喷气织机打纬机构及墙板的振动特性

金玉珍， 胡小冬， 林培峰， 胡旭东

(浙江理工大学 机械与自动控制学院， 浙江 杭州 310018)

喷气织机打纬机构及墙板的振动特性

金玉珍， 胡小冬， 林培峰， 胡旭东

(浙江理工大学 机械与自动控制学院， 浙江 杭州 310018)

针对喷气织机四连杆打纬机构随着转速的不断提高会引起的强烈振动和噪音问题，采用理论分析、数值模拟和实验相结合的方法对打纬机构及墙板的振动特性进行研究。分析四连杆打纬机构的动力学特性，基于有限元法分析四连杆打纬力对织机墙板振动的影响，建立打纬机构的曲柄旋转角度与打纬力、织机墙板最大振动应力和加速度的关系，确定织机墙板上最大振动以及最大应力产生的位置。结果表明，墙板发生共振的频率约为44.5 Hz，与喷气织机主振频率非常接近，墙板的最大振动主要集中在打纬机构附近，而最大应力主要集中在墙板中部和下部，并非墙板的最大振动处。

喷气织机； 打纬机构； 有限元法； 振动特性

机械振动是一种常见的物理现象，通常情况下振动的存在会影响机器的正常运转，还会引发噪声及环境污染。随着喷气织机转速的提高，织机四连杆打纬机构引起的振动和噪声日益影响织机的正常运转。研究结果显示，转速为600 r/min时，织机墙板的最大振动加速度达16 m/s2，实测噪声超过86 dB，而噪声的无害区小于60 dB，喷气织机的噪声远远超过了噪声的无害区，员工在噪声超过85 dB的环境中，将导致噪声性耳聋[1]。

国内外不少学者借助MatLab/Simulink[2]、SolidWorks simulation[3]等工具，以及其他特殊的方法，比如ODS法[4]，对织机机架或墙板进行模态分析和振动分析，建立了织机机架振动的有限元模型[5]和剑杆织机墙板有限元模型[6]，用于研究机架或墙板的材料、结构和刚度等对织机振动的影响。通过改变机架或墙板的材料、结构和质量，来减轻织机的振动。冯伟、沈丹峰等[7-8]专门对LL680织机进行动态特性测试，分析机构的薄弱环节，以及织机结构的高速动态特性。本文在已有的研究基础上将喷气织机四连杆打纬机构与墙板相结合，分析打纬机构对墙板振动产生的影响，包括打纬机构动力学分析、墙板模态分析、墙板应力分析以及加速度分析，并与实验相结合，期望为喷气织机打纬机构的优化提供理论参考和改进方向。

1 喷气织机打纬机构分析

喷气织机四连杆打纬机构的打纬过程可分为打纬行程和空行程。为了节省空回的时间，要求空行程快速返回；打纬过程又需要很大的力，则要求较低的速度获得较大的打纬力，这样机构便具有了急回运动的特性。图1示出具有急回特性的曲柄摇杆机构简图。

图1中θ为极位夹角，其数学表示公式为

(1)

(2)

θ=∠C1AD-∠C2AD

(3)

所以行程速比系数K，计算式为

(4)

式中：Td为打纬行程所需要的时间；Tk为空行程所需的时间。

打纬机构对墙板的冲击载荷是导致喷气织机墙板振动的主要因素，为研究作用力对墙板振动的影响，根据四连杆机构的结构简图建立曲柄、牵手和筘座的理论动力学模型，其受力分析如图2所示。

应用达朗贝尔原理，列出图2所示曲柄的动力学方程为

(5)

(6)

(7)

式中：FAx和FAy为曲柄A端作用力；FBx和FBy为曲柄B端的作用力；m1为曲柄的质量；a1x为曲柄x方向加速度；a1y为曲柄y方向加速度；W1为曲柄的重力；Md为曲柄的转矩；S1为曲柄的质心。

同理可列出牵手的动力学方程：

(8)

(9)

(10)

式中：FBx和FBy为牵手B端的作用力；FCx和FCy为牵手C端的作用力；m2为牵手的质量；a2x为牵手x方向加速度；a2y为牵手y方向加速度；W2为牵手的重力；-JS2α为牵手的惯性力矩；S2为牵手的质心。

(11)

(12)

(13)

式中：FCx和FCy为筘座脚C端的作用力；FDx和FDy为筘座脚D端的作用力；m2为牵手的质量；a3x为筘座脚x方向加速度；a3y为筘座脚y方向加速度；W3为筘座脚的重力；-JS3α为筘座脚的惯性力矩；S3为牵手曲柄的质心。

将以上3组动力学方程整理为矩阵的形式：

(14)

简写为

(15)

对上式进行求解可得各作用力为

(16)

因此曲柄座的支反力FRAx=FAx、FRAy=FAy；筘脚座的支反力FRDx=FDx，FRDy=FDy。

2 四连杆机构的动力学仿真

图3示出曲柄支座和筘座脚支座的支反力。曲柄转速为600 r/min，从图中的B1点开始顺时针旋转，旋转周期为0.1s。利用动力学仿真得到四连杆机构对墙板的冲击力FRAx、FRAy、FRDx和FRDy。由图可知当曲柄转角接近180°时，冲击力达到最大值。

打纬力随着曲柄旋转角度的变化，呈现周期性变化，打纬力的周期与曲柄旋转周期一致。曲柄从图1的B1点开始顺时针旋转，当曲柄转角接近180°时，x方向的冲击力达到最大值。其中曲柄支座的x方向支反力约为15 000 N，筘座脚支座的x方向支反力约为20 000 N。说明筘座脚支座的支反力对墙板振动的影响更大。因此筘座脚支座惯性力和惯性力矩的优化可以减小墙板的冲击载荷，减小振动和噪声。

3 织机墙板振动动态特性分析

3.1 模态分析

由于织机墙板空间质量的分布和各点均具有不同的变形，将墙板作为一连续系统模型来处理[10]。将墙板连续系统离散为多自由度的系统，对于织机墙板这种具有微小位移的多自由度弹性系统，其无阻尼自由振动方程为

(17)

式中：[M]为墙板系统的质量矩阵；[K]为墙板系统的刚度矩阵；{X}为广义的位移列向量。

织机墙板的自由振动为简谐振动，则位移为正弦函数：

(18)

式中：X为振幅矩阵；φ为初始相位角；ω为频率。

将式(18)对时间2次求导，得到广义加速度矩阵

(19)

将式(18)和(19)代入式(17)得

(20)

表1示出喷气织机墙板的前十阶固有频率。图4示出喷气织机墙板的前两阶振型。图4(a)为一阶振型；图4(b)为二阶振型。当频率为45.209Hz时，前、后下梁向外弯曲，最大弯曲位置为梁的中间部位；当频率为45.627Hz时，前下梁向内弯曲，后下梁向外弯曲，最大弯曲位置也为梁的中间部位。此二阶固有频率下的位移幅值都比较大，对墙板结构影响最为严重。因此墙板发生共振的频率为44.5Hz左右，与喷气织机主振频率较为接近，使得织机墙板更容易产生共振，导致实际工作中墙板振动强烈。

表1 喷气织机墙板前十阶固有频率

3.2 应力分析

von Mises应力是一个集中了三维应力状态的6个应力分量的应力度量值。对于一个微元体而言，可由3个主应力分量来描述，即σ1、σ2和σ3它们的方向垂直于微元体表面。根据第四强度理论，von Mises应力可以表示为

(21)

由图(3)、(4)可知冲击力呈周期性变化，在0～0.025、0.025～0.050、0.050～0.075和0.075～0.100s下分别对墙板进行动态应力仿真。由于墙板上有轴、梁的安装孔位以及其他的孔位，为了避开这些孔位，在墙板上均匀布置7个检测点，分别为A、B、C、D、E、F和G，并在墙板上加上四连杆机构的支反力，如图5所示。仿真得到每个点随曲柄旋转角度变化的应力大小，结果如图6所示。

由应力分析图可知，当曲柄从B1开始旋转，旋转到B2(即打纬行程)，墙板各点的应力值处于大致上升的过程，其中G点的应力最大，应力集中最严重，而D点的应力最小。其中打纬行程中，墙板各点应力最集中的时间段是在曲柄旋转到B2附近，而并非是冲击力最大的时间段。喷气织机打纬机构旋转速度高，造成交变应力集中频繁，给喷气织机墙板带来巨大的危害。当曲柄从B2开始旋转，旋转到B1(即空行程)，墙板各点的应力瞬间减小很多。空行程过程，墙板受力较小，相比而言A点的应力最大，而不再是G点，因此打纬过程墙板应力主要集中在A点和G点这块区域。

3.3 加速度分析

仿真得到每个点随曲柄旋转角度变化的加速度，如图7所示。

由加速度分析图可知，当曲柄从B1开始旋转到B2(即打纬行程)，墙板各点的加速度值处于波动上升的过程，其中D点的加速度最大，振动剧烈，而B点的加速度最小。打纬行程中，墙板振动幅值最大的时间段主要集中在曲柄旋转到B2附近，并非是冲击力最大的时间段。

当曲柄从B2开始旋转到B1(即空行程)，回转的瞬间D点的加速度达到最大值15 m/s2。随后墙板各点的加速度明显减小许多。空行程过程D点的加速度最大，因此，打纬过程中墙板振动最剧烈的部位主要集中D和E点附近。

4 实验验证

图8示出墙板振动加速度测试原理图。当转速为600 r/min时，对某喷气织机进行振动加速度实验测试。结果显示，最大振动加速度产生在D点，约为16 m/s2。仿真得到的最大振动加速度也产生在D点，约为15 m/s2，与实验结果相符。

5 结 论

本文以喷气织机四连杆打纬机构为研究对象，对其打纬机构振动噪声源分析，对其织机墙板振动仿真，得出打纬机构的曲柄旋转角度与打纬力、织机墙板最大振动应力和加速度及其区域分布的关系等，结果表明：

1)打纬力随着曲柄旋转角度的变化呈周期性变化，打纬力的周期与曲柄旋转周期一致。当曲柄转角接近180°时，冲击力达到最大值。其中筘座脚支座的支反力的峰值大于曲柄支座的支反力的峰值，因此，筘座脚支座惯性力和惯性力矩的优化可以很好的减小墙板的冲击载荷，减小振动和噪声。

2)墙板发生共振的频率为44.5 Hz左右，与喷气织机主振频率非常接近。优化织机墙板结构，改变墙板的弹性模量和质量可改变墙板的固有频率，使其固有频率偏离喷气织机主振频率，避免发生强烈的共振。

3)应力分析显示，打纬过程墙板应力主要集中在A点和G点附近，因此，有效地改善点和点附近的结构，可以很好地减小应力集中对喷气织机墙板带来的危害。

4)加速度分析显示，墙板振动最剧烈的区域主要集中在D和E点附近，即打纬机构附近，因此，通过在D和E点附近涂阻尼层、安装减振装置等方法，可以很好地减小振动和噪声。

FZXB

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Vibration characteristics of wallboard and four-bar linkage beating-up mechanism of air-jet loom

JIN Yuzhen， HU Xiaodong， LIN Peifeng， HU Xudong

(FacultyofMechanicalEngineeringandAutomation，ZhejiangSci-TechUniversity,Hangzhou,Zhejiang310018,China)

For four-bar linkage beating-up mechanism of the air-jet loom, strong vibrations and noise will be caused by the increased speed. In this paper, the vibration characteristics of beating-up mechanism and wallboard were analyzed by theoretical analysis, numerical simulation and experiments. Firstly, the dynamic characteristics of the four-bar linkage beating-up mechanism were analyzed. And the influence of the four-bar linkage beating-up mechanism on the vibration of the loom wallboard was analyzed based on the finite element method. Through analysis, the relationship of the crank angle of rotation and the forces of beating-up mechanism, the maximum vibration stress and acceleration of loom wallboard were established. Lastly, the location of the maximum vibration and the maximum stress were determined. The results show that the resonance frequency of the wallboard is about 44.5 Hz, which is very close to the main vibration frequency of the air jet loom. The maximum vibration of the loom wallboard is mainly concentrated near the beating-up mechanism. However, the maximum stress is mainly concentrated near the middle and lower part of the loom wallboard instead of the largest vibration of the loom wallboard.

air-jet loom； beating-up mechanism; finite element method； vibration characteristics

10.13475/j.fzxb.20150601607

2015-06-09

2016-04-05

国家自然科学基金项目(51576180，51206149)；浙江省自然科学基金项目(LZ14E050004)；浙江理工大学流体工程技术创新团队项目(11132932611309)；浙江理工大学研究生创新研究项目(YCX14026)

金玉珍(1979—)，女，副教授，博士。主要研究方向为纺织装备。E-mail：gracia1101@foxmail.com。

TS 103.3

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