基于传递矩阵法的高速切割机外文翻译资料
2023-09-25 09:35:05
High Speed of Tufting Machine Based on Transfer Matrix Method
DING Caihong( 丁彩红) ，TONG Yun( 童 云) *
Colleage of Mechanical Engineering，Donghua University，Shanghai 201620，China
Abstract: In order to achieve high speed of tufting machine，the oval gear is used as the transmission mechanism between the main shaft and the slave shaft． And then，mathematical model of tufting machine spindle system is established by transfer matrix method． Finally，the dynamic reaction force of the connection and the unbalanced response of the joint between the general tufting machine and the improved spindle system are studied by using Matlab numerical simulation． The analysis results show that when the spindle speed reaches 1 000 r / min， the dynamic reaction force of the improved spindle system at the joint is far less than that of the general tufting machine，and the unbalanced response is reduced from 0． 22 mm to 0． 10 mm．
Key words: tufting machine; high speed; oval gear; dynamic reaction force; unbalanced response; vibration
CLC number: TS103; TH113 Document code: A
Article ID: 1672-5220( 2018) 06-0495-05
Introduction
With the development of social economy，the demand for carpets is increasing． The production of carpets depends on the carpet tufting machine，and the most critical part of the speed increase is the spindle system［1］．
Jiao and Ren［2］ analyzed the influencing factors affecting the fan rotor，and adjust the influencing factors，namely the weight，the position and numerical value of the damper， to reduce the vibration of the fan rotor． Bin et al．［3］ put forward the whole machine balance method for improving the speed of turbomachinery shafting． This method is based on the multi- plane influence coefficient balance method． It does not need the test mass， only needs the initial response of synchronous vibration，and calculates the multi-plane influence coefficient at different speeds according to the steady-state response prediction of finite element method． Huang［4］ used the oval gear instead of the linkage mechanism in the improved tobacco packaging machine，and used the stability of the oval gear to reduce the vibration of the system． Tang and Lu［5］ used a balance shaft when balancing the engine crank linkage． Since the crank-link mechanism itself has an imbalance，a corresponding vibration force is generated during operation，and the balance shaft is eccentrically designed to achieve an unbalanced inertial force
balance with respect to the link mechanism． Zhang and Cai［6］ used the online dynamic balancing technique to increase the rotor speed． Multiple measuring surfaces and alignment faces are selected for multiple operation and correction on the rotor． The unit correction amount on the calibration surface causes the vibration of a certain measurement surface to be an influence coefficient at a certain rotation speed． Thus，the magnitude and position of the weights added to the correction surfaces can be determined according to the vibration caused by the imbalance amount，thereby limiting the vibration value of the measurement surface to a certain value． In summary，Huang et al．［4-5］ used the improved structural form approach to achieve good dynamic balance． Jiao et al．［2-3］ achieved dynamic balance by adding weights or reducing mass on the shaft．
This paper analyzes the reasons that affect the high speed of general tufting machine． By establishing the model， the relationship between the magnitude of the reaction force in the tufting machine spindle system and the working speed，and the relationship between the vibration displacement and the working speed are obtained． And also we propose the use of over gear as transmission parts to improve the structure of the spindle system．
Structure of General Tufting Machine Spindle System
The spindle system of the carpet tufting machine is the core component of the carpet tufting machine［7］． General tufting machine means the spindle system only includes a needle linkage mechanism，a hook linkage mechanism，a shaft support，a rocker slider mechanism，a main shaft，a needle shaft，and a hook shaft． As shown in Fig． 1，one end of the needle link mechanism is fixed to the main shaft，and the other end is fixed to the needle shaft． The main shaft transmits power to the rocking shaft by rotation，and a rocker slider mechanism is fixedly mounted on the needle shaft． The tufting needle at the end of the rocker slider mechanism is driven up and down by the rotation of the needle shaft． Similarly，the hook linkage mechanism is also attached to the main shaft and the hook shaft． Therefore，the rotation of the main shaft also causes the hook shaft to rotate［8］．
Fig． 1 Schematic diagram of the spindle system
Received date: 2018-09-06
* Correspondence should be addressed to TONG Yun，E-mail: tongydhu@ 163． com
Dynamic Response Analysis of New Scheme and Old Scheme
2． 1 Analysis of dynamic reaction force of crank connecting rod mechanism
Since the crank mechanism generates a varying inertial force during the movement of the crank-link mechanism，inertial force magnitude and direction are constantly changing，acting on the main shaft，resulting in changes in the dynamic reaction force at the junction between the crank linkage and the main shaft．
The parameters of the existing crank mechanism of the 2- meter machine are shown in Table 1．
Table1 Crank linkage mechanism parameter
Moment of
|
Parameter |
Length / mm |
Mass / kg |
inertia / ( kg·m2 ) |
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
Crank l1 |
5 |
5． 6 |
0． 003 562 5 |
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
Link rod l2 |
312 |
7． 0 |
0． 180 625 0 |
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
Rocker l3 |
178 |
7． 3 |
0． 056 628 0<!-- 剩余内容已隐藏，支付完成后下载完整资料 基于传递矩阵法的高速切割机
摘要：为了实现簇绒机的高速化，采用椭圆齿轮作为主轴与副轴之间的传动机构，然后采用传递矩阵法建立簇绒机主轴系统的数学模型，最后对连接处的动态反作用力和不平衡响应进行了分析，并对其进行了仿真研究。利用Matlab数值模拟研究了普通簇绒机与改进型簇绒机主轴系统的联接，分析结果表明，当主轴转速达到1000 r/min时，改进型簇绒机主轴系统在联接处的动态反作用力远小于普通簇绒机主轴系统的动态反作用力，并与普通簇绒机主轴系统进行了比较。不平衡响应从0.22毫米降低到0.10毫米。 关键词：簇绒机；高速；椭圆齿轮；动态反作用力；不平衡响应；振动 介绍 随着社会经济的发展，对地毯的需求不断增加，地毯的生产依赖于地毯簇绒机，其增速最关键的部分是主轴系统[1]。 Jiao and Ren[2]分析了影响风机转子的影响因素，调整了影响因素，即减振器的重量、位置和数值，以减小风机转子的振动，Bin et al.[3]提出了提高叶轮机械轴系转速的整机平衡方法。该方法基于多平面影响系数平衡法，不需要试验质量，只需要同步振动的初始响应，并根据有限元法的稳态响应预测，计算出不同速度下的多平面影响系数，Huang[4]使用了在改进的烟草包装机中，用铝齿轮代替连杆机构，利用椭圆齿轮的稳定性来降低系统的振动，Tang and Lu[5]在平衡发动机曲柄连杆机构时使用平衡轴，由于曲柄连杆机构本身存在不平衡，产生了相应的振动力。在操作过程中，平衡轴偏心设计，以实现不平衡惯性力。 连杆机构的平衡。Zhang and Cai[6]采用在线动平衡技术提高转子转速，选择多个测量面和对中面对转子进行多次操作和校正，校正面上的单位校正量引起某一测量点的振动。测量面是在一定转速下的影响系数，因此，可以根据不平衡量引起的振动来确定加在修正面上的砝码的大小和位置，从而将测量面振动值限制在一定的范围内。Huang et al.[4-5]采用改进的结构形式方法实现了良好的动平衡，Jiao et al.[2-3]通过在轴上增加重量或减少质量来实现动平衡。 本文分析了影响普通簇绒机高速运转的原因，通过建立模型，得到了簇绒机主轴系统反作用力大小与工作转速的关系，以及振动位移与工作转速的关系，并对影响簇绒机高速运转的原因进行了分析。我们建议使用过齿轮作为传动部件来改善主轴系统的结构。 1普通簇绒机主轴系统结构 地毯簇绒机的主轴系统是地毯簇绒机的核心部件[7]。一般簇绒机是指主轴系统只包括针杆机构、钩杆机构、轴支架、摇杆滑块机构、主轴、针轴和钩轴。如图1所示将针杆机构的一端固定在主轴上，另一端固定在针轴上，主轴通过旋转将动力传递给摇摆轴，在针轴上固定安装有摇杆滑块机构，摇杆滑块机构端部的簇绒针由滚针带动上下运动。针轴的位置。同样，挂钩连杆机构也连接在主轴和挂钩轴上。因此，主轴的旋转也会导致挂钩轴旋转[8]。 图1主轴系统的辅助图 2 新方案和旧方案的动力响应分析 2.1 曲柄连杆机构动态反力分析 由于曲柄机构在曲柄连杆机构的运动过程中产生不同的惯性力，惯性力大小和方向不断变化，作用在主轴上，导致曲柄连杆机构与主轴连接处的动态反作用力发生变化。 2米机器现有曲柄机构的参数如表1所示。 表1曲柄连杆机构参数
利用阿苏尔群法[9-10]分别计算了主轴转速分别为500r/min和1000r/min时的动态反作用力，由此可由式（1）求得接头处的反作用力。 ， （1） 其中F和FR是已知力和动态反力，D和C是已知力和动态反力的系数矩阵。 图2显示了连杆机构与主轴之间的连杆在500 r/min和1000 r/min下的动态反作用力。 如图2所示，主轴以1000 r/min转速旋转时的动反力远大于500 r/min时的动反力，因此，当簇绒机主轴转速增加时，动反力的频率也增加，这将增加主轴的振动。在传统的簇绒机中，由于采用曲柄连杆机构作为传动元件，主轴系统的振动不可避免地由于主轴转速的提高而增大。 图2 500r/min和1000r/min的动态反应 随着转速的增加，不平衡力越来越大，连杆机构的不平衡现象一直存在[11]，随着簇绒机转速的增加，主轴系统的不平衡激振会增大，因此长期运行会引起主轴变形、磨损和疲劳损伤，从而限制转速的提高。因此，为了提高簇绒机的速度，可以设计一个新的传动件，而不是将连杆机构设计为主轴和副轴之间的传动件。 2.2 椭圆齿轮传动方案动态反作用力分析 在一般的簇绒机主轴系统中，由于采用曲柄连杆机构作为主轴与从动轴之间的传动元件，曲柄连杆机构本身的惯性力使动态反作用力随主轴转速的增加而增大，动态反作用力越来越大使簇绒机的振动和噪声越来越大，从参考文献[12]可以看出，普通簇绒机的工作速度约为500-600r/min[12]，即以曲柄连杆机构为传动部件的簇绒机。 因此，为了提高簇绒机的工作速度，采用椭圆齿轮方案代替连杆机构作为主轴与副轴之间的传动，椭圆齿轮传动由于传动平稳、啮合点位置和紧凑型结构[13-14]。 如图3所示，这是一种新型改进的主轴系统的示意图。在椭圆齿轮传动方案中，由于采用了椭圆齿轮传动，主轴和副轴的转速发生了变化，同时，指针从原来的轴的加长轴改为N轴。短副轴的数量。椭圆齿轮3安装在中间轴上，挂钩连杆机构安装在中间轴和挂钩轴上。挂钩与挂钩轴相连，使挂钩来回往复。因此，簇绒机的动力源是将动力传递给主机。穿过皮带。 图3椭圆齿轮方案主轴系统示意图 对于椭圆齿轮传动方案，安装在主轴上的椭圆齿轮的参数如表2所示。 表2椭圆齿轮方案等效参数
因此，采用动态序列求解[15]，对椭圆齿轮进行动力学分析，得到了工作转速为1000r/min时接头的动态反力曲线，并与普通簇绒机连接处的动态反力进行了比较。 因此，由式（2）可以得到接头处的动力反力。 （2） 式中，O1X和O1y为椭圆齿轮1在X向和Y向接头处的动态反作用力；Px和Py为椭圆齿轮1在X和Y向的啮合力；M1为椭圆齿轮1的质量；X0和Y0代表椭圆齿轮1在X向和Y向的加速度。 通过Matlab仿真，得到了铰链处的动态反作用力，如图4所示，当簇绒机的工作转速为1000 r/min时，椭圆齿轮机构的动态反作用力远低于曲柄杆机构的动态反作用力，最大动态反作用力由原来的3226 N减小到1750 N。这意味着主轴与椭圆齿轮之间的动态反作用力变小，在铰链处对主轴的作用力变小。与普通簇绒机的主轴系统相比，改进后的主轴系统的交变载荷在高速时明显减小。 图4接头处的动态反作用力 3不平衡响应分析 在第2.1节中，使用阿苏尔群方法对连杆机构进行动力学分析，以及得到了簇绒机工作速度与动态反作用力的关系，为了更直接地表达主轴系统的振动，采用传递矩阵法[16-17]建立了主轴系统的数学模型，如图1所示。 传递矩阵法是将轴系简化为集中参数模型，将连续分布的弹性系统离散为N块质量板和无质量轴段，由L个弹性支承组成的多自由度系统，即轴系的质量集中在要划分的节点。主轴按圆盘和集中质量的划分，从左到右是1，2，hellip;N，共有N 1个截面。集中质量单元或圆盘和无质量轴段由一个单元组成，建立了左状态向量和右状态向量之间的关系，然后进行传递。最后，利用连续条件建立了任意截面状态变量与转子初始截面之间的关系，建立模型的方法称为传递矩阵法。 将主轴系统简化为集中参数模型。在简化主轴系统时，需要对簇绒机主轴系统的每个模块建立一个等效模型，然后拼接在一起形成一个简化的整体模型，根据动能相等原理和质心定理，将曲柄连杆机构简化为两个等效圆盘和弹性固定机构，分别分配给主轴和副轴，钩形连杆机构将其简化为一个单自由度等效轮，并使其旋转。将主轴和副轴简化为若干集中质量点和无质量轴段。根据等动能原理和质心定理，摇杆滑块机构为单自由度等效圆盘，滑轮将其等效为等效圆盘，由轴承简化为弹性支承。因此，簇绒机主轴系统的集中参数模型如图5所示，简化后的参数如表3所示。 表3主轴系统等效参数
在椭圆齿轮传动的主轴系统中，如图6所示，简化方法与一般的簇绒机相同。在椭圆齿轮的主轴系统中，滚针轴是一系列短轴，其变形非常小，因此，只有在建立数学模型时，才需要建立主轴和与主轴相连的部件的数学模型。因此，在主轴系统建模过程中，主轴的加工过程与前一个相同，主轴系统也建立了集中参数模型，将主轴简化为多个坐标系，集中质点和无质量轴截面。将椭圆齿轮简化为等效齿轮，轴承简化了弹性支承，利用MATLAB对椭圆齿轮方案的数学模型进行了振动仿真分析。 图5通用簇绒机主轴系统集总参数模型 图6椭圆齿轮机构主轴系统集中参数模型 主轴系统简化为23个节点，基本单元由无质量轴段和圆盘或无质量轴段和集中质量点组成，因此，总单元数为23。由于要研究Y方向的振动位移，对于一般的簇绒机，不平衡量为在节点5和节点19处增加y方向的Fi。对于改进的主轴系统，不平衡力Fi位置为节点7、节点10、节点13、节点16和节点19。不平衡力的大小在第2.1节中找到。因此，根据传递矩阵法，两个轴之间的传递关系盘状态向量的边是[18] （3） 其中表示磁盘的右状态向量；表示磁盘的左状态向量；Di表示点矩阵。 在这种情况下，状态向量包含垂直位移y 剩余内容已隐藏，支付完成后下载完整资料 资料编号：[609915]，资料为PDF文档或Word文档，PDF文档可免费转换为Word |
