автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.13, диссертация на тему:Комплексный анализ и усовершенствование мотального механизма ПСК-225-ЛО

5 V Б ^ Государственный ясмнтет Российской Федерации

по высшему обрагеанняпо

7 Г, "'-ь*

Костромской технологический институт

На правах рукописи

УДК 667.052.985.8

Титов Сергей Николаевич

Комплексный анализ и усовершенствование мотального механизма ПСК-225-ЛО

Специальность 05.02.13 "Машины м агрегаты легкой пршышенноетн"

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

о

Кострома—1994

и выполнена в Костромском ордена Трудового Красного иологическом институте.

|>) ководитсль

!||альньге оппоненты

• Заслуженны!! деятель науки и техники Российской Федерации .

доктор технических наук, профессор Кузнецов Г. К..

• Док гор технических наук, профессор Горкин А. П..

• Кандидат технических наук, доцент

Разин С. К..

•душее предприятие

Костромское СКВ ТМ.

Защита диссертации состоится "20" декабря 1994 топа в 70 часов а заседашш диссертационного Совета К 063.89 01 ,остромско/£> технологического института в ауд. 214.

Адрес: 156021 г. Кострома, ул. Муравъевка, 17. С диссертацией коааго ознакомиться в библиотеке института.

Автореферат разослан " " ноября 1994 года.

Отзывы по настоящему автореферату в двух экземплярах, подписанные и • заверенные печатью, просим направлять в адрес »шетитута.

> ченый секретарь ксертациогаюго Совета, гор технических наук, профессор:

Ю. В. Белов

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАШТЫ АКТУАЛЬНОСТЬ ТЕМЫ

Самокруточный способ формировали пряам получил в нестоящее время достаточно широкое распространение, а промышленная эксплуатация с 1980 года высокоскоростных прядильных самокруточных машин доказала их высокую эффехтавносп,, и особенно возрастает значение таких машин в новых условиях хозяйствования, так как при невысокой цене и малых габаритах по сравнению с кольцевыми и пневмомеханическими машинами они обладают на порядок большей скоростью выпуска, менее критичны к подготовке сырья и выработанная пряжа обладаем достаточной равновесностью, что Позволяет ее использовать даже в трикотажном производстве/ К недостаткам самокрученой пряжи относятся визуальная керовнота и наличие непро-крученных участков, снижающих прочность пряжи.

_ Эффективность самокруточного прздеигь. еще болте возрастает при выработке пряж высоких линейных плотностей из шпконо&ерного сырья и отходов. При этом для увеличения прочности пряжи и стаби-лшзцш процесса ее формирования используется способ армирования, то есп — подачи в шггеформирующЕй орган, кроме волокнистого материала, многофнламентной химической шш. Работы в этом направлегаш ведутся в Костромской СКБ ТМ, АООТ "КНИИЛП" п

кти.

При проммшлешодх испытаниях опытного образца машины ПСК-225-ЛО, являющейся головной в плакирующейся серил машин для переработки лубяных волокон, выявлены два узла, требующие анализа и соответствующей конструктивной доработки, а именно — вытяжной прибор и механизм котки. При -»той последний без каких-либо существенных изкекенш! был заимствован с машины ПСК-225-ШГ2, серийно вьшускаемой с 1988 года. К недостаткам мотального механизма, выявленным при промышленных испытаниях, отно ятся следующие:

—возникновение вибраций механизма а начале наматывания бобины, которые носят явно слушшый характер и, как правило, заканчиваются к началу "-'лугообразования, если при этом че происходит существенного искажения формы бобины, заключающегося а ее огранке;

—появление кольцевых вспучиваний на торцах бобины после окончания процесса ягутообразованищ

—обязательное возникновение впбрашп! бобины в конце наматывания после окончания второго жгугообразования, что не позволило даже наработать бобину запланированного доаметра 250 мм.

Очевидно, что эти нежелательные явления связаны с изменившимися по сравнешпо с машиной ПСК-225-ШГ2 свойствами перерабатываемого продукта.

Учитывая возрастающий интерес потребителей к оборудованию, перерабатывающему низкономерное волокно и отходы в товарную продукцию (самокр\точным или бескруточным способами) при возможности использования такого оборудования даже в условиях индивидуального частного производства или фермерского хозяйства, становятся понятными перспективы рынка сбыта для машин серий ПСК-225 и ПБК-225, для организации серийного выпуска которых необходимо устранение выявленных при испытаниях конструктивных недостатков.

Таким образом, комплексный анализ мотального механизма и разработка предложении по стабилизации процесса наматывания, включающая в себя методы инженерного проектирования подобных механизмов, явлается актуальной задачей, особенно 8 современных условиях рыночных отношении, так как позволяет проектировать конкурентоспособное оборудование.

ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

Целью настоящей работы является комплексный анализ устройства. включающий в себя определение причин и механизма возниск-новения и развития вибраций и появления дефектов наматывакня, а также — разработка путей и методов устранения этих недостатков.

В соответствии с указанной целью в работе поставлены п решены следующие задачи:

1. Разработаны и обоснованы структурная, статическая и стационарная модели механизма.

2. Определено влияние натяжения нити на устойчивость процесса наматывания.

3. Разработана динамическая модель механизма как двуустой-чивой колебательной системы.

4. Предложен метод расчета цолебательн !\ сксгом с нелинейными упругими характеристиками, основанный ¡и определении жесткости как отношения потенциальной силы к слк.т.тению от положения устойчивого равновесия.

5. Разработана методика и проведены экспериментальные исследования по определению радиальных жесткости и вязкости бобины.

6. Проведена экспериментальная проверка предложенной концепции жесткости в свете ее применимости в дшшмической модели мотального механизма.

7. Разработана комплексная модель для оптимизации конструктивных параметров механизма и интерактивного синтеза на ЭВМ подобных механизмов.

МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЯ

В работе использовались теоретические и экспериментальные методы исследования.

Теоретические исследования визировались на общих методах теоретической механики, теории машин и механизмов, прикладной математики, Teopini упругости и теории колебаний.

Устойчивость механизма как колебательной системы оценивалась с точек зрения теорем Л агранжа-Дирихле и теории устойчивости Ляпунова, а разработка концепции жесткости проводилась с учетом работ С. П. Стрелкова и И. И. Вульфсона в области теории нелинейных колебаний. '

Расчетная часть выполнена численными методами с использованием вычислительной техники. Для разработки программного обеспечения применялись языки программирования TurboPascal версий 5.0 и 7.0 и Borland в операционной среде MS DOS и с операционной оболочкой Windows 3.1. Для графического представления получаемой информации использовалась система AutoCAD с применением специально разработанных для этой цели программ создания файлов сценариев, включающих использование встроенных в AutoCAD splme-фун-кций с целью осреднения экспериментальных данных.

Экспериментальные исследования проводились методами тензо-Meipmi и Бибродштостики на специально созданном для этой цели стенде.

НАУЧНАЯ НОВИЗНА

В процессе решения поставленных задач нами впервые:

—проведен детальный структурный анализ .механизма, определивший наличие в нем предпосылок для возникновения вибраций;

—разработана и обоснована математическая модель для комплексного анализа на ЭВМ силовых факторов в мотальном механизме для статического и стационарного режимов;

—введено понятие двуустойчивой колебательной системы к;.л особого класса динамических объектов;

—показано существенное изменение динамических свойств объекта при его колебаниях вдали от положения устойчивого равновесия;

—предложено новое определение жесткости для таких систем, сформулированное как отношение силовой функции потенциального поля к отклонению от положения устойчивого равновесия;

—разработан и подтвержден экспериментально метод расчета амплитудно-частотных характеристик и форм колебаний для таких систем, базирующийся на предложенной концепции жесткости;

—разработана хорошо согласующаяся с практикой динамическая модель механизма, объясняющая причины возникновения вибраций и пригодная для оптимизации его конструктивных параметров;

—вскрыт и детально описан механизм возникновения и развития вибраций при наматывании жестких и высокопрочных пряж на бобину;

—разработан метод, включающий в себя методологическое, математическое и аппаратное обеспечение, определени- радиальых жесткости и динамической вязкости бобины с пряжей; о

—получены экспериментальные данные о динамических свойствах бобины как упруго-вязкого элемента колебательной системы в форме зависимостей жесткости и вязкости от тол-цины слоя намотки, радиального давления на бобину и частоты возмущающего воздействия (для армированной пряжи линейной плотностью 400 текс из короткого льноволокна №2).

Г ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ И РЕАЛИЗАЦИЯ РЕЗУЛЬТАТОВ РАБОТЫ

Результаты работы использованы Костромским СКБ ТМ при конструировании новых самокруточных и бескруто«иых машин, а также — других машин, в конструкции которых I ются у стройства с силовыми замками, относящиеся к классу двууст • ■ которых при

больших скоростях работы возникают вибрацьп. например — приспособления для нагружения нажимных валиков вы т йжны.ч приборов.

АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ

Основные результаты работы были доложены и полук положительные оценки на:

—заседаниях кафедры ТММ и ПТМ Костромско» технологического института, Кострома, 1992, 1993, 1994 гг.;

—семинарах по теории иаилг* и механизмов Российски Академш! наук (Костромской филиал), Кострома, 1993, 1994 гг.;

—заседаниях научно-технического Совета по МНТП "Русским лен", КТИ, Кострома, 1992, 1993 гг.;

—научной конференции профессорско-преподавательского состава, научных сотрудников и аспирантов КТИ, Кострома, 1993 г.;

—Республиканской научно-технической конференции "Пути совершенствования технологии и оборудования в льняной отрасли текстильной промышленности чЛем-94)", Кострома, 1994 г.;

—заседании секции научно-технического Совета Кострой ..ого СКБ ТМ, Кострома, 1994 г..

Публикации: По материалам днссгртаиш! опубликовано четыре

работы.

ОЗъсм работы: Диссертация состоит из езздеиия, пяти глзв, выводов, списка литературы к приложений. Обвдй объем составляет 120 страниц, 4 таблицы и 54 иллюстрации.

.-СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

В первой главе определяется место прядильной машины ПСК-225-ЛО ка> головкой в семействе самокруточиых маипш для пере|. лботхеи лубяных волокон, оцениваются рез>,гьтаты промышленных испыташш опытного образца маиашы и производится сопоставление конструкции и условий эксплуатации мотального механизма с а алогичными механизмами иа машинах семейства ПСК-225 для шерсти и химических волокон н на пряднлько-крупшъкых машин-х.

На основе сопостаг гения делается вывод о направлении и методах исследования, определяемых как комплексный анализ мотального механизма с целью определения причин вибраций и возникновения дефектов наматывания и разработка путей и методов устранения чтг> недостатков. При этом отмечаются следующие возможны.: причинъ. несбильной работы механизма:

I. Отличия в свойствах ^эерабатываемого продукта по сравнению с самокруточными машинами для шерсти и химических волокон. 2. » Огличия в свойствах бобин как элементов колебательно»! сис-темы, зависящих от свойств намотанной на них пряжи.

3. Отличия при близких свойствах продукта в скоростных режимах наматывания по сравнению с прядильно-крушлъными машинами.

Если свойства шерстяных пряж, пряж из химических волокон и их смесок с шерстью достаточно широко известны из справочной литературы по шерстопрядению, шерстоткачеству п трикотажному производству, а свойства таких самокрученых пряж, кик и процесс их производства. опйсаны П. М. Мовшовичем и др.. го в области изучения свойств армированных нитей из лубяных волокон можно отметить лишь работы П. П. Грыкова. В.П. Романовского и других авторов, выполненные под их руководством. Однако, д.:иные о взаимо-связи деформации армированных льно-капроновых нитей в веере рас-кладки и натяжения отсутствуют.

При этом имеется возможность определить эту взаимосвязь на основе работ Матукониса А. В. в области механики неоднородных нитей, Меркина Д. Р.. Мнгушова И. II.. Якубовского П. 11. в обла ш механики гибкой нити. Кагана В. М.. Капраловой Н. Ф.. Крагеяьского П. В.. Кузнецова Г. К.. Хвальковского Н. В. в вопросах Трсмпя волокписшх материалов. Кукина Г. Н. и Соловьева А. М. в часто текстильного материаловедения.

Данные по таким характеристикам бобин, как радиальные жесткость н динамическая вязкость, также отсутствуют. Среди исследователе»I упругих свойств текстильных паковок «еобходнко отметить В. А. Степанова, впервые оценившего распределяете напряжений шIVтри тела намотки. Некоторые взаимосвязи между структурой, фомой. плотностью и силовыми факторами вскрыты г> работах Александрова С. А.. Ефремова Б. Д.. Ефремова Е. Кленова В. Б.. Матюшева П. П., Прошкова А. Ф.. Сухарева В.А. и др.. Однако, методологии определения необходимых для включения в описание динамической модели механизма свойств бобины, нами не обнаружено. Поэтому одной из задач исследования является экспериментально.? определение эшх динамических свойств паковки.

Мотальный механизм представляет собой колебательную систему с явно выраженным линейным чттругнм звеном - пружиной демпфера, но приведенные характеристики этого звена ввиду вращательного характера колебаний оказываются нелинейными. В области теории колебаний как линейных так и нелинейных систем сделано много:

—в част» общей теорш! колебаний известны работы Андронова А. А.. Бабакова II. М.. Вульфсона И. П..Ганиева Р. Ф.. Горелика Г. С.. Губанова II. П.. Кандидова В. П.. Каннннгхэм В,.Каноненко В. О.. Капцова Л. Н.. Пановко Я. Г.. Стрелкова С. П.. Халфмана Р. Л.. Харламова А. А. и ряда других авторов:

—в области виброзашиты и виброгашения известны работы Коловского М. 3.. Тимошенко С. П.. Фролова К. В.. Фурмана Ф. А.:

—в области колебаний текстильного оборудования много сделано Ю. В. Беловым. С. В. Бойко. В. А. Мартышенко. Я. II Корнтысскнм. Г. К. Кузнецовым. С. Г. Петровым. С. Н. Разиным. М. А. Румянцевым и др..

Таким образом, для разработки динамической модели механизма существует обширная и глубоко развитая теория, к которой необходимо привлечь соответствующие математические и численные методы, а также — теорию моделирования и оптимизации, известные по работам Бусленко Н. П., Статникова Р. Б. и др.'. При этом необхо-димо учитывать, что мотальный механизм представляет собой систему с несколькими степенями подвижности и может быть отнесен к классу самоустанавливающихся систем, методы оценки которых изложены в работах Л. Н. Решетова.

Но ни один из авторов не рассматривал колебателч,,, ,к> систему, удаленную по своим обобщенным координатам от положения устойчивого равновесия. Поэтому перед нами возникла задача исследования таких систем, названных нами двуустойчивыми, которые совершают колебания вблизи положения неустойчивого равновесия, не доходя до этого положения, а параметры колебаний определяются свойствами системы относительно положения устойчивого равновесия.

Во второй главе проведен комплексный теоретический анализ существующего механизма. Эта глава включает в себя два раздела, в первом из которых проводится оценка механизма известными методами с точек зрения структуры и силового равновесия в статическом и стационарном режимах, а во вторгм проводится динамический анализ механизма, включающий в себя разработку оригинальной математической модели, объясняющей причины и описывающей процесс возникновещтя вибраций бобин и дефектов намотки и пригодной для оптимизации конструктивных параметров механизма с целью стабилизации процесса наматывания.

~ Даны следующие определения режимов работы механизма:

•статический режим — мотальный барабанчик неподвижен, или при вращающемся мотальном барабанчике не учитывается усилие наматывания, определяемое как произведение нормального давления на бобину со стороны мотального барабанчика на коэффициент трения между ними;

•стационарный режим — мотальный барабанчик вращается и приводит во вращение находящуюся в контакте с ним бобину при натя жении наматываемой нити, не прегышающем удвоенного усилия нама тывания, т. е. - в стационарном режиме равнодействующая нормально го давления, усилия наматывания и натяжения нити не выходит за пре делы конуса трения в зоне контакта бобины с барабанчиком;

•динамический режим — натяжение нити превышает уишк наматывания и (или) происходят вибрации механизма, сопровождаю щисся нарушением контактов бобины с мотальным барабанчиком I (или) стойки с упором.

Структурой анализ показал, что механизм может находиться в пяти различных положениях, характеризующихся двумя или трем; степенями свободы, а именно:

1. Рабочее устойчивое с двумя степенями свободы, для кот^рол характерно наличие фрикционного контакта бобины с мотальньп барабанчиком при неподвижное стойке, спирающейся на упор. В это! положении механизм может существовать в любом из трех режимов.

2. Динамическое с двумя степенями свободы, для которог характерно отсутствие контакта бобины с мотальным барабанчиком,: в которое механизм переходит при колебаниях приклона. В этом поле жении механизм может существовать только в динамическом режиме.

3. Заправочное с тремя степенями свободы, когда отсутствую контакты бобины с барабанчиком и стойки с упором и прекращаете процесс наматывания. Возможны статический или динимический режг мы существования механизма в этом положении.

4. Рабочее неустойчивое с тремя степенями свободы, в которо сохраненяется контатг бобины с барабанчиком при отрыве стойки с упора. Возможны статический или динамический режимы существов; ния механизма в этом положении.

5 .Динамическое с тремя степенями свободы, когда продолжае ся процесс наматывания за счет инерции бобины, а контакты бобины барабанчиком и стойки с упором отсутствуют. . чмож-ч только дин мический режим существования механизма в ом положении. Ее; основными положениями механизма являются 1-е и 3-е, и при эте перевод из одного положения в другое сопроиождает изменением

подвнжностен механизма а осуществляется операторов при смене бобин, то переход из рабочего положения в соответствующее динамическое (из 1-го во 2-е и из 4-го в 5-е) может происходить под воздействием внешних силовых факторов, в том числе - случайных, так как при этом не изменяются подвижности механизма, что является первой предпосылкой хтя возникновения виСраций.

Силовой анализ для статического и стационарного режимов отличается лишь учетом усилия наматывания и заключается в определении, исходя из условий статического равновесия моментов всех сил относительно осей вращения стойки и приклона (при неподвижной стойке, что вытекает из существа этих режимов), нормального давления барабанчика на бобину, предельных усилии наматывания и опорной реакции упора на стойку для разтгшых режимов наладки механизма и радиусов бобины. При этом обо<. юг-гвается и рассматривается также упрощенная модель механизма, когда стойка считается частью неподвижного остов.;.

Результаты расчетов показали, что по мере наматывания бобины возникает тенденция неустойчивости ^.-ханизма в рабочем положении, характеризующаяся снижением проекшт из нормаль к стойке опорной реакции стойка на прнклон и усиливающаяся при снижении усилия наматывания (при росте натяжения нити). Кроме того, по мере наматывания немотонно изменяются заглубление бобшйл по отношению к мотальному барабанчику, что приводит к нерегулярному изменению (сначала - к увеличению, а затем - уменьшению) фактической длины раскладки, и нормальное давление барабанчика на боСлну. которое в начале наматывания "быстро падает, а затем относительно медленно растет. Зона локального минимума нормального давления соответствует кольцевым вспучиваниям на торцах бобины. Таким образом, в этой части вскрываются причины возникновения дефектов на торцах бобины.

Динамический анализ заключается в оценке механизма как колебательной системы, где возможны колебания с силовым и кинематическим возмущением, .¡рн этом, полагая исходные форму и установку бобины геометрически правил» чыми. можно свести систему к одному -силовому - возмущению, в качестве которого может выступать только на тяж ние наматываемой нити, существенно изменяющееся в цикле раскладки нити вдоль бобины, гак как скорость выпуска пряжи являете постоянной, а скорость набегания шггн на барабанчик и_> веера раскладки и связанная с не» скорость наматывания — переметы.

Основываясь на схеме веера раскладки (рис. 1). получено выражение для определения относительной деформации ниш в веере раскладки:

£=(\+v)

V*r+r

-ь (I)

где:

Рис. I

I — опережение наматывания.

ч — упругое скольжение в фрикционном паре "бобина-барабанчик".

Из (I) и одноцнкловой характеристики комплексной пряжи линейной плотностью 400 гскс определено натяжение нити в веере раскладки Р11а как функция положения точки набегания Д |. Положение Д'| точки набегания и п моженне Д" точки наматывания К ие совпадают. Точка набегания опережает точку наматывания на величину Дд. зависящую от числа г витков канавки на барабанчик_ и угла а охвата нитью

барабанчика следующим образом: С-)

Дд =

На 2/Т-г

Тогда: Д| =

.V + Ах пр H -х- Лд при х > — Лд

H

д<

1

H

х> i

Угол подъема витков р барабанчика радиуса К^ и угол отклонения ниш V от середины веера раскладки будуг:

fi- Arctg;

Я

у = Arctg

2 у

Н а гяжение нити в точке А" определяем на основе известных из

механики нити зависимостей: Рн -Ри ■со^р-у^х^+ра-соьр). с

При этом знак показателя экспоненты будет зависеть от налич! проскальзывания бобины по барабанчику ( "плюс" — проскальзывать нет. процесс намазывания устойчив: "минус" — бобина скользит по барабанчику, процесс наматывания неустойчив).

/'„ представляет собой проекцию Ри

на плоскость, ортого-

нальную образующей бобины и барабанчика. Поэтому:

»

Рн = Рн • соз/З— Рн^ -сс^/?- /)-со8/?-е*р(±//-а-со5/?) , (6)

где и — коэффициент трения нити по барабанчику.

Расчитанные согласно (1)-'о) зависимости натяжения 1шти от положения точки наматьгзания представлены на рис. 2 для максимального (толстая линия) и минимального (тонкая линия) опережений наматывания. Здесь видно, что натяжение шли достигает 48 Н (без обрыва, благодаря высокой прочности пряжи), что 11а порядок и более превышает натяжение в шерстопрядении и при перемотке на мотальном оборудовании.

" В цикле раскладки натяжение изменяется от нуля до максимума, что позволяет его рассматривать как силовое позм^цающее воздействие па механизм.

Математическая модель механизма разработана на базе расчетной схемы (рис. 3). Исходные данные взяты из конструкторской до! ументащш на механизм. При этом определено, что условием сохранения рабочего режима Я1 лется положи тельная опорная реакшг 2 угира на стойку ОС.

оо --j:> О »'з ?о' •

."олчотег г.-от н.Лтли|!= иати чч

Рис. 2

Это условие преобразовано в независящее от натяжения нити выражение, определяющее минимально допустимый уровень нормального давления со стороны мотального барабанчика на бобину:

= Mç-hpo-Mo-bc Ц)

Р Р' Л\'С -hpo-lixo-hrc

где: • Д/(_- и M о — возвращающие моменты (определенные без учета au в точках К и Т) на прнклоне (относительно С) и стопке (относительно О), h/>(). hи /l \r() — плечи сил Л и Р относительно точек С и О.

Кроме этого, получены выражения. связывающие нормальное давление Л' с натяжением нити Рн для различных режимов. Результаты расчетов (рис. 4) показывают. что нормальное давление ни при каких условиях не опускается до уровня минимально допустимого. т. е. - рабочий режим должен сохраняться при любом радиусе бобины. При относительно невысоких уровнях натяжения inmi нормальное давление находится между Л1Пах н Л|пт (зишгриховинная зона, соответствующая стационарному режиму), а при высоком натяже-нин — опушается до уровня N (зона редкой штриховки, соответству-ющая проскальзыванию бобины относительно барабанчика).

Отсюда следует вывод о ^ом. что колебательный процесс может возникнуть и развиваться только при наличии резонансных явлении. Для определения спектра частот собственных колебании механизма в математическую модель включен расчет приведенных возвращающих моментов и M g в зависимости от обобщенных координат а и /I дифф-рениируя которые по обобщенным координатам можно определить, согласно всем существующим теориям, приведенные жесткости системы, после чего определяются частоты собственных колебаний с учетом зависимостей приведенных моментов инерции масс от параметров системы и обобщенных координат.

Рис. 4

Результаты расчетов приведены на рис. 5 и 6:

...... ' ' !5Г "

/2 J- a ~

st. sr ' /y>>*„7 -

7 5 47 66 6 86 10fi -- 1

Pamive бобины мм

Рнс. 5

Pnc.6

Возвращающий момент (рис. 5) на приклоне Мс(а) при малых и средних радиусах бобины имеет максимум, а возвращающий момент на стойке Мд{р) убывает во всем диапазоне радиусов намотки. Это говорит о том, что начальные приведет гые жесткости (при нулевом уровне обобщенной координаты) для приклони С£ в ко!ще намотки и для стойки С о во всем диапазоне раштусов становятся отр!щательными, что определяет апериодический характер движения. На практике наблюда-ется обратное — в конце намотки колебания возникают в обязательном порядке. Учет влияния жесткости бобины ничего не изменяет, так как:

—для системы с последовательным соедошением жесткостей приведенная жесткость определяется как величина, обратная сумме подат-ливостей отдельных упругих элементов, в результате жесткости еще бо-лее сместятся в отрицательную область;

—приведенные жесткости бобины, определяемые как произведе-ния радиальных о жесткостей (результаты экспериментального определе-ння приведены в главе 4) на квадраты расстояний от оси вращения до лтшн действия нормального давления, находятся на уровне 1 кН-м, а модули жястаостей на приклоне и стойке не превышают 14 Н-м, что поз-воляет пренебречь жесткостью бобины.

В связи с таким явным несоответствием теоретических и практических результатов и основываясь на замечаниях о жесткости как коэффициенте сопротивления потенциального поля, приведенных H.H. Никитиным и С. П. Стрелковым, нами предложено определение жесткости как отношения силовой функции потенциального поля к отклонению от положения устойчивого равновесия (рассмотрению такой концепции посвящена глава 3).

Для нашего случая это отношение возврашаюшего момента к обобщенной координате, начало которой совпадает с положением устойчивого равновесия. Последн.-е представляет собой такое положение, где потенциальная энергия имеет минимум, а возвращаюипш момент равен нулю. Анализируемый механизм представляет собой двуустой-чивую систему, для которой характерно наличие двух локальных минимумов потенциальной энергии. Это обстоятельство необходимо учитывать и искать начало отсчета обобщенной координаты в направлении возвращающего момента. С этой целью в алгоритм расчета по предлагаемому нами методу включен блок определения <£п(0|>^п и <Рско)>Фс

для различных значений <50 и R. при которых возвращающие моменты, соответственно, на приклоне и на стойке Mq-О. Обобщенные

координаты для вычисления начальных жесткостей определяются следующим образом: а=-(рп^~(рп и . а сами жесткости, соответственно, приклони к(^М(Чап стойки kg-Mglp.

Результаты расчетов (рис. 6) показывают, что жес^ости. определенные согласно предложенной нами концепции, положительны для всего диапазона радиусов намотки. Замечено, что влияние начального заглубления (изменяющегося в заданных конструкторской документацией интервалах) на жесткости несущественно.

Приведенные моменты инерции масс приклона 7с не зависят от обобщенной координаты а, а — стойки являются переменными, функционально связанными с обобщенной координатой р, что вынуждает рассматривать механизм как систему с изменяющимися параметрами при определении частот собственных колебаний по известной

_40

f30 |

Э

I

€10 t

1 -1 1 i

pfer ,"" i lüll l!i! Kl Iii № №' ¡f ] i|M:i!-::üiriü

aiiiiiBKiliiiliii Mii!!,, ac "Tl Ni. 1____

Uli

..ррЩЙ^в I , 1

Us!

Радиус бобики, мя

Рис.7

I-

[¿5 зависимости (О = yjc IJ . Результаты расче-

тов (рис. 7) при их сопоставлении с частотами возмущающих воздействий, показанных

заштрихованными зонами, и определенных методом гармонического анализа соответствующих моментов от натяжения нити, нормального давления на бобину и усилия наматывания (при этом амплитуда возмущающих моментов на приклоне в 4,2+3 раз меньше, чем на стойке), вскрывают следующий механизм возникновения и развития вибраций:

—в начале наматывания (при R<45 мм) собственная частота колебаний приклона COq проходит через зону основной гармоники возмущающего воздействия, амплитуда которого невелика, поэтому вибрации бобины возникают лишь при наличии дополнительных факторов, носящих случайный характер (некруглость бобины? вызванная структурной неровнотой и дефектами пряжи н т.п.): эти колебания, если они не привели к существенной огранке бобины, к началу жгутообра-зования (при /¿>45 мм) гаснут:

—к концу наматывания при /?>100 мм обе собственные частоты колебашш попадают в резонансные зоны возмущающего воздействия, причем колебательный процесс начинается со стойки, возмущающее воздействие на которую значительно: колебания стойки приводят к неравномерности вращения бобт1ы и искажениям ее формы и структуры поверхностного слоя, которые, в свою очередь, являются источниками кинематического возмущения для приклона. колебания которого тоже косят резонансный характер и влекут за собой нарушения контакта бобины с мотальным барабанчиком, в результате чего искажения формы бобины увеличиваются, вибрации усиливаются, и процесс продолжается до самопроизвольного выброса бобины из бобннодержателя, сопро-еождающегося поворотом стойки в заправочное положение (по часовой стрелке согласно рнс. Л). ;.

3 третьей главе рассматривается предлагаемая нами концепция жесткосп как коэффициента сопротивления потенциального поля и .определяемая как отношение силовой функции к отклонению системы от положения устойчивого равновесия, в свете которой дается анализ колебательных процессии, проходящих вдали от положении ус-тойч еого равновесие определяемого согласно теореме Лагранжа-Ди-рихле по локальному минимуму потенциальной энергии, и вблизи положения неустойчипого равн веся, определяемого согласно теореме Ляпунова максимумом потенцна.тыой энергии, различных одномассо-вых механических систем, для которых Показано существенное изменение их свойств (например, линейная система оказывается нелинейной, ч наоборот).

Это изменение свойств не позволяет применить известные из теории

колебаний методы исследования таких систем в случае ограничения перемещения наложенными связями. Учитывая, что в неразрывных системах локальному максимуму соотвествуют по крайней мере два минимума. нами такие системы определены как двуустойчивые. Для таких систем нами вводится понятие базовой жесткости Сд, вытекающее из определения жесткости по нашей концепции как С=/где Г ~ обобщенная потенциальная сила, Ц - обобщенная координата, в виде неопределенности: Со = 1щ1 —, которая легко раскрывается: ф = -, из которого вытекает понятие базовой частоты собственных колебаний

и функции частоты к~со!щ, при этом оказывается известной Зависимость к ( г обобщешюи координаты q: к = ^ . (8)

Известное из теории колебаний уравнение вынужденных колебаний одномассовой системы с кинематическим возмущением запишется

в виде: + -<7 = Л-5т(/7/+ <?) , (9)

а его решением будет: Ц-Вц- 5т(/Я + 3- <Рц) , (10)

где Вц и (рц — функции обобщешюи координаты Ц.

Полагая, что если бы система при колебаниях проходила через положение устойчивого равновесия, то для этого момента ее динамические параметры были бы равны базовым, т. е. - систему можно было бы определит!» как мгновенно-линейную, применив известные из линеыюй теории колебании зависимости для фазы и амплитуды. Распространив линейность на ближайшую окрестность /=0. определим из (10) смещения Ц. которым будут соответствовать изменившиеся параметры системы, которые вновь сч1гтаем линейными и распространяем на следующиг интервал. Таким образом проходим весь период возмущающего воздей ствия. Описанный метод расчета отличается от метода последователь

• ных приближений тем, что зависимость заранее известна из (I').

В четвертой главе проведено экспериментальное определение радиальной жесткости и дцссипатнвных свойств (динамической вязкости) бобины, для чего разработана методика измерений и расчетов и изготовлен специальный стенд.

Определение радиальной жесткости производится .пя статического режима путем приложения к образующей неподвижной бобины определенного усилия через гладкий цилиндрический пуансон, радиус кото-рого равен радиусу мотального барабанчика (для нашего случая 45 мм), а длина гарантированно превышает длину образующей бобины. Пуансон установлен на рычаге и имеет две подвижности (поступательную и вращательную) в меридиональной плоскости бобины. Рычаг оснащен упругим элементом (пружиной) известной жесткости и в начальном положении уравновешен противовесом. Нагружая пуансон через пружину, измеряем его смещения в радиальном по отношению к бобине направлешш. Жесткость определяем как отношение нагрузки на пуансоне к его смещению (согласно главе 3).

Для определения динамической вязкости используем эффект смещения амплитудно-частотной характеристики колебательно!! системы под влиянием демпфировать. С этой целью на рычаге установлен возбудитель гармонических колебаний (электродвигатель с неуравновешенным ротором), параметры которого известны. С учетом параметров рычажной колебательной системы и исходя из экспериментально определенной жесткости бобины, расчитываем по известным зависимостям амплитуду колебаний пуансона, полагая, что вязкость бобины отсутствует. Фактическую амплитуду колебаний определяем при включенном возбудителе путем замера виброперемещегаш пуансона при помощи виброметра. Сопоставляя теоретическую и фактическую амплитуды колебаний, определяем динамическую вязкость из известных зависимостей.

Результаты измерений после их обработки представлены в форме графиков (рис. 8-5-11), где точки соответствуют экспериментальным данным, а кривые получены при помощи зрИпе-функции АшоСАОа.

О ?0 40 (¡0 80 1С0

0 20 40 60 80 ШС

Давление на бобину, Н

Давление на бобину. Н

Рис. 8

Рис.9

■Н)

0 1

О 20 40 60 80 ;оо

Радиус бобины, им

Радиус бобины, мм

Рис. 10

Рис. И

Кроме этого отмечено, что зависимость вязкости от частоты воз-мущающего воздействия в диапазоне 0-И 50 с-1 несущественна, а неко-торое снижение вязкости вблизи резонансной зоны (»133 с-1) объясняет-ся отрывом пуансона от бобины при больших амплитудах колебаний. 0

В пятой главе определяются оптимальные

конструктивные параметры механизма, исключающие возникновение дефектов намотки и вибрации, связанные с резонансными явлениями.

Учитывая, что оптимизация конструкции представляет собой сложную многофакгорную задачу моделирования, нами прйшарительно проведено моделирование простой рычажной нелинейной колебательной системы с известными параметрами, для которой оценена степень влияния жесткости, начальной затяжки и расположения пружины на приведенную жесткость системы. В результате определено, что влияние расположения пружины наиболее существенно.

Поэтому при оптимизации конструкции проводился поиск с использованием алгоритмов и программ динамического анализа (гл. 2) такого положения координат точек крепления демпфера, которое обеспечи-ло бы соблюдение предъявляемых к механизму требований. В результате определено, что координаты шарнира Е должны быть (-42 мм, 4 мм) вместо (-31 мм, 11 мм), а /си нужно увеличить с 5 до 10 мм.

1. В существующем мотальном механизме кшаок. -труктурные предпосылки для возникновения колебашш, так к;:;, переход ш рабочего положения в неустойчивое, существующее только в динамическом режиме, происходит без изменения подвижкостей механизма.

ВЫВОДЫ

2. В механизме не обеспечивается монотонность сбывания I мального давления на бобину по «ере наматывания, что приводи • появлению кольцевых вспучиваний на торцах бобины.

3. По мере наматывания бобикы возрастает тенденция неустч. чивости механизма з стационарное режиме.

4. С увеличением начального заглубления опорные реакци. растут и устойчивость механизма в стационарном режиме увеличив.! ется, но при этом возрастает влияние колебаний натяжения нити на мс ханизм как колебательную систему. „

5. Вибрации бобины и звеньев механизма при наматывании пряжи из лубяных волокон происходят под воздействием колебании натяжения нити в веере раскладки и носят резонансный характер.

6. При отсутствии резонансных явлений возможен выбор и установка таких конструктивных пооаметров, при которых натяжение ни «и не оказывает влияния на устойчиво«. п> механизма.

7. Нам.-.тквание пряжи из лубяных волокои сопровождается проскальзыванием бобины относительно мотального барабанчика, что обуславливает колебательный характер вращения бобины.

8. Согласно существующему понятию жесткости мотальный механизм должен представлять собой апериодическую систему и колеба-»атя в неа долйзш отсутствовать, что противоречит практическим результатам

9. Предложенное нами определение жесткости как отношения сшюэсй ф^тазш потенциального поля к отклонению от положения усто^гасго равновесия позволило создать математическую модель "отлйьного механиз ма как доуустойчивой колебательной системы, об^-жшаетэую процесс возникновения и развится вибраций в механизме и обеспечившую его оптимизацию, исключившую возникновение дефектов намотки I вибраций.

10. Колебательная система, для которой внутри интервала возможных перемещений имеется хотя бы один максимум потенциальной энерпш, определена как двуустойчивая.

11. Дииами"еские свойства объектов, колеблющихся вдали от положений устойчивого равновесия, сущестоешю изменяют-я.

12. За счет того, чт>. при новой концепции жесткости оказыва ется заранее известной зависимость относительных частот собственны колебании от обобщенных коордштат, упрощается метод последов тельных приближений для расчета форм колебаний и амплитудно " • тотных характеристик колебательных систем с нелинейными упругт характеристиками.

13. Эффект смещения ашглктудао-частотной характеристики колебательной системы с известными параметрами может бьггь использован для экспериментального определения динамической вязкости текстильной паковки.

14. Необходимая для определения динамической вязкости паковки ее жесткость может быть измерена в статическом режиме.

15. Установка для экспериментального определения радиальной жесткости и динамической вяжкости паковки должна включать в себя устройство для балансировки рычажной системы при контакте пуансона с поверхностью паковки, а нагрузка на пуансон должна осуществляться через упругий элемент известной жесткости.

16. Для бобины длиной 150 мм с армированной пряжей линейной плотностью 400 текс из короткого льноволокна №2 определено:

—радиальная жесткость с увеличением давления растет, с увеличением радиуса снижается (диапазон изменений - от 48 до 384 кН);

—динамическая вязкость с увеличением давления снижается, с увеличением радиуса растет (диапазон - от 0,082 до 0,382 с"1);

—динамическая вязкость практически не зависит от частоты возмущения в диапазоне от 0 до 150 с"1.

17. На приведенные жесткости механизма наибольшее слияние оказывает расположена ; упругого элемента.

18. Для устранения дефектов наматывания и исключения вибраций необходимо изменение координат осей установки демфера без внесения изменений в остальные элементы механизма.

По теме диссертации опубликованы следующие работы:

1. Проталинский С. Е., Титов С. И. Имитационное моделирование на ЭВМ ЕС переходных редимов текстильного оборудования // Современные методы исследования и прогнозирования эксплуатационных параметров текстильных машин: Межвуз. сб. науч. тр. / Костроме технол. нн-т - Ярославль, 1989. С. 4+9.

2. К'узнецов Г. К. и др. Анализ механизма мотки прядильной машины ПСК / Кузнецов Г. К., Морозов А. Ю.. Румянцев М. А.. Телнцин А. А., Титов С. Н. II Изв. вузов. Сер. Технология текстильной промышленности, 1993. N¡6. С.71+73.

3. Титов.С. Н. Комплексный анализ причин вибраций мотального механизма прядильной машины ПСК-225-ЛО / Костром, технод. нн-т -Кострома, 1994. - 5 с. Дел. в ЦНИИТЭИлегпром, ta 3353-ЛП.

4. Титов С. П. Колебания в двуусгойчивых механических системах // Тез. докл. на Республиканской научно-технической конференции "Пути совершенствования технологии и оборудования в льняной отрасли текстильной промышленности (Лен-94)" 18н-2! октября 1994 г. - Кострома. 1994. С. 68.

Подписано в печать 14 ноября 1994 года Заказ № > <_' Г Тираж 100 экз.

КТИ