машин приводятся от электродвигателей (механические) или от гидроили пневмоцилиндров (гидравлические или пневматические).

Механизмы поворота с приводом от электродвигателя оборудуют зубчатой передачей с внутренним или внешним зацеплением, кривошипно-шатунным и мальтийским механизмами. В механизмах поворота с приводом от гидроцилиндра передающим устройством обычно служит храповой механизм и зубчатая передача с рейкой.

Схема механизма поворота с зубчатым передающим механизмом и приводом от электродвигателя дана на рис. 2.140. Механизм поворота приводится от реверсивного электродвигателя 6 через червячный редуктор 4. Шестерня 3 приводит во вращение колесо 1, неподвижно установленное на оси 2 ротора. Электродвигатель соединен с редуктором тормозной электромагнитной муфтой 5, обеспечивающей снижение скорости движения ротора в конце поворота и его фиксацию в неподвижном положении. Тормозная муфта включается по команде конечных выключателей, установленных на роторе и контролирующих его положение. Команда к очередному повороту ротора подается реле времени.

Рис. 2.140. Схема механизма поворота с зубчатым передающим механизмом. Пояснения в тексте.

Описанные механизмы поворота имеют относительно большие габариты. Недостатком такой конструкции является отсутствие плавного регулирования скорости поворота ротора. Расчет подобных механизмов сводится к расчету отдельных зубчатых пар, валов и выбору подшипников.

Ресурс эксплуатации зубчатой передачи может варьироваться от нескольких сот часов до десятков тысяч, в зависимости от типа передачи (закрытая, открытая), материалов зубчатых колес, динамичности нагружения и прочих факторов. Однако причины нарушения работоспособности передачи всегда сводятся к следующим: поломка зубьев; пластические деформации; усталостное выкрашивание зубьев; заедание (взаимодиффузия поверхностных слоев контактирующих зубьев, работающих при отсутствии или недостатке смазки) и износ.

Для закрытых передач основной причиной выхода из строя является усталостное выкрашивание зубьев. Особенность данного процесса состоит в том, что он развивается при действии контактных напряжений на поверхности зубьев.

Вторым фактором по уровню влияния на выход зубчатых передач из строя являются напряжения изгиба зубьев.

Поворотное устройство с мальтийским механизмом представлено на рис. 2.141. Мальтийский крест 3 прикреплен к шайбе 1, связанной с осью 2 ротора. Механизм приводится от электродвигателя 6' через червячную пару 5 и 7. На валу червячного колеса 5 установлен сегмент 4 с водилом 8. Непрерывно вращающийся электромотор приводит в движение сегмент с водилом (кривошипом). После того как ролик водила войдет в прямоугольный паз мальтийского креста, ротор поворачивается вокруг своей оси. По окончании поворота ролик выходит из паза, а в цилиндрический вырез мальтийского креста входит сегмент, фиксируя положение ротора. Ротор остается неподвижным до тех пор, пока сегменты соприкасаются с мальтийским крестом. Количество прямоугольных пазов и цилиндрических вырезов соответствует количеству позиций данного карусельного механизма.

Мальтийские механизмы различают: по виду зацепления — с внешним и с внутренним зацеплением; по числу водил — с одним или несколькими водилами; по виду паза — с прямолинейным или криволинейным пазом; симметричные и.

Рис. 2.141. Схема механизма поворота с зубчатым передающим механизмом. Пояснения в тексте.

асимметричные [16]. Наибольшее распространение получили механизмы с внешним зацеплением, одним водилом, прямолинейным пазом и симметричные.

Мальтийский механизм с внешним зацеплением позволяет осуществлять прерывистое вращательное движение ведомого звена в сторону, обратную направлению вращения ведущего звена, и фиксацию ведомого звена в период его выстоя. Схема такого механизма, состоящего из двух подвижных звеньев — водила 2 и креста (шайбы) 3, соединенных вращательными парами со стойкой 1, приведена на рис. 2.142, а. На конце кривошипа установлен ролик, который в определенные моменты времени входит в пазы креста и поворачивает последний. В том случае, если при входе ролика в паз окружная скорость центра ролика направлена по оси паза, т. е. угол между осями кривошипа и паза равен 90°, жесткого удара не будет.

При вращении кривошипа с постоянной угловой скоростью (0₂ крест вращается с переменной угловой скоростью <�о₃. После поворота кривошипа на угол <�р, ролик выходит из паза, и крест, повернувшись за время зацепления с кривошипом на угол V, останавливается, пока ролик вновь не войдет в зацепление со следующим пазом. Заодно с кривошипом вращается фиксирующий сектор, который в период выстоя креста входит в соответствующее дугообразное углубление креста и, таким образом, предотвращает его поворот под действием сил, приложенных к кресту или к деталям, соединенным с ним. В период поворота креста его кинематический эквивалент — кривошипно-кулисный механизм (рис. 2.142,6), в котором сохраняется длина кривошипа г, а расстояние между осями вращения кривошипа и кулисы I равно межосевому расстоянию мальтийского механизма. Таким образом, угловое перемещение.

Рис. 2.142. Схема мальтийского механизма с внешним зацеплением: а — схема; б — эквивалентный кривошипно-кулисный механизм; 1 — стойка; 2 — кривошип; 3 — крест креста, его угловую скорость и ускорение можно рассчитывать, но формулам для кривошипно-кулисного механизма с качающейся кулисой.

Если крест симметричный (имеет постоянный угловой шаг), то при г пазах.

Из прямоугольного треугольника ЛВС (рис. 2.142,6), который соответствует начальному положению звеньев мальтийского механизма,!, е. входу пальца кривошипа в паз креста, видно что

Из последнего уравнения следует, что в мальтийском механизме число пазов 2³. Обычно используются мальтийские механизмы с г = 4+12.

Угол поворота кривошипа за время выстоя креста.

При постоянной угловой скорости кривошипа отношение времени выстоя г₀ креста ко времени его движения ?, пропорционально отношению соответствующих углов ф₀ и <�р:

Принимая во внимание, что в формовочных машинах с поворотными роторами основные технологические операции выполняются во время остановки креста, т. е. когда транспортное движение отсутствует, и, полагая, что /₀ известно, можно рассчитать кинематический цикл

который будет равен рабочему циклу Г формовочной машины.

Размеры звеньев мальтийского механизма с внешним зацеплением связаны соотношениями.

где г — радиус кривошипа; Ь — межосевое расстояние.

Радиус описанной окружности креста равен.

Глубина паза определяется из условия проворачивания креста.

где б/ — диаметр ролика; Д — минимальный зазор между роликом и дном паза.

Если водило и крест устанавливаются на валах не консольно, то на их размеры накладываются ограничения, обусловленные размещением валов водила и креста (соответствующие диаметры </<sub>в, б/_ш):

Как было сказано выше, для анализа кинематики креста используются соотношения, полученные для кулисного механизма.

Для установления связи между текущим углом поворота креста у с углом поворота водила <�р рассмотрим треугольник АВС (рис. 2.142, а). По теореме синусов следует.

Введя обозначение (АВ)/(АС) = г/1 — $ш (п/г) = X, после преобразований получим

Для нахождения аналогов угловой скорости и углового ускорения креста продифференцируем предыдущее уравнение по ф соответственно один и два раза.

Угловая скорость и угловое ускорение креста определяются выражениями

Вращение креста мальтийского механизма неравномерное; в момент входа пальца в паз имеют место мягкие удары. В процессе дальнейшего поворота креста угловое ускорение достигает максимального положительного значения, а затем падает до нуля и переходит в область отрицательных значений. Основные метрические параметры мальтийских механизмов с внешним зацеплением для различных значений г даны в табл. 2.20.

В мальтийских механизмах с внутренним зацеплением (рис. 2.143) направления вращения кривошипа и креста совпадают. Усилие с кривошипа на паз креста передается на большем расстоянии от оси вращения последнего, чем при внешнем зацеплении, благодаря чему при одном и том же передаваемом моменте уменьшаются контактные усилия между роликом и крестом и износ паза. Недостатки этого типа мальтийского механизма — необходимость консольного расположения звеньев механизма, а также увеличение продолжительности поворота креста на угол у, — 2к/г, так как угол поворота кривошипа за этот период <�р, = к + у,.

Таблица 2.20. Основные характеристики мальтийских механизмов с внешним зацеплением.

Рис. 2.143. Схема мальтийского механизма с внутренним зацеплением: 1 — стойка; 2— кривошип; 3 — крест Имеют место следующие соотношения: поэтому

Связь длины кривошипа г с межцентровым расстоянием I по-прежнему определяется формулой г — Ь 5 т (я/г). Радиус описанной окружности креста должен удовлетворять условию

радиус вписанной окружности глубина паза

В табл. 2.21 приведены основные характеристики мальтийских механизмов с внутренним зацеплением.

Для выполнения прочностного расчета мальтийского механизма необходимо предварительно провести его силовой расчет с учетом динамической нагрузки.

Наибольшая по величине реакция в кинематической паре «палец кривошипа (ролик) — паз креста» имеет место в период ускоренного движения креста, так как со статическим моментом силы сопротивления М_а, действующей на крест, суммируется момент Л/_и от сил инерции креста и деталей, вращающихся совместно с ним. Инерционный момент рассчитывается по формуле.

гдеУ₃ — осевой момент инерции масс, вращающихся с крестом, относительно оси вращения.

Момент на валу кривошипа Л/₂, может быть найден, но условию равенства мощностей Таблица 2.21. Основные характеристики мальтийских механизмов с внутренним зацеплением.

откуда следует.

При постоянном А/_ст величина М₂ переменна, так как меняются угловая скорость креста о>₃ и инерционный момент М_н.

Реакция Е_п в пазу креста направлена перпендикулярно оси паза, если не учитывать сил трения в пазу. Эта реакция дает момент относительно оси вращения кривошипа, который уравновешивается моментом М₂

aside class="viderzhka__img" itemscope itemtype="http://schema.org/ImageObject">

где  — для креста с внешним и — для креста с внутренним зацеплением.

Подставим найденное значение Л/₂ и получим.

Поскольку р, со₃ и е₃ — функции переменной <�р, то максимальная величина реакции /^определяется из анализа предыдущего уравнения. По величине этой реакции выполняются прочностные расчеты мальтийского механизма.

Коэффициент полезного действия мальтийского механизма Т1 — 0,8−0,85 (если валы опираются на подшипники скольжения) и достигает 0,95 — при использовании подшипников качения.

Проверочный расчет оси ролика при его консольном расположении (рис. 2.144, а) ведется из условия прочности на изгиб.

Рис. 2.144. Схемы креплений ролика: а — консольного: б — вилочного.

где — диаметр оси ролика, [а] — допускаемое напряжение на изгиб для материала оси ролика.

В случае вилочного крепления оси ролика к толкателю (рис. 2.144, б) условие прочности оси ролика изменяется:

Кроме того, рекомендуется проверить условие невыдавливания смазки из зазора между роликом и осью:

где [<�у] — допускаемое удельное давление (в зависимости от вида смазки принимается от 6 до 18 МПа).

В машинах с малым временем выстоя ротора иногда применяют механизмы поворота с неполнозубными (секториальными) колесами (рис. 2.145). На оси ротора 6 свободно сидит деталь 5, число ее спиц равно числу позиций механизма (например, карусельной формовочной машины). Ведомое секторальное колесо 3 неподвижно сидит на оси ротора. Незадолго до входа в зацепление зубьев секторального ведущего колеса 2 с ведомым колесом один из штифтов 1 колеса 2 начинает отжимать вправо деталь 5, которая связана пружиной 7 со штифтом 8 колеса 3. Растягиваемая.

Рис. 2.145. Схема механизма поворота с секторальными колесами. Пояснения в тексте.

Рис. 2.146. Схемы храповых механизмов: а — с рычажным приводом; б — с кулачковым приводом; 1 — коромысло; 2 — собачка; 3 — пружина; 4 — храповое колесо; 5 — фиксатор пружина постепенно «страгивает» это колесо, и удар в момент начала зацепления ослабляется. Поворот детали 5 и натяжение пружины ограничивается штифтом 4. В механизмах подобного рода имеется опасность столкновения зубьев ведущего и ведомого колес. Эта опасность устраняется срезанием части или уменьшением высоты первого вступающего в зацепление зуба. Расчет подобных механизмов сводится к расчету зубчатой пары, валов и выбору подшипников.

Большое распространение получили механизмы поворота с храповым механизмом. Рассмотрим кинематические схемы храповых механизмов с рычажным и кулачковым приводом (рис. 2.146). Ведущие звенья этих механизмов — соответственно кривошип и кулачок, с помощью которых осуществляется поворот коромысла 1, ось вращения которого совпадает с осью вращения храпового колеса 4. Па коромысле шарнирно закреплена собачка 2, прижимаемая плоской пружиной 3 к храповому колесу. При повороте коромысла против часовой стрелки собачка западает во впадины между специально спрофилированными зубьями храпового колеса и поворачивает его. При вращении коромысла в другую сторону собачка скользит по поверхности зубьев храпового колеса; оно не поворачивается.

Храповой механизм не обеспечивает закрепления ведомого звена в неподвижном положении, в связи с чем оно должно быть снабжено фиксатором 5.

Кинематический синтез рычажного или кулачкового механизма выполняется таким образом, чтобы за один полный оборот ведущего звена угол поворота коромысла обеспечил необходимый угол поворота храпового колеса и связанных с ним звеньев машины-автомата.

Угол поворота храпового колеса несколько меньше угла поворота коромысла, так как собачка не сразу входит в зацепление с зубом храповика. Угловой перебег собачки, необходимый для ее западания в паз храпового колеса, обычно принимается 3−6°.

Поворот ведомого звена всегда совершается на угол, кратный угловому шагу храпового колеса, 360°/2, где г — число зубьев храповика.

При метрическом синтезе рычажного или кулачкового механизмов следует учитывать, что время выстоя храповою колеса задается условиями выполнения технологического процесса. Время его поворота должно быть минимизировано с учетом ограничений, определяемых допускаемой величиной динамической нагрузки.

Чаше всего в формовочных машинах используются храповые механизмы с пневматическим (гидравлическим) приводом (рис. 2.147, а). При подаче сжатого воздуха в пневмоцилиндр 1, шарнирно закрепленный на станине, шток 2 поворачивает фигурную плиту 3 с установленной на ней собачкой 4. Собачка упирается в зуб храповика 5, скрепленного с барабаном, и поворачивает его. Фиксация храповика осуществляется упором в.

Находят применение и храповые механизмы с внутренним зацеплением (рис. 2.147, б). В этом случае возрастают габариты храпового колеса, но его зубья находятся в более благоприятных условиях нагружения, чем в храповых механизмах внешнего зацепления.

Для расчета на прочность храповиков необходимо знать требуемый угол поворота храпового колеса, а и момент сил сопротивления М на валу храпового колеса.

Число зубьев храпового колеса определяется выражением г = 360°/" и округляется до целого значения в пределах 8ч-48.

Момент сил на валу храповика складывается из статического момента А/_ч от воздействия сил технологического сопротивления (в формовочных машинах они, как правило, отсутствуют), сил трения в опорах поворачиваемого элемента Л/_ст, например, ротора и динамического момента Л/_и:

Рис. 2.147. Схемы храповых механизмов с пневматическим (гидравлическим) приводом: а — с внешним зацеплением; б — с внутренним зацеплением; 1 — пневмо- (гидро-) цилиндр; 2 — шток; 3 — поворотная плита; 4 — собачка; 5 — храповик; 6 — упор.

Для расчета динамического момента необходимо располагать сведениями о величине момента инерции/ массы ротора и всех жестко скрепленных с ним элементов относительно оси вращения ротора и максимального углового ускорения е, которое равно угловому ускорению коромысла (/_с = Л/_и). Таким образом,.

Применяются схемы поворотных механизмов с приводом от двух гидроили пневмоцилиндров (рис. 2.148). Храповое колесо 4, жестко закрепленное на оси 5 ротора, поворачивается от усилия, создаваемого штоком основного качающегося цилиндра 1. Шток этого цилиндра заканчивается роликом 3. При подаче рабочей жидкости или сжатого воздуха в поршневую полость цилиндра 1 его шток подходит к храповому колесу, входит в один из его пазов и поворачивает ротор. Положение ротора фиксируется с помощью фиксатора, а шток цилиндра 1 отводится назад. Цилиндр 2 предназначен для поджатия ролика 3 к пазу храпового колеса и для возвращения цилиндра 1 в исходное положение.

Храповые механизмы могут применяться только на машинах, имеющих четыре и более позиции. Дело в том, что поворот храповика не может быть более 90−100°.

Механизмы фиксирования обеспечивают точное позиционирование роторов, барабанов и других устройств, перемещающих заготовки и формованные изделия по отношению к рабочим органам формовочною агрегата.

Наибольшее распространение получили фиксаторы клинового типа, в которых клин поочередно входит в гнезда ротора и перемещает его до необходимого положения. Роликовые фиксаторы представляют собой модификацию клинового фиксато;

Рис. 2.148. Схема механизма поворота с двумя цилиндрами. Пояснения в тексте.

Рис. 2.149. Схема клинового фиксатора: 1 — фиксатор, 2 — ротор; 3 — пружина ра: фиксирующий элемент вместо клина оснащен роликом, что позволяет заменить трение скольжения трением качения.

Схема простого клинового фиксатора дана на рис. 2.149. Фиксатор 1 подается в гнездо поворотного стола 2 пружиной 3, а отводится в исходное положение при помощи специального механизма, например, кулачкового, работающего в цикле машины.

Для повышения точности позиционирования обычно фиксирующие гнезда располагают по окружности наибольшего диаметра ротора. Угол клина, а фиксатора из условия самоторможения принимается меньшим, чем угол трения.

Для уменьшения износа и сохранения необходимой точности фиксации, детали механизма выполняются из высокопрочных сталей, а их контактирующие поверхности подвергаются термической обработке.

Усилие, приложенное к фиксатору (от пружины или другого устройства), должно обеспечивать поворот или поступательное перемещение фиксируемого объекта до положения, соответствующего тому, в котором клин полностью входит в паз.

Рассмотрим силы, приложенные к фиксатору поворотного стола в том его положении, когда он поворачивает стол (рис. 2.150). Пусть Р — сила внешнего воздействия (пружины, штока гидроили пневмопривода); <2 — реакция со стороны стола на фиксатор, которая направлена по нормали к поверхности клина; Р_л и Р_в — нормальные реакции в направляющей фиксатора; Т_А и Т_в силы трения в направляющих. Силы трения равны:

где /_А */"=/— коэффициент трения скольжения в направляющей фиксатора (0,12−0,15 при полусухом трении).

Реакция (2 рассчитывается из условия равенства моментов сил, приложенных к ротору. Если пренебречь изменением угла поворота ротора Р иод воздействием фиксатора и иметь в виду, что он имеет малую величину, то.

где Я — радиус окружности, по которой расположены гнезда для фиксатора; а — угол при вершине клина фиксатора; <�р — угол трения, соответствующий коэффициенту.

Рис. 2.150. Схема к расчету усилий, действующих на ротор и фиксатор.

трения материалов фиксатора и гнезда; М_сс — момент сил сопротивления, приложенных к ротору (с учетом трения в его опорах);./ — момент инерции массы ротора относительно оси вращения; е — угловое ускорение ротора при его повороте под воздействием фиксатора.

Из этого уравнения можно найти окружную силу.

Уравнения равновесия фиксатора, если пренебречь шириной его направляющей, имеют вид

Из полученной системы уравнений следует, что.

Усилие Р_к в конце хода фиксатора, без учета инерционных нагрузок, можно приближенно оценить выражением.

в котором |/? 1,2+1,5.

В том случае, когда перемещение фиксатора осуществляется под воздействием пружины, можно найти ее характерные параметры. Полагая, что максимальное усилие пружины в сжатом состоянии Я_тах — кР_к(к ^ш 2-г-З), при заданном рабочем ходе фиксатора 5_р можно найти жесткость пружины.

и ее полную деформацию

Привод роторов формовочных машин барабанного и ротационного типов должен обеспечивать непрерывное вращение ротора с постоянной скоростью, которая регулируется при работе на разных режимах и при смене ассортимента изделий.

Конструкция привода должна обеспечивать возможность регулирования частоты вращения ротора в широком диапазоне. Как правило, на формовочных машинах предусматривают привод с бесступенчатым регулированием скорости.

Основным требованием к механизмам для периодической протяжки рулонного материала является высокая точность протяжных механизмов. Наиболее жесткие требования предъявляются к протяжным механизмам многопозиционных машин, так как на них небольшая ошибка в длине протяжки приводит к браку. Усилие, создаваемое протяжными механизмами, должно быть таким, чтобы при протяжке полотно термопласта не деформировалось (в первую очередь это относится к пленочным материалам). При расчете усилия следует помнить, что часть полотна термопласта, находящаяся в позиции нагрева, имеет температуру высокоэластичсского состояния, а следовательно, очень склонна к деформированию.

На современных термоформовочных машинах протяжка пленки производится цепным транспортером, кулисно-рычажным механизмом или с помощью пневмопривода.

Наиболее распространена протяжка пленки цепными транспортерами. Транспортер располагается под полотном материала так, что каждая из его двух цепей проходит вдоль боковой кромки полотна термопласта. Транспортер оборудован пластинчатыми цепями с закрепленными на звеньях шипами, обращенными наружу. Шипы имеют форму трехгранной пирамиды.

Высоту шина выбирают в зависимости от толщины материала, угол при вершине примерно 30−40°. Принцип действия механизма следующий. Периодически на ведомых звездочках транспортера создается крутящий момент. При этом верхние ветви цепей начинают двигаться в направлении необходимого перемещения полотна материала. Так как расстояние между верхними ветвями цепей и полотном термопласта меньше, чем высота шипов, то происходит прокол заготовки. Наименьшее усилие для внедрения шипов в термопласт требуется там, где температура полимера достаточно велика, т. е. в позиции обогрева. Поэтому обычно предусматривают сближение полотна с ветвями цепей именно в этой позиции. При контакте полотна с шипами термопласт стремится приподняться, уйти от шипов. Чтобы обеспечить надежный прокол материала, полотно по краям придерживается специальными захватами — направляющими.

Наколотое на шипы полотно перемещается синхронно с цепями транспортера с позиции на позицию, причем при передвижении материала практически исключается деформация (продольная вытяжка) полотна. После прохождения полотном последней позиции оно попадает на направляющую плиту, расположенную между двумя ветвями транспортера, цепи отходят вниз и шипы выходят из термопласта. Движению полотна за цепями транспортера препятствует направляющая плита. На валу ведомых звездочек транспортера предусматривается натяжная станция, обычно винтовая. Верхние ветви цепей скользят по направляющим, чтобы исключить возможность их провисания и коробления полотна термопласта. Привод вала ведущих звездочек должен осуществлять периодическое вращение.

Известно, что при нагреве термопласт за счет термического расширения и силы собственного веса провисает. Величина провисания нс может превышать какого-то критического значения, так как в этом случае нагретый лист может преждевременно касаться элементов машины или формующего инструмента, коробиться и переохлаждаться в этих местах. Кроме того, значительное провисание сказывается и на разнотолщинности будущего изделия.

Для определения провисания заготовки при нагревании должен быть известен термический коэффициент линейного расширения полимера X. Расширение пластмасс является примерно линейной функцией и может быть вычислено при помощи термического коэффициента линейного расширения следующим образом:

где А/ — термическое расширение, мм; /, — длина или размер при температуре Г, мм; X — термический коэффициент линейного расширения; Г, — начальная температура, обычно температура окружающей среды; Т₂ — температура в конце времени нагрева.

Вышеупомянутое уравнение верно только для рабочих температур, используемых в процессе термоформования.

Провисание может быть рассчитано по упрощенной формуле.

где/— провисание, мм; Ь — ширина листа в зажимной раме машины или ширина листа в транспортере для подачи материала, мм.

Для компенсации провисания заготовки ветви тянущего цепного транспортера оборудуются устройством, изменяющим расстояние между ветвями таким образом, чтобы по мерс прогрева заготовки это расстояние увеличивалось, а заготовка натягивалась, и ее провисание уменьшалось.

На машинах, где необходима высокая точность протяжки и возможность легкой переналадки длины протягивания, применяют кулисно-рычажные механизмы.

На машинах, где необходима высокая точность протяжки и возможность легкой переналадки длины протягивания, применяют кулисно-рычажные механизмы (рис. 2.151, а).

Они приводятся в действие от вала 4 с помощью кулачков 8 и 20. Вал 4 приводится электродвигателем 1 через муфту 2и червячный редуктор.?. После включения привода ваза 4 салазки, включающие ползуны 13, расположенные на двух направляющих 12 и соединенные между собой осью 19, начинают совершать возвратно-поступательное движение с помощью кулисно-кулачкового механизма. Последний состоит из пазового кулачка 8, качающегося роликового толкателя 6 с роликом 9, рычага 5, коромысла 7,.

Рис. 2.151. Схемы механизма кулисно-рычажного типа для протяжки листа или пленки с рулона: а — схема перемещения прижима: б — схема прижимного устройства. Пояснения в тексте шатуна 14, кулис 15 и 23, насаженных на неподвижную ось 16, кулисного камня 18, связанного с осью 19. Кулисный камень 18 совершает возвратно-поступательное движение, передает его оси 19, а та, в свою очередь, передвигает салазки. Длина шатуна 14 изменяется с помощью двухстороннего телескопа 10, что позволяет менять амплитуду движения салазок и, следовательно, длину протяжки. Упоры 11, расположенные на направляющих 12, служат ограничителями передвижения салазок. На ползунах 13 смонтирована транспортирующая цанга, служащая для зажима полотна термопласта. Цанга имеет верхний 31 и нижний 32 прижимы, связанные между собой колонками 35 (рис. 2.151, б). Нижний прижим 32 жестко связан с ползунами 13. Полотно захватывается прижимами посредством рычажно-кулачкового механизма, включающего кулачок 26, качающийся толкатель 22, ролик 21, рычаги 29 и 30. Конец рычага 30 жестко связан с осью 19. На этой оси расположены жестко связанные с ней кулачки 17. Кулачок 17 воздействует на толкатель^{посредством} которого производится управление верхним прижимом (смыкание и размыкание захватов). Силовое замыкание толкателя 33 и кулачка 17обеспечивается пружиной 34. На ползунах 28,.

жестко закрепленных на направляющих 12, смонтирована цанга, конструкция которой полностью совпадает с конструкцией транспортирующей цанги.

Механизм работает следующим образом. В крайнем правом положении подвижных салазок полотно термопласта захватывается прижимами 31 и 32 транспортирующей цанги. После этого цанга с помощью кулисно-кулачкового механизма перемещается влево. При транспортировке полотна прижимы 31 и 32 неподвижной цанги раскрыты. После достижения транспортирующей цангой крайнеголевого положения прижимы 31 и 32 неподвижной цанги захватывают полотно термопласта, а прижимы транспортирующей цанги раскрываются. Возвращение прижимов транспортирующей цанги происходит в раскрытом состоянии.

Для регулирования механизма захватов предусмотрен кулачковый вал 26 с насаженными на него кулачками 24. Эти кулачки действуют на ролики 25, связанные с толкателями 22 рычажно-кулачковых механизмов, с помощью которых полотно термопласта захватывается прижимами. Кулачковый вал 26 приводится вручную с помощью маховика 27, насаженного на этот вал.

Как было сказано, описанный механизм протяжки имеет высокую точность, и параметры его работы могут регулироваться в довольно широких пределах. Недостатки механизма — сложность изготовления и более высокая стоимость по сравнению со стоимостью цепного пластинчатого транспортера с шипами.

Для протяжки толстого рулонного материала применяют механизмы с пневматическим приводом. Механизм имеет пневмоцилиндр, на штоке которого неподвижно закреплена специальная цанга с пружинами. Привод прижимов пневматический с мембранным устройством. Длина протяжки полотна регулируется механическими ограничителями, устанавливаемыми на штоке пневмоцилиндра перемещения, усилие захвата — давлением воздуха в мембранных устройствах, управляющих захватами.

Скорость протяжки полотна материала в машинах для термоформования составляет 0,25−1 м/с.

Для протяжки полотна термопласта в машинах с непрерывным движением материала (например, в барабанных или ленточных с ротационным узлом формования) применяют обычно механизмы протяжки полотна валкового типа. Они состоят из гуммированных валков, один из которых свободно вращается вокруг своей оси. Второй валок соединен с приводом. Свободновращающийся валок прижимается с помощью пружин к приводному валку. Полотно материала протягивается под действием силы трения. Зазор между валками и силу прижима валков можно регулировать.

При формовании листовых рулонных материалов механизмы протяжки обеспечивают, как правило, и размотку рулонного материала. Так как при размотке материала с бобин могут возникать значительные усилия, при формовании пленочных материалов использование механизма протяжки для размотки во избежание деформации полотна не рекомендуется. В машинах для формования пленки предусматривают специальный механизм размотки (рис. 2.152).

Механизм состоит из держателя 2, обводных валков 3 и 7, служащих для изменения напряжения подачи пленки, транспортного валка 5 и прижимного валка 6, предназначенных для протягивания пленки (сматывания с рулона); привода транспортного вала, включающего электродвигатель, червячный редуктор, муфту и цепную.

Рис. 2.152. Схема механизма размотки. Пояснения в тексте.

передачу; валка-компенсатора 4, предназначенного для натяжения пленки и управления электродвигателем 1 с помощью микровыключателей КВ2 и КВЗ.

Механизм размотки работает следующим образом. Рулон с пленкой закрепляется на держателе 2. Полотно разматывается транспортным валком непрерывно. Для сочетания непрерывного процесса размотки полотна и его периодической протяжки в рабочие органы машины служит валок-компенсатор. Этот свободно вращающийся вокруг своей оси валок может перемещаться по вертикали. Это достигается установкой подшипниковых узлов валка в специальных ползунах, для движения которых в станине предусмотрены вертикальные направляющие скольжения. После очередной протяжки валок-компенсатор поддерживается пленкой в верхнем положении (штриховая линия на рис. 2.152). Транспортный валок продолжает размотку пленки. Так как пленка в этот момент не протягивается в рабочие органы, то в размоточном механизме возникает запас пленки, пленка образует петлю и по мере опускания этой петли опускается и валок-компенсатор. Скорость размотки пленки транспортным валком подбирается так, чтобы в момент очередной протяжки полотна в рабочие органы машины валок-компенсатор находился в нижнем положении. После очередной протяжки полотна валок-компенсатор переходит в верхнее положение и цикл повторяется. В верхнем и нижнем положении валка-компенсатора установлены конечные микровыключатели, соответственно КВЗ и КВ2. Если после того, как валок-компенсатор пришел в нижнее положение, не произошло протяжки полотна в рабочие органы машины, выключатель КВ2 подает сигнал на отключение электродвигателя, обеспечивающего привод транспортного валка. Электродвигатель включается конечным выключателем КВЗ по мере того, как после протяжки полотна валок-компенсатор придет в верхнее положение.

Конечный микровыключатель КВ1 предназначен для контроля наличия пленки. Если пленка на рулоне кончилась, или где-то произошел обрыв пленки (это приводит к тому, что пленка нс будет натянута), микровыключатель КВ1 подает сигнал на отключение привода машины.

Для намотки тисненой пленки на барабанных машинах, предназначенных для нанесения рельефного рисунка на пленку, также используют устройства с валкомкомпенсатором. Это связано с тем, что в данном случае необходимо совместить постоянную скорость отходящего с формовочного барабана отформованного полотна с переменной скоростью его намотки на бобину. Изменение скорости намотки связано с изменением диаметра бобины в процессе намотки полотна.

Схема механизма намотки дана на рис. 2.153. Механизм состоит из бобинодержателя 6 для намотки рулона 7. Ось бобинодержателя соединена с приводом, состоящим из электродвигателя, муфты, червячного редуктора и цепной передачи. Кроме того, в механизм входят направляющие валки 1 и 2, валок-компенсатор 3 и кулачок 5. В данном примере валок-компенсатор качающийся, он установлен на рычаге 4.

Механизм намотки работает следующим образом. По мере отхода от формующего ротора полотно материала скапливается и образует петлю. Как и в предыдущем случае (см. рис. 2.152), валок-компенсатор опускается вместе с петлей. По мере опускания компенсатора поворачивается рычаг 4 вместе с неподвижно закрепленным на нем кулачком 5. При достижении валком-компенсатором нижнего расчетного положения выступ кулачка нажимает на конечный микровыключатель КВ1, который включает привод бобинодержателя. Полотно начинает сматываться в рулон, причем намотка продолжается до тех пор, пока валок-компенсатор не приходит в верхнее положение. В этом положении срабатывает конечный выключатель КВ2, отключающий электродвигатель привода. Инерционность привода учитывается в данном случае некоторым опережением в установке микровыключателей.

Механизмы намотки, подобные описанному, применяют и на машинах с прерывным движением рулонного пленочного материала. В этих машинах они используются для намотки отходов.

Рис. 2.153. Схема механизма намотки. Пояснения в тексте.

Рис. 2.154. Схемы подачи заготовок в виде ленты: а — валковый механизм; б, в — клещевые механизмы; г — клинороликовый механизм; 1 и 2 — нижний и верхний валки подачи; 3 и 4 — зажимные части кареток; 5 и 6 — подвижные каретки; 7 и 8 — неподвижные каретки В машинах с периодическим движением рулонного листового материала для сбора отходов чаще применяется намотка на бобину, связанную с приводом через фрикционную муфту. Крутящий момент в этой муфте подбирается таким образом, чтобы его хватило на вращение бобины и свободную протяжку отходов. В тот период, когда происходит рабочий цикл и полотно термопласта зажато рабочими органами машины (например, вырубным устройством), крутящий момент на бобинодержатель муфтой передаваться не должен.

Для подачи заготовок в виде нерулонированных длинных лент к оформляющему инструменту используются устройства нескольких типов.

В валковых устройствах движение ленты происходит под действием сил трения, возникающих между лентой и валками (рис. 2.154, а). Одностороннее прерывистое движение достигается благодаря применению обгонной муфты или храпового механизма. Валки постоянно находятся в контакте с лентой под действием силы, создаваемой пружинами или пневмоцилиндром. В моменты остановок ленты валки не вращаются.

При подаче клещевыми механизмами перемещение ленты происходит вместе с подвижной кареткой, при этом в неподвижной каретке лента освобождена (рис. 2.154, б). Одностороннее прерывистое движение достигается тем, что действие кареток меняется: зажим ленты производится в зажимной каретке, а в подвижной, которая перемещается в направлении, противоположном подаче, лента освобождается от зажима (рис. 2.154, в).

Клинороликовые нодачи (рис. 2.154, г) работают по принципу обгонной муфты. Наклонные плоскости в подвижном и неподвижном корпусах расположены одинаково. В подвижном корпусе лента заклинивается роликами и перемешается вместе с корпусом, а в неподвижном ролики свободно пропускают ленту. При обратном ходе подвижного корпуса действие роликов изменяется на противоположное.