棉紡精梳機鉗板的變形及其應力分析

梁 灼， 賈國欣， 任家智， 李金鍵

(1. 中原工學院， 河南 鄭州 450007； 2. 河南工程學院， 河南 鄭州 450007)

精梳紗線及面料的優良品質和獨特風格是由精梳機獨特的梳理方式實現的。精梳機的梳理主要表現在鉗板握持棉叢的一端，錫林針齒梳理棉叢的另一端，棉叢中的短纖維、棉結及雜質被排除，并在梳理過程中提高了纖維的分離度、伸直度與平行度，從而改善紗線的內在品質及外觀質量。如果在錫林梳理過程中鉗板發生變形，鉗板鉗口對纖維層的橫向握持力將產生較大差異；鉗板變形大的位置，握持力較弱，錫林梳理時易將可紡纖維抓走而造成纖維損失[1]，增加紡紗成本，同時也會產生輸出棉網破洞或斷裂而影響精梳質量及精梳生產，因此，研究高速棉紡精梳機在錫林梳理過程中鉗板的變形及應力大小，對于合理選擇鉗板的材質、加壓彈簧的壓力及精梳機鉗板截面尺寸具有重要意義。

目前對棉紡精梳機鉗板機構的研究主要集中在以下2個方面：第一，對鉗板機構進行運動學分析，建立鉗板的運動與分離羅拉、錫林的運動關系，確定最優的搭接刻度、鉗板開閉合定時、梳理開始與結束定時、分離羅拉順轉定時等精梳工藝參數[2-3]；第二，對鉗板機構進行動力學研究，運用ADAMS仿真軟件得出一個工作周期內各部件慣性力的變化規律，并對鉗板機構進行以減振、節能及高速為目標的平衡優化設計[4-5]。本文對棉紡精梳機鉗板機構的加壓系統進行動力學分析，建立數學模型；運用SolidWorks、ADAMS軟件對鉗板加壓機構進行三維建模及動力學分析，利用Ansys軟件對3種不同材質的下鉗板的應力與變形進行有限元分析，以期減少可紡纖維損失，提高梳理質量。

1 精梳機鉗板加壓過程分析

精梳機鉗板機構如圖1所示。由后擺臂、下鉗板結合件及前擺臂組成的四連桿機構在鉗板擺軸的驅動下前、后擺動；而鉗板擺軸的驅動是由電動機通過曲柄滑塊機構完成的[6]。上鉗板結合件、牽吊桿(包括彈簧)通過偏心輪與偏心軸連接；偏心輪固裝在偏心軸上，并由偏心軸驅動；而偏心軸是由鉗板擺軸通過齒輪傳動的。當鉗板機構向前擺至一定位置時，上鉗板結合件在后擺臂驅動的四連桿機構及牽吊機構的協同作用下逐漸開啟；鉗板擺至最前位置時，上鉗板的開口量最大。鉗板機構由最前位置后擺時，上鉗板鉗口逐漸閉合；當鉗板后擺至一定位置時，鉗板鉗口完全閉合，在鉗板后擺及偏心軸的協同作用下，牽吊桿長度縮短，彈簧受到壓縮，從而產生對上鉗板結合件的壓力，使上下鉗板鉗口產生對纖維層的握持力。

圖1 鉗板機構Fig.1 Nipper mechanism

在JSFA588型精梳機上，10分度時下鉗板由完全閉合狀態開始開啟，24分度時鉗板擺至最前位置，此時的開口量最大(為24 mm)；當鉗板由最前位置(24分度)開始向后擺時，上鉗板鉗口逐漸閉合，34分度時上下鉗板處于完全閉合狀態[7]。

2 鉗板鉗持力矩及有效壓力

為便于分析，鉗板機構可簡化為一個具有復雜運動的七連桿平面結構，如圖2所示。O1、O2和O3分別是鉗板機構的鉗板擺軸、錫林軸和張力軸的軸中心，連桿AO3為偏心輪，AB為牽吊桿在鉗板閉合前的長度，偏心輪驅動牽吊桿繞B點運動。上鉗板和鉗板托架BCJ′固定在一起，可視為一個整體結合件，B點為牽吊桿和上鉗板托架的鉸接點，C點為鉗板底座和上鉗板托架的鉸接處，鉗板托架BCJ′在牽吊桿和鉗板底座的共同作用下作開啟閉合運動，上鉗板固定在鉗板托架上，隨上鉗板托架一起繞C點作定軸轉動。連桿O1D由鉗板擺軸O1驅動, 連桿O2N以錫林軸心O2為支點擺動,下鉗板固裝在連桿DN上并隨之一起運動。J′、J分別為上、下鉗板的嚙合點，在上、下鉗板閉合之前，牽吊桿A點至B點的距離為定值，彈簧壓縮量為定值。當上、下鉗板鉗口閉合后，導桿A點至B點的距離縮短，彈簧受到壓縮，上鉗板鉗唇J′點對下鉗板鉗唇J點產生壓力。

圖2 鉗板機構平面結構圖Fig.2 Plane structure diagram of nipper pressure mechanism

2.1 彈簧對上鉗板施加的壓力

由圖2可知，在鉗板閉合過程中，由于A點至B點的距離變小，引起彈簧壓縮長度變化，鉗板鉗口的壓力也隨之變化，因此，在錫林梳理過程中，鉗板鉗口閉合，求得A點至B點的距離的大小即可求得鉗板鉗口的壓力。

設k為精梳機牽吊桿中彈簧的彈性系數(N/mm)，L4為彈簧預壓縮長度(mm)，L3為第n分度時A點至B點的距離，因鉗板兩側各有1個彈簧，所以彈簧施加在鉗口兩邊的初始壓力FC為

FC=2kL4

設鉗板閉合前導桿的原始長度為L5，當鉗板閉合時，彈簧壓縮量為導桿原長L5與L3值之差，因此，第n分度鉗板鉗口壓力Fk的數學表達式[8]為

Fk=2k(L5-L3)

由此可知，彈簧彈性系數k不變的情況下，鉗板閉合時鉗口壓力與彈簧的壓縮量成正比。

2.2 鉗板的有效壓力

上鉗板完全閉合、鉗板鉗口處于鉗持狀態時彈簧的壓力分解如圖3所示。由于彈簧對上鉗板的壓力Fk是沿牽吊桿AB方向施加在鉗板結合體上的，而上鉗板對下鉗板的壓力是通過上鉗唇J′壓向下鉗唇J，下鉗唇J點受到上鉗唇J′的實際壓力稱為有效壓力(用F表示)，有效壓力對支點C產生的力矩稱為有效鉗持力矩(用M表示)。根據力的平行四邊形法則，可求得有效鉗持力矩M。

圖3 鉗板鉗口閉合時彈簧壓力Fig.3 Spring pressure at closed jaws of nipper

如圖3所示，θA為牽吊桿AB與X軸的夾角，可由A、B2點的坐標求得，θk為力Fk與上鉗板托架BC的夾角，可利用圖3中的幾何關系求得，則鉗板有效鉗持力矩M計算公式為

M=LBCFksinθk

因上鉗板對下鉗板的有效壓力F對支點C產生的力矩等于有效鉗持力矩M，因此，下鉗板所受到的有效壓力F為

已知LBC、LBJ及LCJ分別為72、75、77 mm，導桿AB長度為113 mm，落棉隔距為8 mm；在彈簧彈性系數為6.47 N/mm，彈簧預壓縮長度為35.5 mm， 偏心軸位置角為17.3°[9]，利用ADAMS軟件對鉗板機構進行動力學仿真，得到在梳理過程中彈簧壓縮量(L5-L3)、θk、鉗板鉗口壓力Fk和有效壓力F的變化規律，如表1所示。

表1 加壓機構各項參數結果Tab.1 Results of various parameters of pressurizing mechanism

由此可知，在梳理過程(即從34分度到10分度)中，鉗板鉗口壓力和有效壓力先增大，到達最大值后減小，在40分度時鉗口壓力Fk到達最大值，為539.68 N；鉗板鉗口的有效壓力在2分度時到達最大值，為457.11 N。

3 下鉗板的變形及應力

由圖3可看出，上鉗板固裝在上鉗板結合件BJ上，鉗板鉗口完全閉合時受到彈簧壓力，并傳遞至下鉗板，使之產生變形與應力。與下鉗板相比，上鉗板變形較小，因此，本文只對下鉗板的變形及應力進行分析。

3.1 下鉗板的變形

鉗板握持機構的三維結構簡圖如圖4所示。下鉗板利用螺栓固定在鉗板座上，鉗板座兩端與前擺臂鉸接，前擺臂活套在錫林軸上。上、下鉗板閉合時，下鉗板鉗口處受到上鉗板壓力F的作用，使下鉗板產生變形與應力。建立如圖4所示的坐標系，在xoy平面內，下鉗板可看作以螺栓連接點為固定支點，鉗口處受橫向外力F作用的懸臂梁；在yoz平面內，下鉗板鉗口處可看作兩端被前擺臂支撐，中間受上鉗板均布壓力作用的簡支梁。

圖4 下鉗板三維結構簡圖Fig.4 Three-dimensional structure diagram of lower nipper

3.1.1 下鉗板在xoy平面的變形

在xoy平面內，下鉗板的懸臂梁模型如圖5所示。可知，下鉗板的變形分為等截面PG段和變截面GJ段2段。據材料力學知識[10]，下鉗板PG段的撓曲線方程(變形方程)為

圖5 下鉗板懸臂梁模型Fig.5 Lower nipper cantilever model

式中：x1為PG段上任一橫截面到固定支點P的距離(0≤x1≤L6)；W1(x1)為橫截面x1的撓度,mm；F為下鉗板受到的有效壓力,N；E為彈性模量,MPa；IZ為橫截面對于z軸慣性矩，mm4。矩形截面的慣性矩只與截面的尺寸有關，等截面PG段的尺寸為常數，則IZ為定值。

下鉗板的有效壓力F及PG段長度L6均為已知。越靠近G點的截面，x1數值越大，截面的變形越大，PG段的最大變形發生在G點。

GJ段為變截面段，據文獻[11-12]可知，懸臂梁的最大變形發生在梁的端部J點，根據小變形疊加原理，可求得J點的撓度，進一步求得下鉗板在xoy平面內的最大變形。

3.1.2 下鉗板在yoz平面的變形

在yoz平面內，下鉗板的簡支梁模型如圖6所示。下鉗板鉗口兩端受到前擺臂向上的支撐力，上鉗板對下鉗板的有效壓力F轉化為對下鉗板的連續載荷，假設載荷均勻分布，在yoz平面內，下鉗板鉗口產生如圖所示的彎曲變形，據材料力學知識，可求得鉗板鉗口任一橫截面的撓度。

圖6 下鉗板簡支梁模型Fig.6 Lower clamp simply supported beam model

在正常加壓狀態時，下鉗板的變形是由鉗板鉗口在xoy平面與yoz平面的變形疊加而成；下鉗板的最大變形發生在鉗口邊緣中點，造成上下鉗板鉗口中點對棉叢的握持力不足，錫林梳理過程中易將纖維抓走；下鉗板受到的有效壓力F越大，下鉗板鉗口中部的變形越大；當下鉗板材料的彈性模量越大時，下鉗板鉗口中部的變形越小，因此，選擇彈性模量較大下鉗板材質對減小鉗板變形具有重要作用。

3.2 下鉗板的應力

上、下鉗板閉合時，下鉗板在2個平面內發生橫向彎曲變形，產生剪力和彎矩2種內力，剪力和彎矩分別產生切應力和正應力。但構件的長度與截面高度之比大于5時，剪力產生的切應力相比于彎矩產生的正應力可忽略不計[13]，鉗板在2個變形平面內的長高之比均大于5，因此，下鉗板的彎曲可認為是純彎曲，即橫截面上只有正應力。

在正常加壓狀態時，下鉗板的應力是由鉗板鉗口在xoy平面與yoz平面的應力疊加而成。xoy平面內，下鉗板的最大應力發生在其與下鉗板座的鉸接點，即后排螺孔中心線。yoz面內，下鉗板鉗口邊緣的中點的應力較大。當鉗板鉗口加壓增大時，下鉗板危險點的應力變大，為使其強度滿足安全要求，其計算應力值應小于許用應力。

4 下鉗板有限元分析

4.1 鉗板機構三維建模及下鉗板材料屬性

根據JSFA588型精梳機鉗板機構及其驅動系統各部件的實際尺寸，利用Solidworks三維建模軟件進行組裝與建模，再將模型分別導入Ansys有限元分析軟件，對鉗板機構進行有限元分析。在進行網格劃分時，由于鉗板機構零件尺寸的差異較大，鉗板擺軸采用四面體網格劃分，基礎尺寸為8 mm；其他零部件為三角形網格劃分，基礎尺寸為10 mm；最終得到劃分單元個數為69 577，節點個數為138 991，如圖7所示。棉紡精梳機下鉗板材料有鉻合金、鋁合金及鈦合金3種，其性能參數如表2所示。

圖7 鉗板機構有限元模型Fig.7 Finite element model of nipper mechanism

表2 鉗板材料屬性Tab.2 Nipper material properties

4.2 下鉗板有限元應力變形及分析

4.2.1 下鉗板的應力分析

運用Ansys有限元分析軟件分別對鉻合金、鋁合金及鈦合金材料下鉗板進行應力模擬，得到3種不同合金材料的下鉗板應力云圖，如圖8所示。可知，3種合金材料的最大應力均發生在下鉗板左、右兩側邊緣，且靠近固定螺孔周圍。3種合金材料的下鉗板最大應力：鉻合金為22.095 MPa，鋁合金為15.862 MPa，鈦合金為10.325 MPa，均遠小于表2 中的許用應力；在精梳機1個工作周期中，下鉗板應力最大值出現的時間與鉗板有效壓力F出現時間相同，即為2分度時。

圖8 不同材質鉗板應力云圖Fig.8 Stress cloud diagram of lower nippe made by different materials. (a) Chromium alloy；(b) Aluminum alloy；(c) Titanium alloy

4.2.2 下鉗板的變形分析

運用Ansys有限元分析軟件分別對鉻合金、鋁合金及鈦合金下鉗板進行變形模擬，結果如圖9所示。可知，在工作狀態時，3種合金材料的下鉗板的變形規律相同，其變形大小分布為：下鉗板前緣中部變形最大，并以弓形向后及兩側擴散；3種合金下鉗板材料中，鉻合金材料最大變形量(0.019 3 mm)最大，鋁合金材料最大變形量(0.010 3 mm)次之，鈦合金材料最大變形量(0.008 mm)最小；在1個工作周期中，下鉗板變形最大值出現時間與鉗板有效壓力最大值及下鉗板最大應力出現時間相同，即為2分度時。

圖9 不同材質鉗板變形云圖Fig.9 Deformation cloud map of lower nipper made by different materials. (a)Chromium alloy； (b) Aluminum alloy； (c) Titanium alloy

5 結 論

通過對棉紡精梳鉗板鉗口的有效壓力分析及下鉗板的有限元分析，得到以下主要結論：

1)在正常加壓狀態時，下鉗板的變形與應力是由鉗板鉗口在xoy及yoz平面的變形及應力疊加而成的。

2)下鉗板材料分別為鉻合金、鋁合金及鈦合金時，其工作狀態下的最大應力遠小于其許用應力，因此，高速精梳機的下鉗板因應力集中而產生破壞的機率較小。

3)下鉗板所采用材料的性能，對其最大變形的影響較大，鉻合金下鉗板變形量最大，鋁合金下鉗變形量次之，鈦合金下鉗板變形量最小。采用鈦合金下鉗板，有利于改善鉗板對纖維層橫向握持的均勻性，減少可紡纖維損失，提高梳理質量。

4)采用鉻合金、鋁合金及鈦合金材料的下鉗板，其工作狀態下的最大應力均發生在鉗板兩側邊緣處，且靠近后排螺孔中心線附近；下鉗板的最大變形發生在下鉗板前緣中點處。在1個工作周期中，下鉗板的最大應力及最大變形發生的時間相同，均為2分度時。