基于NX8.5的打緯搖軸載荷及模態(tài)分析

楊劍宇

打緯機構(gòu)是織機的五大機構(gòu)之一，它將緯紗打入織口，使經(jīng)緯紗交織，形成符合設(shè)計要求的織物。目前，織機的打緯機構(gòu)主要分為共軛凸輪式和連桿式兩類。由于共軛凸輪式打緯具有動程小、運行平穩(wěn)等優(yōu)點，故高速的劍桿織機常采用共軛凸輪式打緯機構(gòu)。而打緯搖軸是共軛凸輪式打緯機構(gòu)的重要零件之一，其在打緯過程中，需要承受來自凸輪和滾子的較大載荷。另外，打緯搖軸伴隨著旋轉(zhuǎn)，自身和其他外界因素激勵而發(fā)生共振，易造成打緯機構(gòu)的機件損壞。同時，隨著現(xiàn)代織機向高速、高效、高品質(zhì)和高適應性方向的發(fā)展，對織機的打緯機構(gòu)主要部件提出了更高的要求。因此，需要更正確地計算搖軸在載荷下的應力、應變和固有頻率等參數(shù)，以提高零件在工作時的安全性。

UGNX是一款集CAD/CAM/CAE于一身的企業(yè)級的軟件。其中，它的有限元分析，也就是高級仿真模塊，在長時間的發(fā)展中吸納了很多世界優(yōu)秀的有限元軟件，如 MSC.Nastran、I-deals、Adina和 LSDYNA等眾多的功能和優(yōu)點，特別是它的結(jié)構(gòu)分析功能具有計算精度高、運行速度快、操作界面友好的優(yōu)勢，得到了國防、航空航天、車輛、船舶、機械和電子等眾多行業(yè)的接受和認可，其分析結(jié)果已成為航天等級工業(yè)CAE標準，獲得美國聯(lián)邦航空管理局（FAA）認可。它的高級仿真模塊包含NX前、后處理和NXNastran求解3個基本的組成部分，并具備了在眾多領(lǐng)域中解決工程問題的解算類型。本文通過NX8.5軟件完成了打緯搖軸的建模，并對其進行模態(tài)及在載荷下應力應變的分析，為合理設(shè)計打緯搖軸提供理論依據(jù)。

1 打緯搖軸模型的建立

織機的打緯機構(gòu)目前主要分為共軛凸輪式和連桿式2類，其中具有小動程、運行平穩(wěn)等優(yōu)點的共軛凸輪式常用于劍桿織機。共軛凸輪式打緯機構(gòu)示意圖如圖1所示。

打緯搖軸是共軛凸輪式打緯機構(gòu)的重要零件。本文利用NX軟件對打緯搖軸進行了模型的建立。建立的模型如圖2所示。

2 打緯搖軸載荷條件下的分析

圖1 打緯機構(gòu)示意圖

圖2 NX軟件建立的打緯搖軸模型

圖3 打緯搖軸的單元網(wǎng)格劃分

圖4 載荷分布示意圖

2.1 單元劃分

單元網(wǎng)格的劃分是有限元分析前處理工作之一，也是有限元分析計算的基礎(chǔ)。網(wǎng)格質(zhì)量的優(yōu)劣是決定計算精度的重要環(huán)節(jié)，特別是對于大型和復雜模型來說，網(wǎng)格劃分相當耗時，所以一味的減少單元大小對提供計算精度沒有益處。根據(jù)模型和單元類型的特點，本文中打緯搖軸采用CTETRA（10）四面體10節(jié)點進行劃分，單元大小采用10mm。單元劃分后的模型如圖3所示。

2.2 定義材料屬性

不同的分析和解算類型需要定義不同的材料參數(shù)，其中質(zhì)量密度、楊氏模量和泊松比是彈性范圍內(nèi)靜力學分析最基本的3個參數(shù)。本文中打緯搖軸的材料采用40CrNiMoA。其中質(zhì)量密度 約為7830kg/m3，楊氏模量約為209GPa，泊松比約為0.3，抗拉強度b≥980 MPa，屈服強度s≥835 MPa。

2.3 載荷的施加及模型的約束

在施加外部載荷的作用下，會使打緯搖軸產(chǎn)生應力和應變，而約束條件不同也會對最終的計算結(jié)果起到很大的作用影響。

打緯搖軸的滾輪軸孔上的徑向壓力不是均勻的，它的受力方式如圖4所示。圖中為軸孔的軸向長度。

本文中假設(shè)打緯搖軸的滾輪軸孔在受到載荷后仍保持或近似保持圓形，在最大受力P0處的徑向變形為 ，則圓心角為 處的軸孔徑向形變量為 ()=cos滾輪軸孔上受到的壓力方向均沿徑向方向垂直于軸孔表面。設(shè)滾輪軸孔的材料應變系數(shù)為 k，則最大壓力P0處為：

進而得出在任意的圓心角 處軸孔表面受到的壓力為

同時，打緯搖軸的滾輪軸孔受到的力是沿孔徑向120°范圍內(nèi)，按照余弦方式施加到軸孔上的，那么將每個點上的力按x軸和y軸方向分解后分別為：

最后，其應用場景滿足5000萬像素以上的全畫幅數(shù)碼相機，同時可以滿足當前8K視頻技術(shù)的高分辨率要求，是一支著眼于未來的高品質(zhì)鏡頭。

式中，r為孔的半徑， 為圓心角，P為120°弧段中點處的表面力的集度。

根據(jù)式①、②和③，得出軸孔在x軸和y軸的載荷 、 ：

按照式④和⑤可以算出打緯搖軸的滾輪軸孔上x軸和y軸的載荷，并在NX高級仿真模塊中將所計算的載荷施加在軸孔表面上。

配合ADAMAS軟件計算得出：

打緯載荷在主動輪滾輪軸孔處為 =4743.7 =12807.9

從動輪輪滾輪軸孔處為 =5467.9 =-14763.5

另外，在施加載荷的同時，也需要對模型進行約束。打緯搖軸受力的最大值是在打緯時的瞬間靜止狀態(tài),因此將兩端圓柱面施加固定約束，即DOF1、DOF2、 DOF3、 DOF4、DOF5和DOF6均設(shè)置為固定，用以模擬打緯搖軸在受力最大時瞬間靜止的狀態(tài)。

2.4 解算器的選擇

NX高級仿真支持的線性靜力學分析的解算器主要有NX Nastran-SESTATICS 101，單個約束：該解算類型可以創(chuàng)建具有唯一載荷的子工況，但是每個子工況均使用相同的約束條件；NXNastran-SESTATICS 101，多個約束：該解算類型可以創(chuàng)建多個子工況，每個子工況既包含唯一的載荷又包含唯一的約束，設(shè)置不同子工況參數(shù)并提交結(jié)算作業(yè)時，解算器將在一次運行中求解每個子工況。

本文對打緯搖軸采用了分析類型為結(jié)構(gòu)，解算類型為Nastran-SESTATICS101，單個約束的解算方案。

2.5 解算結(jié)果及分析

通過NX高級仿真模塊的分析計算，得出圖5的應變云圖和圖6的應力云圖。

由圖5的 Von-Mises應變云圖中可以得出，打緯搖軸發(fā)生應變的最大值是在滾輪支架的頂端，位于208014單元，應變的最大值為9.255×10-4mm，另一側(cè)位于209530單元的滾輪支架應變值為8.327×10-4mm。

由圖6的馮氏應力云圖中可以看出，應力主要分布在軸體與相鄰臺階面的連接處，軸體與滾輪支架形成的相貫線處，滾輪軸孔的半圓面等易于發(fā)生應力集中的區(qū)域。其中，應力最大的是軸體與相鄰臺階面的連接處，應力值為206MPa，位于107135單元。表1給出了本次分析的主要結(jié)果。

由表1的數(shù)據(jù)可以看出，打緯搖軸的最大應力206MPa相對于材料的屈服強度835 MPa還是有很大的安全余地的，另外，打緯搖軸的最大應變9.255×10-4mm能夠滿足打緯搖軸在打緯過程中的工藝指標，所以在本文所述的工作條件下，打緯搖軸能夠滿足生產(chǎn)過程中的使用要求。

圖5 打緯搖軸應變云圖

圖6 打緯搖軸馮氏應力云圖

表1 載荷分析結(jié)果

3 打緯搖軸模態(tài)分析

模態(tài)分析是任何涉及非靜力結(jié)構(gòu)設(shè)計的一個很重要的部分，用來確保產(chǎn)品和關(guān)鍵零部件的固有頻率不會與輸入頻率或者外界強迫作用的頻率一致，這些外界強迫作用是十分常見的。模態(tài)分析實質(zhì)就是將一個彈性連續(xù)體的振動問題，離散為一個或者有限個節(jié)點位移為廣義坐標的多自由度系統(tǒng)的振動問題，其運動微分方程可以表示為：

式中，[M]表示構(gòu)件的總體質(zhì)量矩陣；[]表示構(gòu)件的總體剛度矩陣；{}表示節(jié)點位移列陣；{''}表示節(jié)點位移對時間的二階導數(shù)。

上式的解可以假設(shè)為如下形式：

式中，{ }為 階向量； 是向量 的振動頻率； 是時間變量； 是由初始條件確定的時間常數(shù)。將式⑦帶入⑥得到如下特征方程：

求解上述方程可以確定 和 ，可以得到 個特征值：

其中，特征值1，2，…，n代表構(gòu)件的 個固有頻率，或稱為特征頻率，并且滿足：

特征向量1，2，…，n代表構(gòu)件的 個固有振型，對應的幅值可以按照以下確定：

打緯搖軸在打緯過程中會承受周期性載荷的作用，可能會與旋轉(zhuǎn)的主軸發(fā)生強烈的共振，致使動應力急劇的增加，導致打緯搖軸由于扭轉(zhuǎn)疲勞和彎曲疲勞，在到達其設(shè)計壽命之前就被破壞。通常的靜力學計算不能夠完成相關(guān)的動力學分析，因此需要對打緯搖軸進行模態(tài)分析，從而確定打緯搖軸的固有頻率和振型。

打緯搖軸的固有頻率和振型是設(shè)計中的重要參數(shù)。通常主軸轉(zhuǎn)速為400r/min，打緯搖軸轉(zhuǎn)速略低于主軸轉(zhuǎn)速，由推算出主軸頻率f=6.667Hz。利用NX Nastran模態(tài)分析模塊，計算出打緯搖軸的固有頻率。計算時不考慮阻尼，也與外載荷無關(guān)。本文在進行模態(tài)計算時，使用了SOL103結(jié)算方案。網(wǎng)格劃分與載荷分析相同。

圖7 1階振型

圖8 2階振型

圖9 3階振型

圖10 4階振型

圖11 5階振型

圖12 6階振型

本文取前10階固有頻率和振型，圖7至圖16為打緯搖軸的前10階振型圖。

圖14 8階振型

圖15 9階振型

圖16 10階振型

表2為打緯搖軸固有振動頻率和振型分析結(jié)果。

表2 打緯搖軸模態(tài)計算結(jié)果

由模態(tài)計算結(jié)果可知打緯搖軸自身轉(zhuǎn)動頻率及主軸轉(zhuǎn)動頻率遠小于第1階的固有頻率，因此，該打緯搖軸發(fā)生共振的可能性很小。

4 打緯搖軸改進措施

通過NX軟件對打緯搖軸進行的載荷計算及模態(tài)計算，可以看出疲勞失效是打緯搖軸的主要失效形式。所以需要通過改進設(shè)計方案、加工工藝和裝配方法來提高打緯搖軸的使用壽命?？梢圆扇≡谌菀桩a(chǎn)生應力集中的區(qū)域，如軸體與相鄰臺階面的連接處，軸體與滾輪支架形成的相貫線等處進行倒圓角處理；取消原搖軸上的兩組螺孔，改為銑一個平面；除了原先的拉線式組合裝配方法，增加軸承座定位工裝；采用帶有倒角的加工刀具來處理加工面與毛坯面等措施，使打緯搖軸提高使用壽命，并減少在使用過程中因疲勞而造成的失效。

5 結(jié)語

本文通過UGNX8.5軟件進行了打緯搖軸的建模，并對其進行了載荷及模態(tài)的分析。通過對打緯搖軸的靜應力分析，可知軸體與相鄰臺階面的連接處，軸體與滾輪支架形成的相貫線等處應力比較集中，通過將最大應力與屈服應力進行比較，得知該打緯搖軸的強度能夠滿足生產(chǎn)要求。通過模態(tài)分析，得出了打緯搖軸各階的固有頻率和振型，可知該打緯搖軸發(fā)生共振的可能性很小。通過對打緯搖軸計算結(jié)果的分析，提出了打緯搖軸設(shè)計的改進措施，為提高打緯過程的質(zhì)量，提升劍桿織機的品質(zhì)提供了一種較為可行的思路。

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