棉紡精梳機分離羅拉連桿驅動機構動力學仿真及有限元分析

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. 盛美半導體設備(上海)股份有限公司, 上海 201203;3. 先進紡織裝備技術省部共建協同創新中心, 河南 鄭州 450007)

棉紡生產過程中,精梳加工是提高產品附加值的有效手段,而精梳機的速度及運行穩定性是決定生產效率的關鍵因素,由于其關鍵部件運動的復雜性,目前國內外大多數精梳機工作仍然采用齒輪、連桿等傳統的機械傳動機構來實現。當精梳機的速度提高后,分離羅拉驅動機構受到的負荷會急劇增大,各部件出現斷裂的概率增大,因此,對精梳機分離羅拉驅動機構進行動力學分析,找出各部件最大應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動機構及相關設備關鍵部件的設計具有重要指導意義。

賈國欣等[1-2]對分離羅拉及其傳動機構的運動規律進行了研究,并對其運動過程中產生的振動進行了分析,但沒有對連桿機構受力方面進行研究。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測其加工變形情況,李金鍵[6]對精梳機鉗板驅動機構進行了動力學仿真分析。而對精梳機分離羅拉驅動機構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動機構的三維模型并導入Adams軟件建立分離羅拉驅動機構動力學模型,得到連桿機構在各鉸接處的受力,在此基礎上利用Ansys workbench軟件的瞬態動力學模塊建立分離羅拉驅動機構有限元模型,得到各部件在不同車速時的最大應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的優化設計提供參考,進而提高精梳機的使用壽命及生產運行可靠性。

1 精梳機分離羅拉連桿驅動機構

根據精梳工藝原理,在精梳機的一個工作周期內,為完成分離羅拉“倒轉—順轉—基本靜止”運動狀態的快速轉變,需通過由平面七連桿機構、差動輪系變速傳動機構及定軸恒速傳動機構相互配合組成的分離羅拉連桿驅動機構來實現,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齒齒輪轉動中心。定時調節盤繞O點轉動。連桿1在A點與定時調節盤鉸接,在B點與偏心套鉸接,并通過定時調節盤帶動活套在偏心座上的偏心套轉動。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在平面內運動,通過鉸接點D帶動搖桿在平面內做往復擺動。連桿2通過鉸接點F帶動搖桿結合件繞33齒齒輪旋轉中心O3在平面內擺動。與33齒齒輪固定鏈接的搖桿結合件通過連桿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動機構模型及其簡化模型Fig. 1 Model (a) and simplified model (b) of detaching roller planar linkage

2 分離羅拉連桿驅動機構動力學仿真

2.1 分離羅拉連桿驅動機構建模

以JSFA588型精梳機分離羅拉連桿驅動機構各零件尺寸為原型,通過Solidworks軟件建立精梳機分離羅拉連桿驅動機構三維模型后,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。考慮連桿在運動過程中的慣性力,賦予其零件實際質量屬性。根據連桿機構中各零件實際運動關系創建運動副,其中在連桿機構定時調節盤與大地間建立轉動副,搖桿與大地間建立轉動副,連桿機構的輸出部件與大地間建立轉動副,偏心座與大地間建立固定副。設定連桿驅動機構的初始位置為24分度。設置完成后,對模型進行仿真分析。

2.2 連桿驅動機構各零件在鉸接處的受力

當速度為400 鉗次/min時,給模型添加驅動,輸入驅動參數為(400×2π/60) rad/s。由于連桿機構驅動分離羅拉轉動,機構受到分離牽伸產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。設定仿真時間為0.15 s,時間步數為40,由于連桿驅動機構只在X軸與Y軸平面內運動,因此Z軸方向受力可以忽略不計,則利用ADAMS軟件對分離羅拉驅動機構進行動力學仿真,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的分離羅拉驅動機構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,在精梳機傳動機構中,連桿5由2個連桿組成,來保證傳動的平穩性,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和定時調節盤(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 速度對連桿驅動機構受力的影響

為進一步研究精梳機速度提高后對連桿驅動機構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 分離羅拉驅動機構有限元分析

3.1 分離羅拉連桿機構有限元建模

分離羅拉連桿機構是精梳機驅動系統的重要部件,隨著精梳機速度的增高,驅動系統的負載力矩會增大,相應的零件受力也會逐漸增大,易引起相關部件發生磨損、變形等,影響配合精度、機器運轉的穩定性及可靠性。因此通過對精梳機分離羅拉連桿機構進行有限元分析,得到機構內各零部件的應力云圖,為高速精梳機的安全性能評估及零件機構的優化設計提供參考。

為減少計算量,使得求解結果能夠更加精確,需對分離羅拉連桿機構的模型進行簡化,剔除機構中不影響分析結果的圓角、倒角等,將簡化后的三維模型以中間格式文件導入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各零件都采用45碳素結構鋼,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 連桿機構零件材料屬性Tab. 4 Material properties of linkage mechanism

圖3 分離羅拉連桿驅動機構有限元模型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格劃分,網格的質量將直接影響求解的收斂性與精度,為提高劃分網格質量,采用四面體實體單元的補丁適形算法進行網格劃分,中等平滑網格,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,綜合考慮計算規模和計算精度,確定連桿1和連桿2的網格單元大小為3 mm,其余零件基礎網格大小為10 mm,邊界框對角線為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,網格單元個數為64 430,節點個數為114 690。

3.2 施加約束及載荷

參照ADAMS軟件中分離羅拉連桿驅動機構添加運動副對其施加全約束。分離羅拉連桿驅動機構作為分離羅拉的動力輸入端,驅動分離羅拉實現周期性的“倒轉—順轉—基本靜止”轉動,因此連桿機構對外輸出負載力矩,將負載力矩添加到連桿驅動機構模型上;將連桿機構高速轉動時產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。參數設置完成后,對連桿驅動機構進行求解,即可獲得分離羅拉連桿驅動機構的應力變形分布云圖。

3.3 有限元應力仿真結果分析

在實際應用時,由于分離羅拉連桿機構的復雜運動,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,從而導致實際的動作狀況復雜化,結構性能也會受到一定程度的損壞?？紤]到如沖擊產生的振動、高速運動產生的慣性等多方面的影響,為保障精梳機的安全工作,需設置一定的安全系數。本文將安全系數值設置為1.5,因此零件的許用應力[σ]為抗拉強度極限σb與安全系數之比[7],即45碳素結構鋼的許用應力為[σ]=400 MPa。

在精梳機速度為500 鉗次/min時,對連桿驅動機構有限元模型進行求解,得到精梳機連桿機構在一個運轉周期內應力分布云圖如圖4所示。

圖4 速度為500鉗次/min時連桿機構各零件應力云圖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,偏心套最大應力為66.565 MPa,在小圓孔處如圖4(a)所示;偏心座最大應力為2.599 2 MPa,在近圓孔端如圖4(b)所示;定時調節盤在小圓孔處為295.96 MPa,應力集中如圖4(c)所示;擺動臂最大應力為102.68 MPa,位于其后下端面處如圖4(d)所示;連桿2的最大應力為38.667 MPa,在與定時調節盤鉸接的圓孔處如圖4(e)所示;連桿1的最大應力為24.187 MPa,在圓孔處如圖4(f)所示;下搖桿的最大應力為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,對連桿驅動機構有限元模型分別重新求解,并得到精梳機連桿機構在一個運轉周期內最大應力如表5所示。

表5 不同速度下各零件最大應力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,一個運轉周期內的連桿機構各零件最大應力均小于材料的許用應力;當精梳機速度增大到600 鉗次/min以上后,定時調節盤的最大應力超過材料的許用應力,零件有疲勞斷裂的風險,而其它零件均小于許用應力。

3.4 實驗驗證

為驗證精梳機分離羅拉驅動機構有限元模型,并預測精梳機高速運轉時零件的壽命及強度,按照設計要求各零件均采用45碳素結構鋼制造,并裝配到JSFA588型精梳機上,精梳工藝參數一定條件下,連續過棉生產72 h,分別在速度為500和600鉗次/min時,觀察棉網狀況,并利用Fluke805型測振儀測定精梳機驅動機構的振動情況,結果如表6所示。現場觀察在速度為500鉗次/min時精梳機運行平穩,車頭振動較小,棉網清晰,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,棉網有明顯破裂現象,如圖5(b)所示。停車后檢查發現定時調節盤小圓孔處銷軸有磨損現象,結果如圖6所示。實驗結果表明此位置受力較大,與仿真結果分析一致。

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

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

圖6 定時調節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 論

通過對精梳機分離羅拉連桿驅動機構進行ADAMS動力學仿真,得到零件各鉸接點的受力,并在此基礎上將負載力矩加載到有限元模型中,對各零件應力進行有限元分析。經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個運轉周期內的連桿機構各零件最大應力均小于材料的許用應力,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,定時調節盤的最大應力超過材料的許用應力,零件有疲勞斷裂的風險,容易故障停車并造成生產事故。

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,將連桿驅動機構中定時調節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材料進行制造,來減輕設備質量、降低制造成本。