劉鵬展，賈國欣，任家智

(1.中原工學院紡織學院，河南 鄭州 450007;2.河南省紡織服裝協同創(chuàng)新中心，河南 鄭州 450007;3.河南工程學院紡織學院，河南 鄭州 450007)

精梳機高速運轉時，鉗板機構前后擺動并產生往復彈簧合力(1對牽吊桿內的彈簧產生周期變化的彈性力)、鉗口沖擊力［1］和作用于機架上的振動力，引起了鉗板機構的劇烈振動。劇烈振動產生噪聲污染，惡化紡織廠工作環(huán)境;機構的振幅增大，導致零部件疲勞破壞加大和壽命縮短，增加成本及投資負擔;精梳機的工藝質量下降，降低了公司的效益。本文運用ADAMS對鉗板機構進行動力學仿真，分析鉗板機構振動大小，為鉗板機構的減振優(yōu)化提供理論參考。

1 鉗板機構及其振動的產生

1.1 鉗板機構

鉗板機構由鉗板擺軸傳動機構(見圖1)、張力軸傳動機構(見圖2)和鉗板擺動機構(見圖3)組成。鉗板擺動機構由前擺臂、后擺臂、下鉗板座、上鉗板結合件、牽吊桿、偏心輪、機架7個構件組成。其中，牽吊桿的A處存在彈簧力，B處存在上、下鉗板閉合時產生的沖擊力。

圖1 鉗板擺軸傳動機構Fig.1 Transmission mechanism of nipper balance shaft

圖2 張力軸傳動機構Fig.2 Transmission mechanism of tension shaft

鉗板擺動機構為二自由度的七連桿機構。其原動件分別為鉗板擺軸和張力軸［2］。鉗板擺軸由錫林軸通過曲柄—滑塊—滑桿機構傳動(見圖1)，張力軸由鉗板擺軸通過齒輪機構傳動(見圖2)。在精梳機的1個工作循環(huán)中，鉗板擺軸正反向轉動，固連其上的后擺臂前后擺動，后擺臂帶動下鉗板座和前擺臂前后擺動。同時，由鉗板擺軸傳動的張力軸通過牽吊桿使得上、下鉗板開啟閉合。鉗板機構的錫林軸、鉗板擺軸、張力軸與機座相連。

鉗板機構的作用是將給棉羅拉喂入的棉層牢靠握持，供錫林梳理。梳理結束后，鉗板機構向前擺動將梳理過的棉層送向分離鉗口，同時上鉗板迅速開啟，使鉗口外的棉層抬頭與分離羅拉倒入機內的棉網進行搭接［3］。

圖3 鉗板擺動機構Fig.3 Swing mechanism of nipper

1.2 鉗板機構振動的產生

由圖3可知，鉗口閉合時，牽吊桿內A處的彈簧被壓縮。鉗口開啟時，彈簧伸長。在鉗口閉合瞬間，B處受到的彈簧力和鉗口沖擊力有可能會引起鉗板機構的彈性振動。此外，鉗板擺軸和張力軸受到驅動力，構件之間受到運動副約束力和阻力。鉗板機構的驅動力、約束力和阻力稱為外力系，外力通過構件之間的運動副，最終作用于與錫林軸、鉗板擺軸、張力軸相連的機座上并形成振動力，引起鉗板機構的振動。鉗板機構的振動力和振動力矩周期性變化，產生噪聲并惡化工作環(huán)境。

2 鉗板機構仿真及振動分析

2.1 鉗板機構仿真

通過Pro/E建立鉗板機構的三維模型并保存副本為“.x_t”格式。在 ADAMS中導入“.x_t”格式的文件［4］。利用ADAMS中的ADAMS/View基本環(huán)境模塊對導入后的機構模型建立約束和傳動系統［5－6］，并進行柔性裝配。在靜平衡環(huán)境下，檢驗機構系統完全正確。最終鉗板機構的仿真模型如圖4所示。

2.2 鉗板機構的振動分析

2.2.1 鉗板機構的往復彈簧合力與鉗口沖擊力

圖4 鉗板機構仿真模型Fig.4 Simulation model of nipper mechanism

設精梳機的工作速度為400鉗次/min，即角速度ω=400×2×π/60=13.3π rad/s;仿真時間為3/20 s，步數為100;鉗板機構工作初始位置為24分度;彈簧的彈性系數為6.47 N/mm，預壓縮長度為35.5mm。調試鉗口接觸類型及碰撞系數，保證鉗口開啟閉合正常，符合鉗板機構真實運動和工藝配合規(guī)律。對鉗板機構進行動力學仿真分析，通過ADAMS/PostProcessor后處理模塊進行數據處理［7－8］，得到鉗板機構在1個擺動周期的往復彈簧合力變化曲線(見圖5)及鉗口瞬時沖擊力大小。

圖5 鉗板機構往復彈簧合力曲線Fig.5 Reciprocating spring force curve of nipper mechanism

由圖5可知:當鉗口處于開啟狀態(tài)，往復彈簧合力保持一定預緊力不變;當鉗口處于閉合狀態(tài)，往復彈簧合力逐漸增加到最大再逐漸減小。鉗板機構在往復擺動過程中產生的彈簧合力使牽吊桿產生振動，同時彈簧合力通過連接副引起其他構件振動。往復彈簧合力引起的振動很難消除，在保證裝配和工藝要求下，盡可能減小預緊力。

鉗口瞬時沖擊力由上鉗板的慣性和彈簧力作用而產生。由仿真分析可知，鉗板閉合時瞬時沖擊力達到2106 N。該沖擊力不但可能使鉗板產生彈性振動，而且通過連接副引起其他構件的振動。為了使沖擊引起的振動減小，可以利用計算機優(yōu)化偏心輪的偏心位置角和偏心距使鉗口閉合前上鉗板的角速度減小，減小鉗口沖擊力［9］。

2.2.2 鉗板機構的慣性力

根據達朗貝爾原理，外力系作用的機座在同一機架上，機構的外力系與總慣性力組成一個平衡力系［10］，所以作用于精梳機機架上的外力系等于鉗板機構總慣性力。由于振動力來源于鉗板機構外力系，所以振動力等效于總慣性力。

鉗板擺動機構的三維模型如圖6所示，以O為原點建立空間坐標系。設HC500精梳機鉗板機構的各單個構件質量為 mi，各單個構件加速度為(其中i=1，1'，2，2'，3，4，5，6，6'，7，7'，以下同理)，則每個構件的慣性力表示為

圖6 鉗板擺動機構三維模型Fig.6 Three-dimensional model of swing mechanism of nipper

鉗板機構前后擺動過程中，慣性力出現在X、Y方向。即使有裝配誤差的存在，Z方向的慣性力也非常小，可以忽略不計。如圖6所示，設Fix、Fiy分別為各單個構件的慣性力在X、Y方向的投影，則各單個構件的總慣性力大小Fi可表示為

設HC500精梳機鉗板機構的總質量為M，鉗板機構的總質心加速度為，則機構的總慣性力為

鉗板機構的總慣性力在X、Y方向上進行分解，設FsX、FsY分別為總慣性力在X、Y方向上的投影，則鉗板機構的總慣性力大小Fs表示為

而鉗板機構X方向總慣性力與Y方向總慣性力又分別表示為

保持精梳機的工作條件和參數設置同上述往復彈簧合力、鉗口沖擊力分析一致。通過ADAMS仿真，并對1個工作周期內每個構件加速度的 X、Y方向與mi進行數據處理和計算。根據式(2)，得出每個構件的慣性力幅值變化曲線;根據式(4)、(5)和(6)，得出鉗板機構總慣性力幅值曲線，如圖7所示。慣性力特征參數如表1所示。

圖7 鉗板機構慣性力幅值變化曲線Fig.7 Inertial force's amplitude curves of nipper mechanism

由圖7和表1可知:1)鉗板機構的X方向慣性力幅值最大為179.07 N，Y方向慣性力幅值最大為60.49 N，每個構件及鉗板機構的X方向慣性力幅值遠大于Y方向慣性力幅值。2)1組鉗板機構的總慣性力幅值最大值為179.34 N，最小值為18.32 N。其中，下鉗板座的慣性力最大，其幅值最大值為109.04 N。3)1臺精梳機上8組鉗板機構產生的慣性力進行迭加，得出鉗板機構總慣性力的幅值最高達到1434.72 N，8個下鉗板座的最大慣性力幅值達到872.32 N。

表1 鉗板機構慣性力特征參數Tab.1 Characteristic parameter of inertial force of nipper mechanism

鉗板機構的總慣性力即振動力對精梳機的振動影響很大。其下鉗板座引起的振動占60.8%。針對振動產生的負效應，需要考慮鉗板機構的優(yōu)化及減振［11］。

2.3 不同參數下鉗板機構的振動分析

2.3.1 曲柄半徑對鉗板機構振動的影響

精梳機工作速度為400鉗次/min，鉗板組件的質量為6.823 kg。取曲柄半徑r分別為50、55、60、65、70mm，利用ADAMS仿真及曲線處理，得到1個工作周期內鉗板機構總振動力的特征參數和變化曲線，分別如表2和圖8所示。

表2 不同曲柄半徑時總振動力特征參數Tab.2 Characteristic parameter of total shaking force at different crank radii

圖8 不同曲柄半徑時總振動力變化曲線Fig.8 Total shaking force curves with different crank radii

由表2和圖8可知:隨著曲柄半徑長度的增加，鉗板機構總振動力的最小、最大幅值、極差、平均值及變異系數均相應增加。曲柄半徑長度由50mm變?yōu)?0mm時，1組鉗板機構的總振動力最大幅值由152.39 N增大為286.53 N。1臺精梳機8組鉗板機構的總振動力最大幅值由1219.12 N增大到2292.24 N，總振動力最大幅值增加了88%。曲柄半徑由50mm增加到70mm時，1組鉗板機構的總振動力極差由136.07 N變?yōu)?65.25 N，增加了94.9%。極差越大，鉗板機構轉動所產生的振動幅度加大，精梳機零件疲勞破壞加大，壽命減少。

2.3.2 鉗板組件質量對鉗板機構振動的影響

精梳機工作速度為400鉗次/min，曲柄半徑為55mm。改變鉗板組件的質量，鑄鐵鉗板機構質量為11.640 kg，鋁合金鉗板機構質量為6.823 kg，鈦合金鉗板機構質量為6.346 kg。利用ADAMS仿真及曲線處理，得到運動周期內鉗板機構總振動力的變化曲線和特征參數，結果分別如圖9和表3所示。

圖9 不同質量時總振動力變化曲線Fig.9 Total shaking force curves with different quality

由圖9和表3可知:鉗板組件質量由11.640 kg變?yōu)?.346 kg時，1組鉗板機構總振動力幅值的最大值由303.25 N下降為157.58 N，則1臺精梳機8組鉗板機構總振動力幅值的最大值由2426.00 N減小到1260.64 N，振動減小了48%。鉗板組件質量相應減少，1組鉗板機構的振動力平均值由150.0 N變?yōu)?7.5 N，減小了48.3%。平均值明顯減小，總振動力在1個運動周期內的大小變化整體趨向減小。同時，在一定程度上有利于精梳棉網的平穩(wěn)生成和輸出。

表3 不同質量時總振動力特征參數Tab.3 Characteristic parameter of total shaking force at different masses

2.3.3 精梳機工作速度對鉗板機構振動的影響

保持曲柄半徑r為55mm不變，鉗板組件鋁合金的質量為6.823 kg。改變精梳機工作速度分別為350、400、450、500 鉗次/min 時，得到 1 個運動周期內鉗板機構總振動力的分布，結果分別如圖10和表4所示。

圖10 不同工作速度時總振動力變化曲線Fig.1 0 Total shaking force curves at different revolving speeds

表4 不同工作速度時總振動力特征參數Tab.4 Characteristic parameters of total shaking force at different revolving speeds

由圖10和表4可知:當精梳機工作速度由350鉗次/min增加500鉗次/min時，1組鉗板機構總振動力幅值的最大值由137.30 N變?yōu)?80.21 N。1臺精梳機8組鉗板機構總振動力幅值的最大值由1098.40 N變?yōu)?241.68 N，增加了104%。精梳機工作速相應增加，1組鉗板機構的總振動力極差由123.27 N變?yōu)?51.58 N，增加了104%。其平均值由67.1 N變?yōu)?37.0 N，增加了104.2%。變異系數保持不變。

3 結論

由精梳機鉗板機構運動仿真和振動分析可知，往復彈簧合力、鉗口沖擊力和振動力引起鉗板機構的振動。鉗板機構的振動力等于總慣性力。精梳機在工作速度為 400鉗次/min、曲柄半徑大小為55mm、鉗板組件材質為鋁合金時，鉗板機構的往復彈簧合力的變化范圍為459.37～680.19 N;鉗板機構的鉗口沖擊力最大為2106 N;1臺精梳機8組鉗板機構的總慣性力幅值的變化范圍為146.56～1434.72 N。保持其他條件不變，曲柄半徑由50mm增加到70mm時，其振動力幅值最大值增加了88%。保持其他條件不變，鉗板組件質量由11.640 kg減小到6.346 kg時，其振動力幅值最大值減小了48%。保持其他條件不變，精梳機工作速度由350鉗次/min增加到500鉗次/min，其振動力幅值最大值增加了104%。

鉗板機構的振分析方法可以運用到其他機器及機構。由于機構模型存在裝配誤差，ADAMS對鉗板機構的振動分析會產生小幅誤差。通過研究能夠準確掌握鉗板機構振動變化規(guī)律，確定振動力在鉗板機構轉動1個周期內的分布及其幅值變化。以振動力為源點，可以對鉗板機構進行減振優(yōu)化。

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