高速針刺機構優化設計

廣東職業技術學院機電工程系 梁銘 天津工業大學機械工程學院、天津市現代機電裝備技術重點實驗室 魯喜 李浩 姜海濤 楊建成/文

1 引言

在各種各樣的針刺設備中，機械原理是相同的（除圓形針刺機以外），它們的共同特點是都采用偏心（曲柄）連桿機構驅動針梁。當主軸做旋轉運動時，針板和刺針作上下往復運動，刺針穿越針刺區（即穿過剝網板、纖網層、托網板），通過完成針刺原理而形成非織造布。同時，在針刺工序過程中喂入與輸出速度相配合，以間歇步進或連續運動。

針刺機構是針刺機的關鍵機構，對纖網的針刺固結主要由其完成。它由曲柄箱、針梁、針板、刺針等組成。針刺頻率的高低對生產效率和產品質量都有影響，所以提高針刺頻率是設計針刺機構的關鍵。但目前針刺生產線的運行速度還不到10m/min,其中直接影響生產效率和成本的是針刺機的針刺速度。

本文主要分析了針刺機構中曲柄和連桿尺寸對針刺速度和針刺機的影響，對針刺機構進行優化，使針刺機運動平穩，提高生產效率。

圖1 雙軸雙曲柄原理示意圖

2 針刺機構工作原理

針刺機的上下往復運動采用偏心連桿機構，由于偏心連桿機構會產生不平衡量，影響針刺的頻率和效率，所以針刺機設計對平衡機構的要求十分高。

該機構的工作原理是利用主軸帶動偏心輪和平衡輪旋轉，并通過連桿帶動針粱和針板作上下重復運動使針板上的刺針反復穿刺棉網。

用橫桿連接于一端輸出。其原理圖如圖1所示。

機構簡圖如圖2所示。

圖2機構簡圖

3 針刺機構運動學分析

如圖2所示，針刺機構由雙曲柄—擺桿機構組成，兩個偏心輪（曲柄）為動力源，兩輪的轉動方向相反，且相位差為180°。采用這種對稱機構的形式除能滿足機構自由度的要求外，還能在機構水平方向起到平衡慣性力矩的作用，有效減小機械振動。

在針刺機構對纖網進行針刺加工時，針刺機構做平面運動，因此針刺機構可以看為平面機構，并且在作運動和動力分析時，將機構的運動構件看成剛形體，這樣就可以在針刺機構運動平面內對其進行運動學和動力學分析。此外，模型建立的前提條件是：曲柄做勻速轉動且不考慮運動副中摩擦力。圖3為針刺機構平面示意圖。

圖3針刺機平面機構矢量圖

對平面機構的運動分析法主要有：圖解法、解析法和試驗法。圖解法的特點是形象直觀，但對于機構的一系列位置進行分析時，需要反復作圖，步驟相當繁瑣。實驗法有賴于試驗樣機及實驗平臺的建立。解析法的特點是用數學表達式表示各運動參數的關系，然后求解，可得到較高的精度。對針刺機的運動分析一般采用解析法中的復數矢量法或封閉矢量多邊形投影法。本文采用封閉矢量多邊形投影法對針刺機構進行運動分析。

圖3中，AB為曲柄，BC為連桿。現以主軸中心A為坐標原點，水平方向為X軸建立右手坐標系。按圖3標出的各構件矢量方向及其位置角，建立矢量方程及其投影方程：

將矢量方程分別向X、Y軸投影，可得位移方程組如下：

將式（2）對時間求一階導數可得速度方程組如下：

將式（3）對時間求一階導可得加速度方程組如下：

由于產品的加工是通過針板上的刺針反復針刺來實現的，因此針板的運動參數對產品的加工至關重要，需對針板進行運動分析。上述方程組的求解可在計算機上實現，根據針刺機的工藝要求，偏心距為25mm，針刺動程定為1200次/min，分別對針板的位移、速度和加速度進行分析。

3.1 針板的位移分析

圖4 針板的位移曲線

如圖4所示，在主軸旋轉360°的過程中針板的位移曲線。經過計算，當連桿的長度發生變化時，所得到的位移曲線沒有發生任何變化，所以連桿的長度對針板的位移規律沒有影響。

3.2 針板的速度分析

首先研究連桿的長度對針板速度的影響，如圖5所示，偏心距e=25mm，曲線1為連桿長度為285mm時針板的速度曲線；曲線2為連桿長度為185mm時針板的速度曲線；曲線3為連桿長度為85mm時針板的速度曲線。

圖5在偏心距相同連桿長度發生變化的針板速度曲線

由圖可以清晰地表明：當機構的偏心距不發生變化時，即使連桿的長度發生明顯的改變，對針板運動速度的影響也是比較微弱的。

然后研究偏心距對針板速度的影響，如圖6所示，在主軸旋轉360°的過程中針板的速度曲線。連桿長度均為285mm。曲線1為偏心距為20mm時針板的速度曲線；曲線2為偏心距為23mm時針板的速度曲線；曲線3為偏心距為25mm時針板的速度曲線。

圖6 在連桿長度相同偏心距發生變化的針板速度曲線

由圖可以清晰地表明：當機構的連桿不發生變化時，改變機構的曲柄長度，也就是偏心距發生變化時，對針板的運動速度規律的影響是很大的。偏心距越大，針板在極限位置的速度就會越大。

3.3 針板的加速度分析

主要研究連桿長度對針板運動加速度的影響。如圖7所示，在主軸旋轉360°的過程中針板的加速度曲線。偏心距為e=25mm，曲線1為連桿長度為285mm時針板的加速度曲線；曲線2為連桿長度為185mm時針板的加速度曲線；曲線3為連桿長度為85mm時針板的加速度曲線。

圖7 在偏心距相同連桿發生變化的針板加速度曲線

由圖7可以清晰地表明：當機構的偏心距不變時，較大程度的改變連桿的尺寸，對針板的加速度曲線是有一定的影響的。連桿的長度越短，針板在高位時的加速度就越小，反而在低位時的加速度會變大，這是該機構比較有特點的地方。這樣一來，對針刺工藝的影響就是巨大的，可以提高生產效率并且能夠一定程度改善產品的質量，但是加速度的增加使得針刺機構的慣性力和慣性力矩都會相應的增大，從而引起很大的震動和噪聲，這就要求在設計的過程中權衡利弊，達到最理想的效果。

4 針刺機構動力學模型建立與仿真

4.1 構件的慣性力和慣性力矩

如圖8所示，一般在作平面運動的機構中，運動的構件（勻速運動的除外）會產生一個慣性力）和一個慣性力矩其中分別是運動構件的質量和轉動慣量，和分別是運動構件質心的加速度和角加速度。負號說明慣性力的方向與構件加速度方向相反，慣性力矩與質心角加速度的方向相反。但存在以下兩種特殊運動狀況：當構件繞質心回轉時，慣性力為零；直線運動的構件，不產生慣性力矩。

圖8構件的慣性力與慣性力矩

3.2 針刺機構動力方程的建立

在本文的動態靜力分析中忽略了運動副的摩擦，如圖9為針刺機構的直角坐標系，分別為構件1、構件2的質心。將該機構的各構件分離并加上各構件運動副的約束反力、慣性力、輸入力矩等。根據求解得出的運動數據，先計算出各構件的慣性力和慣性力矩，再根據達朗伯原理對針刺機構進行動態靜力分析。

圖9 針刺機構的平面簡化圖

各構件受力情況如圖10、圖11、圖12所示，假設各構件所受外力、力矩、運動副反力均為正方向。列出各構件和力矩的平衡方程：

圖10 AB桿受力分析圖 圖11 BC桿受力分析圖 圖12 滑塊C桿受力分析圖

構件1（如圖10所示）的力和力矩的平衡方程：

構件2（如圖11所示）的力和力矩的平衡方程：

構件3（如圖12所示）的力和力矩的平衡方程：

在這三個構件的力和力矩方程中，在構件1上作用平衡力矩Md。平衡力矩的定義：為維持機構原動件按理想的運動規律運動（對原動件做回轉運動的機構通常是勻速轉動）而需要施加在原動件上的驅動力矩。

在上面的力和力矩平衡方程中，FAx、FBx、Fcx、FDx分別為構件分離后在運動副A、B、C、D在x方向的約束反力。FAy、FBy、FCy、FDy分別為構件分離后在運動副A、B、C、D在y方向的約束反力。F1x、F2x、F3x分別為構件所受外力在x方向的分力。F1y、F2y、F3y分別為構件所受外力在y方→向的分→力。(LS1A→)x、(LS1B→)x、(LS2B) x、(LS2C) x分別為矢量S1A、LS1B、LS2B、LS2C在→x方向的→分量。(L→S1A)y、(LS1→B)y、(LS2B)y、(LS2C)y分別為矢量 LS1A、LS1B、LS2B、LS2C在y方向的分量。m1、m2、m3分別為構件1、構件2、滑塊 3 的質 心的質量。S1x、 a˙˙S2x、 a˙˙S3x分 別為構件1、構件2、滑塊3的質心加速度在x方向的分量。a˙˙S1y、 a˙˙S2y、 a˙˙S3y分別為構件 1、構件 2、滑塊 3 的質心加速度在y方向的分量。J1、J2分別為構件1、構件2的轉動慣量。ε1、ε2分別為構件1、構件2的角加速度。Md為作用于曲柄上的平衡力矩。

將以上8個方程組成一個8元線性方程組：

式中：

為未知量，包含了機構各運動副中的反力和作用于原動件的平衡力矩。

為一8x1的已知列陣，包含了機構所受外力、慣性力和慣性力矩。

為一8x8已知方陣，其元素與構件的質心位置有關。

式（8）就是針刺機構的動態靜力分析方程。在完成了機構的運動分析之后，就可以求出機構的位置參數、各構件的角加速度和質心加速度。即可確定列陣B和方陣A。求解這一線性方程組，即可求得列陣X，得到機構的各運動副中的反力和作用于原動件上的平衡力矩。

方陣中的(Ls1A)x、(Ls1B)x、(Ls2B)x、(Ls2C)x、(Ls1A)y、(Ls1B)y、(Ls2B)y、(Ls2c)y是各矢量在坐標軸上的投影，是隨著機構位置的不同而變化的；列陣B中除去構件的質量和轉動慣量外，其余各量也都是或可能是隨著機構位置不同而不變化的量。因此，求解線性方程組（8），只能求解機構在某一位置時的平衡力矩和各運動副中的反力。如果需要求得在機構的一個運動周期中平衡力矩和運動副反力的變化情況，則需要將機構的運動周期離散化，得到機構不同位置，再對多個不同位置分別進行一次運動分析和動態靜力分析。

4.3 針刺機構動力學分析

為了求出X，必須知道A和B中的已知量，其中包括各構件的長度、質心位置、質量和轉動慣量。初定所有構件的材料為45號鋼，ρ=7.85g/cm2。

曲柄（AB桿） 體積：7.989×105mm3

質量：6.272×10-1kg

長度：25mm

質心位置：1.815×10mm轉動慣量：0.005N·m2

連桿（BC桿） 體積：8.425×105mm3

質量：6.613×10-1kg

長度：260mm、220mm、180mm

質心位置：1.019×102mm

轉動慣量：0.068N·m2

滑塊（C） 體積 ：1.853×105mm3

質量：1.846×10-1kg

在工況轉速下，主軸轉角從0°開始轉過360°，求解（3-9），即可得到FAx、FAy和Md。利用下式可以求得A處運動副的約束反力。

當曲柄轉速 =1200r/min時，A處約束反力FA隨主軸轉角θ的變化曲線如圖13所示。

圖13 A點約束反力曲線

圖13中曲線1、2、3分別為連桿長度為260、220、180mm時A處約束反力FA；由圖3可知，偏心距為一定情況下，連桿的長度越短，其機構所受的約束反力就越大；因此，連桿的長度不能太短，一般連桿長度在200～250mm之間為最佳，國外一般取25mm。

由圖可以看出，A點的支反力是比較大的。這也表明在主軸和偏心機構上承受著很大的針刺力，因此如果采用兩對雙曲柄的針刺結構可以有效地改善機械的平衡并且能分擔巨大的針刺力，可以有效地保護零部件。

5 結論

（1）當機構的偏心距不變時，較大程度的改變連桿的尺寸，對針板的加速度曲線是有一定的影響的。連桿的長度越短，針板在高位時的加速度就越小，反而在低位時的加速度會變大，這是該機構比較有特點的地方。這樣一來，對針刺工藝的影響就是巨大的，可以提高生產效率并且能夠一定程度改善產品的質量，但是加速度的增加使得針刺機構的慣性力和慣性力矩都會相應的增大，從而引起很大的震動和噪聲，這就要求在設計的過程中權衡利弊，達到最理想的效果。

（2）當偏心距為一定情況下，連桿的長度越短，其機構所受的約束反力就越大；因此，連桿的長度不能太短，一般連桿長度在200～250mm之間為最佳。

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