Содержание к диссертации
Введение
1. Анализ влияния технологических, конструктивных и динами ческих параметров на производительность и качество про дукта валичных чесальных машин 6
1.1. Анализ путей повышения производительности и улучшения качества продукта валичных чесальных машин б
1.2. Анализ причин нарушения технологических разводок между рабочими органами 18
1.2.1. Точность изготовления и статическая деформация рабочих органов 19
1.2.2. Вибрация рабочих органов 25
2. Исследование коэффициентов жесткости рабочих органов и базовых деталей основных узлов валичных чесальных машин 32
2.1. Исследование коэффициентов жесткости рабочих органов валичного типа . 32
2.2. Исследование коэффициентов жесткости рабочих органов барабанного типа .; 43
2.3. Исследование коэффициентов жесткости базовых деталей 56
2.4. Анализ коэффициентов жесткости основных узлов чесальных машин 69
3. Построение и математическое описание динамических моде лей основных узлов валичных чесальных машин 74
3.1. Общие принципы математического описания динамических моделей узлов валичных чесальных машин 75
3.1.1. Формирование матрицы коэффициентов жесткости 81
3.1.2. Формирование матрицы коэффициентов демпфирования 90
3.1.3. Формирование матрицы масс и инерции 91
3.2. Определение амплитуд вынужденных колебаний опор рабочих органов 93
3.3. Построение и математическое описание динамической модели предпрочеса 94
3.4. Построение и математическое описание динамической модели узла съема 99
3.5. Построение и математическое описание динамической модели основного прочеса 103
4. Исследование и оптимизация жесткостных и динамических характеристик основных узлов чесального аппарата для шерсти 111
4.1. Исследование и оптимизация жесткостных и динамических характеристик узла предпрочеса 114
4.2. Исследование и оптимизация жесткостных и динамических характеристик узла съема 122
4.3. Исследование и оптимизация жесткостных и динамических характеристик узла основного прочеса 130
5. Экспериментальные исследования вибрации опор и определение коэффициентов жесткости рабочих органов чесального аппарата 140
5.1. Исследование вибрации опор рабочих органов чесального аппарата 140
5.2. Определение коэффициентов жесткости рабочих органов валичного типа 147
Общие выводы и рекомендации 151
Литература
- Анализ причин нарушения технологических разводок между рабочими органами
- Исследование коэффициентов жесткости рабочих органов барабанного типа
- Определение амплитуд вынужденных колебаний опор рабочих органов
- Исследование и оптимизация жесткостных и динамических характеристик узла съема
Введение к работе
Решения партии и правительства ставят перед текстильной промышленностью задачи по дальнейшему увеличению объема производства товаров народного потребления, расширению ассортимента, повышению качества изделий. Эта задача должна решаться на основе повышения производительности труда, технического перевооружения и оснащения предприятий текстильной и легкой промышленности высокоэффективными системами машин и оборудования, обеспечивающими механизацию и автоматизацию технологических процессов, улучшение условий труда.
Успешное решение данной комплексной проблемы требует разработки новых и интенсификации существующих технологических процессов, улучшения конструкций выпускаемых машин, повышения качества их изготовления, надежности работы, снижения шума и вибрации машин. В нашей стране на базе отечественного текстильного машиностроения непрерывно возрастающими темпами осуществляется обновление парка текстильных машин, что требует сокращения средних сроков разработки и промышленного освоения нового оборудования.
Создание успешно работающих новых машин, усовершенствование существующих невозможно без проведения глубоких пред-проектных исследований и изысканий, включающих как теоретические, так и экспериментальные исследования. Только в этом случае можно достичь наиболее быстро и с наименьшими затратами труда и средств должного эффекта. Именно теоретические исследования и расчеты, проводимые с применением современных
ЭВМ, а также глубокие экспериментальные исследования позволя-
ют значительно сократить сроки проектирования новых машин, повысить качество и надежность их работы, снизить виброакустическую активность этих машин.
В парке машин приготовительного производства шерстяной промышленности чесальные машины и аппараты занимают одно из важнейших мест. В зависимости от конструкции, качества изготовления и монтажа, динамических характеристик чесальной машины процесс чесания может давать различный технологический эффект и существенно влиять на физико-механические свойства пряжи и ее обрывность в прядении. Значительным резервом повышения эффективности работы чесальных машин является обеспечение необходимой точности и стабильности оптимальных разводок между основными рабочими органами, что требует тщательного рассмотрения вопросов жесткости и виброактивности основных узлов этих машин.
Поэтому целью настоящей диссертационной работы является комплексное исследование жесткости и динамических особенностей валичных кардочесальних машин для шерсти на основе математичес-ких моделей основных узлов с целью оптимизации их конструктивных параметров с использованием современных математических методов, позволяющих применение быстродействующих ЭЦВМ.
Анализ причин нарушения технологических разводок между рабочими органами
Правильное протекание технологического процесса чесания в значительной степени зависит от точности и стабильности устанавливаемых разводок, определяющих наряду со скоростным режимом интенсивность чесания. Все известные технологические рекомендации для повышения производительности и улучшения качества прочеса сводятся к установлению на чесальных машинах минимальных величин разводок. Однако, устанавливаемые в настоящее время разводки не соответствуют оптимальным значениям ввиду трудности установления равномерных и стабильных в процессе работы технологических разводок. Нарушение разводок на чесальных машинах вызывается неточностью изготовления рабочих органов и деталей машин, статической деформацией и вибрацией валов, обечаек и опор рабочих органов и базовых конструкций. Как показывает практика и результаты некоторых работ Г 9, 26, 27 J,действительные значения разводок по ширине рабочих органов в 1,5 - 3 раза превосходят разводки, установленные по их краям.
Трудности установки и неравномерность разводки по ширине наблюдаются еще в нерабочем состоянии машины. Искажение разводки происходит из-за низкой точности изготовления рабочих органов и их статической деформации. Нарушение точности разводок между чешущими поверхностями проявляется в виде потери цилиндричности барабанами и валиками, конусности и отклонений от прямолинейности образующих их поверхностей. При наличии биения игольчатой или пильчатой поверхности барабанов и валиков разводка между ними устанавливается по наибольшему радиусу барабана, поэтому в плоскостях, проходящих через меньшие радиусы барабана, разводка оказывается больше установленной. Радиаль -ное биение поверхности барабанов является следствием радиального биения собственно обечайки и неравномерностью прогиба обе -чайки по длине образующей, возникающего в процессе обтягивания гарнитурой. В случае различной жесткости барабана по длине или непостоянного натяжения гарнитуры в процессе обтягивания возможны местные деформации обечайки, вызывающие дополнительную неровноту пильчатого покрова.
Радиальное биение рабочих органов и неравномерность разводки достигают значительных величин уже сразу после изготовления. Допуски на изготовление основных рабочих органов представлены в табл.1.3.
Как видно из табл.1.3, неточности изготовления могут существенно влиять на устанавливаемые технологические разводки, а, следовательно, и на показатели работы чесального оборудования. Так, например, установлено [28] , что неровнота чесальной ленты находится в экспоненциальной зависимости от величины эксцентриситета съемного барабана. Поэтому многие зарубежные фирмы, изготавливающие чесальные машины и аппараты, устанавливают допуск на радиальное биение рабочих органов не более 0,02 мм.
Величина статической деформации рабочих органов определя ется приведенной жесткостью узлов рабочих органов, включающей как жесткость непосредственно деталей рабочего органа, так и жесткость опор, т.к. один и тот же рабочий орган может быть жестким и недостаточно жестким в зависимости от конструкции опор, в которых он установлен [29, 30] . В настоящее время в литературе нет данных о жесткостных характеристиках рабочих органов и деталей, составляющих опоры рабочих органов чесальных машин и аппаратов, что представляет определенные трудности для всестороннего анализа причин искажения технологических разводок. Поэтому становится очевидной необходимость определения коэффициентов .жесткости рабочих органов и базовых конструкций и исследования зависимости их от различных конструк -тивных параметров.
Исследование коэффициентов жесткости рабочих органов барабанного типа
Рабочие органы барабанного типа представляют собой тонко 44 стенные оболочки большого диаметра, посаженные на обода с крестовинами и закрепленные с помощью этих крестовин на стальном валу, установленном в подшипниках качения ( рис.2.3 ). Необходимость учета изгибной жесткости крестовин заставляет отказаться от метода, примененного для расчета коэффициентов жесткости рабочих органов валичного типа, т.к. он не позволяет этого сделать. Поэтому расчет коэффициентов жесткости рабочих органов барабанного типа будем вести по другому методу, заключающемуся в том, что сначала определяется приведенная жесткость барабана, учитывающая жесткости всех входящих в него элементов и способы их крепления, а затем рассчитывается коэффициент жесткости барабана, как двухопорной балки постоянного сечения с жесткостью, равной приведенной жесткости барабана:
Анализируя формулы для расчета приведенной жесткости и коэффициента жесткости рабочих органов барабанного типа, можно сделать вывод, что жесткость можно увеличить за счет увеличения диаметра вала, увеличения толщины стенки обечайки, уменьшения расстояния между опорами и крестовинами, увеличения момента инерции спиц, увеличения длины ступицы. Однако, вероятно, не каждый из намеченных путей увеличения жесткости одинаково эффективен и приемлем. Поэтому возникает необходимость исследования зависимости коэффициента жесткости барабанов от указанных параметров. Для автоматизации и ускорения процесса исследования и повышения точности расчетов была составлена программа расчета на алгоритмическом языке "Фортран - ЗУ". Рассчет исследуемых вариантов исходных данных проводился на ЭЦВМ "EC-I022".
В качестве объекта исследования был принят съемный барабан диаметром 600 мм со следующими параметрами: ЬА = 0,19 м; Ьг = 2,055 м; I = 2,245 м; У" = 52 Ю"8 м4; Jp" = 104-Ю"8 м4; I = 0,22 м; Ист = 0,10 м; Jg = 87,6еЮ"8 м4 ( dB = 65 мм ); = 80634 10 м ( толщина стенки обечайки Л = 10 мм ); CQS = 1,2-1011 н/м2; „р= 1,2-Ю11 н/м2; Eg = 2 10П н/м2. При этих исходных данных приведенная жесткость съемного барабана равна (Б"3іпр= 3,729 10 н#м , а коэффициент жесткости Cg = 1,582-Ю6 н/м.
Результаты исследования зависимости коэффициента жесткости съемного барабана от конструктивных параметров - диаметра вала / , расстояния между опорами і , момента инерции спиц J , длины ступицы Нст и толщины обечайки п0$ - показали, что доминирующее влияние оказывают параметры вала - диаметр вала и расстояние между опорами.
Данный вывод очевиден при анализе графиков этих зависимостей на рис.2.4. Следовательно, требуемый коэффициент жесткости барабана можно получить варьируя этими параметрами.
Таким образом, задача оптимизации конструктивных параметров барабана представляет собой двумерную задачу, которую для более полного исследования свойств пространства проектирования будем решать методом ненаправленного сканирования С 57J. Данный метод заключается в переборе дискретных значений исследуемых параметров в области их допустимых значений или области, ограниченной некоторыми пределами. В качестве целевой функции может выступать целый ряд количественных критериев, в частности - собственная частота барабана, статический прогиб оси вращения, амплитуды вынужденных колебаний. Для выбора конструктивных параметров съемного барабана диаметром 600 мм необходимо пользоваться табл.2.6. Однако, следует заметить, что один и тот же заданный коэффициент жесткости можно получить различными комбинациями варьируемых параметров. Это также заметно на рис.2.5, если мысленно провести секущую плоскость, перпендикулярную к оси коэффициентов жесткости и пересекающую ее на уровне заданного коэффициента жесткости. Эта плоскость также пересечет график зависимости коэффициента жесткости барабана от его конструктивных параметров. След линии пересечения, проектируемый на координатную плоскость,представляет собой множество комбинаций конструктивных параметров, при которых обеспечивается заданный коэффициент жесткости.
Определение амплитуд вынужденных колебаний опор рабочих органов
Для нормального протекания технологического процесса чесания ув узле съема особенную важность имеют величина и ста бильность разводок между главным барабаном, расположенном на смежном узле основного прочеса, и съемным барабаном, а также между съемным барабаном и съемным гребнем. Из опыта эксплуатации чесальных машин источником виброактивности в узле съема может быть съемный гребень L18, 45] . Несмотря на небольшую массу он имеет высокую частоту качаний и даже при небольшом дисбалансе может служить источником динамических нагрузок. Остальные рабочие органы узла съема имеют небольшие массы и невысокие скорости. Поэтому они не могут служить источниками виброактивности, а кроме того, их вибрация не влияет на качество и ровноту продукта. На основании этих выводов в числе рабочих органов, включаемых в динамическую модель узла, должны быть съемные барабаны и съемные гребни;
Динамическая модель узла съема представляется в виде пространственной системы твердых тел и точечных масс, имеющих по шесть степеней свободы, связанных между собой упругими связями, параллельно которым включены вязкие демпферы; Динамическая модель является шестимассовой системой, включающей две рамы, соединенные четырьмя упругими связями балочного типа, два съемных барабана и два съемных гребня ( рис. 3.5 ).
В данном уравнении принята следующая индексация тел системы: I - левая рама; 2 - правая рама; 3 и 5 - съемные барабаны; 4 и б - съемные гребни. В соответствии с принятым числом степеней свободы и количеством тел системы матрицы [М] »[В] , [К] имеют размерность 36 х 36.
Формирование матриц масс и инерции, коэффициентов жесткое— ти и демпфирования происходит согласно правилам и формулам из п.п. 3.1,1., 3.1.2., 3.1.3., а вектор-столбцов нагрузок и перемещений - по формулам ( 3.7 ) и ( 3.11 ). При формировании вектор-столбца нагрузок в отношении съемных гребней сделано допущение о представлении их в виде роторов, имеющих массу и частоту съемного гребня; Данное допущение не должно привести к существенной ошибке, т.к. нас интересеут не закон изменения динамической нагрузки, а ее величина;
В результате математических преобразований уравнение распадается на систему из четырех независимых матричных уравнений вида ( 3.12 ):
В результате решения данной системы уравнений определяются линейные и угловые виброперемещения каждого тела по всем частотам возбуждения. Используя результаты решения системы уравнений, можно вычислить амплитуды вынужденных колебаний опор съемных барабанов и съемных гребней по формуле ( 3.26 ).
Для решения системы матричных уравнений и вычисления амплитуд вынужденных колебаний рабочих органов была написана программа на алгоритмическом языке "Фортран - ІУ". Объем программы - 84 килобайта. Время счета одного варианта исходных данных - 2 минуты 12 секунд в системе ОС. Для экономии машинного времени при счете на ЭЦВМ "BC-I022" большого количества исследуемых вариантов исходных данных и удобства пользования ЭЦВМ программа была помещена под именем R М 5 в индивидуальную библиотеку объектных модулей на магнитном диске LI&61K ВД ЖГЛП им; СМ. Кирова.
Основной прочес отличается от рассмотренных выше узлов наличием большого количества рабочих органов, активно участвующих в процессе чесания волокна. Многие из этих рабочих органов имеют значительные массы и высокие скорости вращения, что предопределяет их виброактивность. Экспериментальное исследование вибрации чесального аппарата , описанное в п. 5.1., позволило в результате гармонического анализа выявить составляющие вибрации с частотами главного барабана, съемных валиков и бе-гунных пар. Поэтому в динамическую модель основного прочеса включены главный барабан, четыре съемных валика, два бегуна и два подбегунника. Рабочие валики не являются виброактивными из-за невысокой рабочей скорости. Однако, разводка между рабочими валиками и главным барабаном играет важную роль для нормального протекания процесса чесания. Поэтому для исследования влияния виброактивности рабочих органов на амплитуды вибрации рабочих валиков включим в динамическую модель один из них. В качестве поддерживающих рабочие органы основного прочеса конструкций служат две рамы, соединенные между собой двумя поперечными связями балочного типа.
Исследование и оптимизация жесткостных и динамических характеристик узла съема
При исследовании и оптимизации жесткостных и динамических характеристик узла съема вектор управляемых параметров тлеет вид: X ={х, , х2 , хз , xj ( 4.3 ) где х4 - коэффициент жесткости съемных барабанов; х2 - коэффициент жесткости съемных гребней; х3 - дисбаланс съемного барабана; хи - дисбаланс съемного гребня.
Узел съема чесального аппарата содержит по две пары съемных барабанов и гребней. Однако, вывод, полученный во 2-й главе о зависимости коэффициента жесткости узла рабочего органа от непосредственно самого рабочего органа, позволяет принять допущение о равенстве коэффициентов жесткости одноименных рабочих органов верхней и нижней пар.
Вектор управляемых параметров математической модели узла съема по размерности и составу подобен вектору управляемых па раметров узла предпрочеса. Поэтому будем вести исследование и оптимизацию характеристик узла съема также методом покоординатного спуска по группам переменных параметров. Для этого зафиксируем значения дисбалансов рабочих органов х0= {х , х }, где х, = 12 10 н/м, ах4= 7,5«10 н/м. Оптимизацию параметров коэффициентов жесткости съемных барабанов и гребней будем проводить методом ненаправленного сканирования в области, ограниченной значениями коэффициентов жесткости 8.10й и 2 10 н/м для съемных барабанов и 1 10 - 1 10 н/м для съемных гребней.
Результаты расчетов амплитуд вынужденных колебаний опор рабочих органов узла съема в узлах детерминированной сетки значений коэффициентов жесткости представлены в табл.4.3 ( для нижней пары ) и табл.4.4 ( для верхней пары ). В таблицах верхние строки соответствуют амплитудам колебаний съемных барабанов, а нижние - съемных гребней. Сравнение амплитуд колебаний врхней и нижней пар рабочих органов узла съема показывает, что характер зависимости амплитуд колебаний от коэффициентов жесткости у них одинаков и иллюстрирован на рис.4.3 для съемных барабанов и на рис.4.4 для съемных гребней. Однако, следует отметить, что амплитуды колебаний верхней пары несколько больше, чем нижней.
Дальнейший анализ полученных результатов показывает, что основным источником колебаний в узле съема является съемный гребень. Съемный гребень имеет небольшую массу, но высокая частота колебаний делает его виброактивным даже при небольшом дисбалансе. Рабочие органы съема оказывают взаимное влияние друг на друга, что особенно заметно на резонирующих значениях коэф Зависимость амплитуд вынужденных колебаний съемных гребней от коэффициентов жесткости рабочих органов узла съема фициентов жесткости, которые равны - 10 н/м для съемного барабана и 4»1Сг н/м для съемного гребня. Отсюда следует, что при проектировании этих узлов необходимо стремиться, чтобы их коэффициенты жесткости были ниже резонирующих значений. Коэффициенты жесткости съемного барабана ниже резонансного значения практически не влияют на амплитуды колебаний съемного гребня, что лишний раз подтверждает вывод об отсутствии виброактивности у съемного барабана. Однако, коэффициент жесткости съемного барабана влияет на собственные амплитуды колебаний. Поэтому с этой точки зрения оптимальным значением коэффициента жесткости съемного барабана является 3 10 н/м. Данный коэффициент жесткости обеспечивается при следующих конструктивных параметрах: диаметр вала - 75 мм, расстояние между опорами - 2165 - 2185 мм;
В связи с тем, что ниже своего резонирующего значения коэф- " фициент жесткости съемного барабана не оказывает влияния на амплитуды колебаний съемного гребня, определение оптимального значения коэффициента жесткости съемного гребня осуществляется на основе величин колебаний самих гребней. При принятом значении дисбаланса допустимый уровень вибрации достигается при коэффици-енте жесткости ниже 4 10 н/м. Следует отметить, что изменение коэффициента жесткости от 4 I05 н/м до I-ICP н/м практически не влияет на величину амплитуды колебаний, что предоставляет конструкторам широкие возможности при выборе конструктивных параметров съемного гребня. Настоящая конструкция съемного гребня тлеет коэффициент жесткости 1,5 10 н/м.
