馮清國, 巫鰲飛, 任家智,3, 陳宇恒

(1. 中原工學院, 河南 鄭州 450007; 2. 盛美半導(dǎo)體設(shè)備(上海)股份有限公司, 上海 201203;3. 先進紡織裝備技術(shù)省部共建協(xié)同創(chuàng)新中心, 河南 鄭州 450007)

棉紡生產(chǎn)過程中,精梳加工是提高產(chǎn)品附加值的有效手段,而精梳機的速度及運行穩(wěn)定性是決定生產(chǎn)效率的關(guān)鍵因素,由于其關(guān)鍵部件運動的復(fù)雜性,目前國內(nèi)外大多數(shù)精梳機工作仍然采用齒輪、連桿等傳統(tǒng)的機械傳動機構(gòu)來實現(xiàn)。當精梳機的速度提高后,分離羅拉驅(qū)動機構(gòu)受到的負荷會急劇增大,各部件出現(xiàn)斷裂的概率增大,因此,對精梳機分離羅拉驅(qū)動機構(gòu)進行動力學分析,找出各部件最大應(yīng)力的部位及不同速度時各部件的選材方案,對精梳機分離羅拉驅(qū)動機構(gòu)及相關(guān)設(shè)備關(guān)鍵部件的設(shè)計具有重要指導(dǎo)意義。

賈國欣等[1-2]對分離羅拉及其傳動機構(gòu)的運動規(guī)律進行了研究,并對其運動過程中產(chǎn)生的振動進行了分析,但沒有對連桿機構(gòu)受力方面進行研究。徐子靜等[3]對柴油機連桿及其疲勞安全特性進行了仿真計算;方興未[4]對水力破拆機器人工作裝置的4種不同工況進行動力學仿真分析;袁俊凇等[5]以簡單薄壁件為例通過有限元分析來預(yù)測其加工變形情況,李金鍵[6]對精梳機鉗板驅(qū)動機構(gòu)進行了動力學仿真分析。而對精梳機分離羅拉驅(qū)動機構(gòu)材料的有限元分析鮮見報道。

本文通過Solidworks軟件建立分離羅拉驅(qū)動機構(gòu)的三維模型并導(dǎo)入Adams軟件建立分離羅拉驅(qū)動機構(gòu)動力學模型,得到連桿機構(gòu)在各鉸接處的受力,在此基礎(chǔ)上利用Ansys workbench軟件的瞬態(tài)動力學模塊建立分離羅拉驅(qū)動機構(gòu)有限元模型,得到各部件在不同車速時的最大應(yīng)力值分布云圖及最合適的材料屬性,為高速精梳機的安全性能評估及零件機構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計提供參考,進而提高精梳機的使用壽命及生產(chǎn)運行可靠性。

1 精梳機分離羅拉連桿驅(qū)動機構(gòu)

根據(jù)精梳工藝原理,在精梳機的一個工作周期內(nèi),為完成分離羅拉“倒轉(zhuǎn)—順轉(zhuǎn)—基本靜止”運動狀態(tài)的快速轉(zhuǎn)變,需通過由平面七連桿機構(gòu)、差動輪系變速傳動機構(gòu)及定軸恒速傳動機構(gòu)相互配合組成的分離羅拉連桿驅(qū)動機構(gòu)來實現(xiàn),如圖1所示。圖中O為錫林軸中心,O1為偏心座中心,O2為后搖桿的擺動中心,O3為33齒齒輪轉(zhuǎn)動中心。定時調(diào)節(jié)盤繞O點轉(zhuǎn)動。連桿1在A點與定時調(diào)節(jié)盤鉸接,在B點與偏心套鉸接,并通過定時調(diào)節(jié)盤帶動活套在偏心座上的偏心套轉(zhuǎn)動。偏心套通過鉸接點C帶動活套在偏心套上的擺動臂擺動,擺動臂通過鉸接點E帶動連桿2在平面內(nèi)運動,通過鉸接點D帶動搖桿在平面內(nèi)做往復(fù)擺動。連桿2通過鉸接點F帶動搖桿結(jié)合件繞33齒齒輪旋轉(zhuǎn)中心O3在平面內(nèi)擺動。與33齒齒輪固定鏈接的搖桿結(jié)合件通過連桿2帶動33齒齒輪做周期性的圓周運動。

圖1 分離羅拉平面連桿驅(qū)動機構(gòu)模型及其簡化模型Fig. 1 Model (a) and simplified model (b) of detaching roller planar linkage

2 分離羅拉連桿驅(qū)動機構(gòu)動力學仿真

2.1 分離羅拉連桿驅(qū)動機構(gòu)建模

以JSFA588型精梳機分離羅拉連桿驅(qū)動機構(gòu)各零件尺寸為原型,通過Solidworks軟件建立精梳機分離羅拉連桿驅(qū)動機構(gòu)三維模型后,將模型文件另存為中間格式文件,然后將中間格式文件加載到ADAMS軟件中?？紤]連桿在運動過程中的慣性力,賦予其零件實際質(zhì)量屬性。根據(jù)連桿機構(gòu)中各零件實際運動關(guān)系創(chuàng)建運動副,其中在連桿機構(gòu)定時調(diào)節(jié)盤與大地間建立轉(zhuǎn)動副,搖桿與大地間建立轉(zhuǎn)動副,連桿機構(gòu)的輸出部件與大地間建立轉(zhuǎn)動副,偏心座與大地間建立固定副。設(shè)定連桿驅(qū)動機構(gòu)的初始位置為24分度。設(shè)置完成后,對模型進行仿真分析。

2.2 連桿驅(qū)動機構(gòu)各零件在鉸接處的受力

當速度為400 鉗次/min時,給模型添加驅(qū)動,輸入驅(qū)動參數(shù)為(400×2π/60) rad/s。由于連桿機構(gòu)驅(qū)動分離羅拉轉(zhuǎn)動,機構(gòu)受到分離牽伸產(chǎn)生的外力矩及本身重力作用,因此將外力矩和重力添加到模型上。設(shè)定仿真時間為0.15 s,時間步數(shù)為40,由于連桿驅(qū)動機構(gòu)只在X軸與Y軸平面內(nèi)運動,因此Z軸方向受力可以忽略不計,則利用ADAMS軟件對分離羅拉驅(qū)動機構(gòu)進行動力學仿真,每個連接副的最大受力如表1所示。精梳機在一個工作周期內(nèi)的分離羅拉驅(qū)動機構(gòu)各連接副在鉸接處時,X軸與Y軸方向受到合力的受力變化曲線如圖2所示。

表1 400 鉗次/min時各零件在鉸接處的最大受力值及對應(yīng)的分度Tab. 1 Maximum force of each part and corresponding index at hinge at 400 nippers/min

由表1、圖2可知:1)連桿3與連桿2在一個工作周期內(nèi)受力變化趨勢相同,由于慣性力的存在,在相同分度所受力不同,在O3、F、E3點的受力最大值都出現(xiàn)在16.2 分度,在鉸接點處2個連桿受力大小相同、方向相反;2)擺動臂(連桿4)有3個鉸接點,在鉸接點C、E受力變化趨勢基本相同,受力最大值不同。連桿4與搖桿(連桿5)在D點鉸接,在精梳機傳動機構(gòu)中,連桿5由2個連桿組成,來保證傳動的平穩(wěn)性,因此2個搖桿在D點受力相等且等于擺動臂在D點受力的一半。連桿5只有2個鉸接點,受力變化趨勢相同,在相同分度受力大小不同;3)偏心套(連桿6)鉸接點有3個,在點O1、C處受力曲線變化趨勢基本相同。連桿1和定時調(diào)節(jié)盤(連桿7)在鉸接點A處受力曲線變化趨勢相同,是由于慣性力存在,不同鉸接點處在相同分度時受力大小不同。

2.3 速度對連桿驅(qū)動機構(gòu)受力的影響

為進一步研究精梳機速度提高后對連桿驅(qū)動機構(gòu)各零部件受力的影響,通過ADAMS仿真分析得出各連桿在不同速度下最大受力值如表2所示。

由表2可知:各連桿受力的峰值隨著精梳機速度提高而增加。相對于400 鉗次/min時,在精梳機速度依次提高后,各連桿零部件在鉸接處受力峰值增加率如表3所示。

表3 各連桿鉸接點受力峰值增加率Tab. 3 Increase rate of maximum force in hinge points of each linkage

由表3可知:當精梳機速度從400 鉗次/min提高到500 鉗次/min時,D點受力峰值增加率最大,為90.12%,B點受力峰值增加率最小,為42.92%。當速度提高到600 鉗次/min時,D點受力峰值增加率最大,為177.22%,B點受力峰值增加率最小,為105.71%。當速度提高到700 鉗次/min時,D點受力峰值增加率最大,達280.13%,B點受力峰值增加率最小,為179.94%。

3 分離羅拉驅(qū)動機構(gòu)有限元分析

3.1 分離羅拉連桿機構(gòu)有限元建模

分離羅拉連桿機構(gòu)是精梳機驅(qū)動系統(tǒng)的重要部件,隨著精梳機速度的增高,驅(qū)動系統(tǒng)的負載力矩會增大,相應(yīng)的零件受力也會逐漸增大,易引起相關(guān)部件發(fā)生磨損、變形等,影響配合精度、機器運轉(zhuǎn)的穩(wěn)定性及可靠性。因此通過對精梳機分離羅拉連桿機構(gòu)進行有限元分析,得到機構(gòu)內(nèi)各零部件的應(yīng)力云圖,為高速精梳機的安全性能評估及零件機構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計提供參考。

為減少計算量,使得求解結(jié)果能夠更加精確,需對分離羅拉連桿機構(gòu)的模型進行簡化,剔除機構(gòu)中不影響分析結(jié)果的圓角、倒角等,將簡化后的三維模型以中間格式文件導(dǎo)入Ansys Workbench軟件中,簡化后的模型如圖3所示。精梳機分離羅拉連桿機構(gòu)各零件都采用45碳素結(jié)構(gòu)鋼,并分別對其賦予密度、彈性模量、泊松比、強度等材料屬性如表4所示。

表4 連桿機構(gòu)零件材料屬性Tab. 4 Material properties of linkage mechanism

圖3 分離羅拉連桿驅(qū)動機構(gòu)有限元模型Fig. 3 Finite element model of detaching roller linkage drive mechanism

由圖3、表4可知,在添加零件材料屬性后需要對零件進行網(wǎng)格劃分,網(wǎng)格的質(zhì)量將直接影響求解的收斂性與精度,為提高劃分網(wǎng)格質(zhì)量,采用四面體實體單元的補丁適形算法進行網(wǎng)格劃分,中等平滑網(wǎng)格,快速過渡,過渡比為0.272,跨度中心角范圍為60°～90°,由于零件尺寸不同,綜合考慮計算規(guī)模和計算精度,確定連桿1和連桿2的網(wǎng)格單元大小為3 mm,其余零件基礎(chǔ)網(wǎng)格大小為10 mm,邊界框?qū)蔷€為0.646 m,平均表面積為2.16×10-3m2,最小邊緣長度為6.19×10-4m。在有限元模型中,網(wǎng)格單元個數(shù)為64 430,節(jié)點個數(shù)為114 690。

3.2 施加約束及載荷

參照ADAMS軟件中分離羅拉連桿驅(qū)動機構(gòu)添加運動副對其施加全約束。分離羅拉連桿驅(qū)動機構(gòu)作為分離羅拉的動力輸入端,驅(qū)動分離羅拉實現(xiàn)周期性的“倒轉(zhuǎn)—順轉(zhuǎn)—基本靜止”轉(zhuǎn)動,因此連桿機構(gòu)對外輸出負載力矩,將負載力矩添加到連桿驅(qū)動機構(gòu)模型上;將連桿機構(gòu)高速轉(zhuǎn)動時產(chǎn)生的慣性力添加到連桿各零件上,并對所有零件添加重力加速度。參數(shù)設(shè)置完成后,對連桿驅(qū)動機構(gòu)進行求解,即可獲得分離羅拉連桿驅(qū)動機構(gòu)的應(yīng)力變形分布云圖。

3.3 有限元應(yīng)力仿真結(jié)果分析

在實際應(yīng)用時,由于分離羅拉連桿機構(gòu)的復(fù)雜運動,各零件通常會承受較大的沖擊,且隨著速度的提高受到的沖擊幅度也會較高,從而導(dǎo)致實際的動作狀況復(fù)雜化,結(jié)構(gòu)性能也會受到一定程度的損壞。考慮到如沖擊產(chǎn)生的振動、高速運動產(chǎn)生的慣性等多方面的影響,為保障精梳機的安全工作,需設(shè)置一定的安全系數(shù)。本文將安全系數(shù)值設(shè)置為1.5,因此零件的許用應(yīng)力[σ]為抗拉強度極限σb與安全系數(shù)之比[7],即45碳素結(jié)構(gòu)鋼的許用應(yīng)力為[σ]=400 MPa。

在精梳機速度為500 鉗次/min時,對連桿驅(qū)動機構(gòu)有限元模型進行求解,得到精梳機連桿機構(gòu)在一個運轉(zhuǎn)周期內(nèi)應(yīng)力分布云圖如圖4所示。

圖4 速度為500鉗次/min時連桿機構(gòu)各零件應(yīng)力云圖Fig. 4 Cloud map of maximum stress distribution of each part under velocity of 500 nippers/min. (a)Eccentric sleeve stress cloud map; (b)Eccentric stress cloud map; (c)Timing adjustment disk stress cloud map; (d)Swing arm stress cloud map; (e)Linkage 2 stress cloud map; (f)Linkage 1 stress cloud map; (g)Lower stick stress cloud map; (h)stick stress cloud map

由圖4可知:在精梳機速度為500 鉗次/min時,偏心套最大應(yīng)力為66.565 MPa,在小圓孔處如圖4(a)所示;偏心座最大應(yīng)力為2.599 2 MPa,在近圓孔端如圖4(b)所示;定時調(diào)節(jié)盤在小圓孔處為295.96 MPa,應(yīng)力集中如圖4(c)所示;擺動臂最大應(yīng)力為102.68 MPa,位于其后下端面處如圖4(d)所示;連桿2的最大應(yīng)力為38.667 MPa,在與定時調(diào)節(jié)盤鉸接的圓孔處如圖4(e)所示;連桿1的最大應(yīng)力為24.187 MPa,在圓孔處如圖4(f)所示;下?lián)u桿的最大應(yīng)力為4.718 7 MPa,位于與連桿1鉸接的圓孔處如圖4(g)所示;搖桿最大應(yīng)力為101.62 MPa,在大圓孔上方如圖4(h)所示。

為進一步分析速度對零件壽命的影響,分別將精梳機速度提高到600、700 鉗次/min后,對連桿驅(qū)動機構(gòu)有限元模型分別重新求解,并得到精梳機連桿機構(gòu)在一個運轉(zhuǎn)周期內(nèi)最大應(yīng)力如表5所示。

表5 不同速度下各零件最大應(yīng)力Tab. 5 Maximum stress of each part at different velocitys

綜合以上分析可知:在精梳機速度為500 鉗次/min及以下時,一個運轉(zhuǎn)周期內(nèi)的連桿機構(gòu)各零件最大應(yīng)力均小于材料的許用應(yīng)力;當精梳機速度增大到600 鉗次/min以上后,定時調(diào)節(jié)盤的最大應(yīng)力超過材料的許用應(yīng)力,零件有疲勞斷裂的風險,而其它零件均小于許用應(yīng)力。

3.4 實驗驗證

為驗證精梳機分離羅拉驅(qū)動機構(gòu)有限元模型,并預(yù)測精梳機高速運轉(zhuǎn)時零件的壽命及強度,按照設(shè)計要求各零件均采用45碳素結(jié)構(gòu)鋼制造,并裝配到JSFA588型精梳機上,精梳工藝參數(shù)一定條件下,連續(xù)過棉生產(chǎn)72 h,分別在速度為500和600鉗次/min時,觀察棉網(wǎng)狀況,并利用Fluke805型測振儀測定精梳機驅(qū)動機構(gòu)的振動情況,結(jié)果如表6所示?，F(xiàn)場觀察在速度為500鉗次/min時精梳機運行平穩(wěn),車頭振動較小,棉網(wǎng)清晰,如圖5(a)所示;將速度提高到600鉗次/min后,精梳機車頭振動劇烈,棉網(wǎng)有明顯破裂現(xiàn)象,如圖5(b)所示。停車后檢查發(fā)現(xiàn)定時調(diào)節(jié)盤小圓孔處銷軸有磨損現(xiàn)象,結(jié)果如圖6所示。實驗結(jié)果表明此位置受力較大,與仿真結(jié)果分析一致。

表6 不同速度下精梳機驅(qū)動機構(gòu)振動情況Tab. 6 Vibration of comber drive mechanism at different speeds

圖5 精梳機不同速度時精梳棉網(wǎng)狀況Fig. 5 Combed cotton mesh condition at different speeds.(a) 500 nippers/min; (b) 500 nippers/min

圖6 定時調(diào)節(jié)盤圓孔位置銷軸受損情況Fig. 6 Damaged state of pin shaft at small hole of timing adjustment disk

4 結(jié) 論

通過對精梳機分離羅拉連桿驅(qū)動機構(gòu)進行ADAMS動力學仿真,得到零件各鉸接點的受力,并在此基礎(chǔ)上將負載力矩加載到有限元模型中,對各零件應(yīng)力進行有限元分析。經(jīng)過仿真分析與實驗驗證得出在精梳機速度為500 鉗次/min及以下時,1個運轉(zhuǎn)周期內(nèi)的連桿機構(gòu)各零件最大應(yīng)力均小于材料的許用應(yīng)力,各零件材料使用安全;當精梳機速度增大到600 鉗次/min以上后,定時調(diào)節(jié)盤的最大應(yīng)力超過材料的許用應(yīng)力,零件有疲勞斷裂的風險,容易故障停車并造成生產(chǎn)事故。

目前棉紡精梳機實際運行速度在600 鉗次/min以下,因此可以在滿足強度和剛度的要求下,將連桿驅(qū)動機構(gòu)中定時調(diào)節(jié)盤可以選用強度更高的材料,而其它各零件可以選用更輕質(zhì)材料進行制造,來減輕設(shè)備質(zhì)量、降低制造成本。