CJ60精梳機凸輪和三角連桿結構的改進

石 琦

（上海一紡機械有限公司，上海200050）

CJ60精梳機是由上海一紡機械有限公司于2005年自行設計、自己制造的高速精梳機。當時設計最高速度為450鉗次／分鐘。實際生產速度根據所使用的棉花纖維的品質指標最高一般為350～380鉗次／分鐘。在實際生產長時間運行中，當速度大于400鉗次／分鐘的速度時，發現三角連桿有因沖擊斷裂損壞的現象發生。為此，本文對三角連桿與凸輪傳動結構斷裂損壞事件進行分析。

1 CJ60精梳機結構

1.1 三角連桿與凸輪傳動結構

CJ60精梳機三角連桿與凸輪傳動結構如圖1所示。

在圖1中，凸輪與轉動主軸固定，隨主軸一起轉動，三角連桿固定在行星輪系軸上。當主軸轉動時帶動共軛凸輪一起旋轉，分別推動三角連桿上的2個轉子，使得三角連桿作來回擺動，從而傳動行星輪系上的太陽輪，通過行星輪系將主軸輸入的恒速與三角連桿傳入的擺動運動合成為一個復雜運動，最后控制分離羅拉的運動。在這種共軛凸輪結構中，由于三角連桿的2個轉子的相對位置是固定的，一般其相互關系的角度精度是由制造時加工設備精度、加工工藝及操作工的水平所決定的，2個轉子與凸輪的間隙，在允許的公差范圍內有0.00～0.06 mm的誤差，并且是不能調節的。另外，在實際加工中材料的變形非常大，實際誤差可能達到0.10～0.30 mm。如果凸輪高速旋轉，當凸輪運行到一條凸輪運動軌跡曲線的最高點再轉向另一條凸輪運動軌跡曲線時，凸輪與三角連桿上的轉子之間將因間隙的存在而發生兩種激烈的碰撞：① 凸輪由與其一起工作的轉子沖向另一個轉子時產生；②發生在第一次彈性碰撞后，第2個轉子彈出帶動第1個轉子砸向原有的凸輪軌跡面。這兩種碰撞產生的碰撞沖擊力一般遠大于驅動分離羅拉的驅動力，并且與凸輪和轉子之間的間隙成正比；而且第一次發生的碰撞力越大，反作用力的彈性力也越大，那么第二次的撞擊力也越大。在每一個循環中，上述的沖擊現象要發生2次，三角連桿在整個運行中受到的是交變打擊，會在三角連桿的受力點產生交變應力；因此，凸輪、三角連桿所受到的沖擊力的強度大小、破壞程度與加工凸輪、三角連桿運動時所產生的凸輪和轉子之間的間隙有關。

圖1 三角連桿與凸輪傳動結構簡圖

1.2 CJ60精梳機三角連桿的受力分析與計算

1.2.1 正常運行時的三角連桿的受力分布

圖2 三角連桿運動時受力圖

圖2為三角連桿運動時的受力圖。圖2中，三角連桿受到凸輪的推力F，同時受到驅動分離羅拉的反作用力矩M（其他的支撐力忽略不計）。根據剛體繞定軸轉動的微分方程—扭矩平衡方程[2]

即

式中，M為三角連桿輸入到行星輪系太陽輪上的反作用扭矩；J為三角連桿、太陽輪及行星輪系上轉化到三角連桿上的總慣量；ε為三角連桿的角加速度；LO2O3為轉子受力點至三角連桿回轉中心的距離。

1.2.2 分離羅拉傳動機構慣量的計算

圖3為傳動分離羅拉的行星輪系簡化圖。圖中Z1～Z9表示行星輪系上的各個齒輪，各齒輪齒數如下：Z1為33，Z2為22，Z3為29，Z4為26，Z5為71，Z6為92，Z7為15，Z8為Z9為23，Mf為精梳機在450鉗次／分鐘時，伺服電機直接驅動分離羅拉所需的最大扭矩（含電動機轉子），Mf＝120（N·m）。

圖3 傳動分離羅拉的行星輪系簡化圖

按圖3所示的行星輪系結構，本文采用Solid Work三維機械設計軟件建立各零件的三維模型，即可計算出各零件的轉動慣量：

根據齒輪傳動的慣量轉化到Z1齒輪上的轉換關系，得到三角連桿與太陽輪的轉動慣量和

行星輪系各零件轉化到輸入太陽輪的轉動慣量

1.2.3 分離羅拉角加速度εf和三角連桿角加速度ε的計算

分離羅拉的傳動機構如圖4所示。采用Solid Work三維機械設計軟件建立各零件三維模型后，運用MSC公司開發的機械系統動力學自動分析系統（Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems，ADAMS）軟件，進行計算機虛擬化仿真設計，計算出各零件的位移、速度、加速度，并繪制出各曲線圖，如圖5、6所示。

圖4 分離羅拉的傳動機構簡圖

圖5 分離羅拉在0.109 3 s（32.79″）時，它的角加速度達到最大

由圖5可見，分離羅拉在0.109 3 s（32.79″）時，它的角加速度εf達到最大，

由圖6可見，三角連桿在0.109 3 s（32.79″）時，它的角加速度ε達到最大，

1.2.4 驅動分離羅拉扭矩 M′f的確定

式中，（Jf＋Jm）為伺服電動機直接傳動分離羅拉時的齒輪與電動機轉子的慣量之和；M5為行星輪系輸出的扭矩。

圖6 三角連桿在450鉗次／分鐘時圍繞旋轉中心的角位移、角速度、角加速度組合圖

根據行星輪系的輸入扭矩和輸出扭矩之間的關系[3]：

式中，MA為行星輪系輸入扭矩；MC為行星輪系輸出扭矩；ibac為行星輪系轉臂B固定時的速比。

所以，三角連桿受到凸輪輸入的驅動扭矩

1.2.5 三角連桿受力的應力分析

根據上述計算的三角連桿受到的扭矩大小，本文采用Solid Work公司提供的COSMOS有限元分析軟件，進行三角連桿受力后的應力分析計算，得到三角連桿受力后的應力分布和材料失效的部位情況圖如圖7所示。

由圖7可見，零件所受的凸輪傳給的力所產生的應力小于所用材料的疲勞極限強度，但在螺孔附近有形成細小應力集中的現象（紅色）；另外，所采用的是QT50－7球墨鑄鐵，在澆注時不易控制珠光體的含量和石墨的球化率，實際的強度比所要求的低，而因間隙所產生的沖擊力一般是所受靜態力的3～4倍；因此，三角連桿在精梳機運行一段時間后，材料可能會在此產生小裂縫，隨著機臺的不斷運行，裂縫逐漸變大，最終造成零件損壞。

圖7 三角連桿應力分布圖

2 三角連桿的改進設計

2.1 三角連桿的改進設計方案

根據凸輪—三角連桿結構傳動特點：三角連桿在轉向時的沖擊大小與凸輪和轉子之間的間隙有關，將三角連桿的2個轉子分為2個零件，中間用一個可調節的結構連接起來。這樣原有的用QT50－7材料制造的三角連桿零件可以用45號鋼代替，提高了材料的強度，同時凸輪和轉子之間的間隙也可根據不同的速度來調節，達到沖擊最小、震動最輕運行狀態，克服了精梳機的薄弱環節，使精梳機的速度能進一步提高。

2.2 三角連桿的改進設計計算

改進三角連桿的形狀和結構就是改變三角連桿的轉動慣量及它的受力分布點。

2.3 三角連桿改進后受力的應力分析

三角連桿改進后受力時應力分布和材料失效的部位情況如圖8所示。

由圖8可見，改進后零件應力最大點在安裝螺栓的沉孔處，是原有應力的1／12。最大應力遠小于材料的持久疲勞屈服強度σ－1，在整個運行狀態下，三角連桿不會因沖擊和材料疲勞而損壞。

圖8 三角連桿改進后受力時應力分布和材料失效的部位情況圖[5]

3 結 語

通過對三角連桿的改進設計，使得三角連桿在高速450鉗次／分鐘運行的情況下，凸輪對三角連桿的沖擊力減小，使之產生的振動也相應減輕，同時也提高了三角連桿的機械強度，避免了三角連桿的斷裂現象，克服車頭里傳動部件因三角連桿的失效而產生的其他零件損壞或報廢的弱點，最終可以使得CJ60的實際的機械最高運行速度達到450鉗次／分鐘，進一步達到高速和高產的目的。該套技術改造方案如果能實際當中應用，相信在不久的將來生產的CJ60型精梳機能夠在達到450鉗次／分鐘運行時的狀態更加穩定，在開放的經濟市場中更具有競爭力，給企業帶來更好的經濟效益。

[1] 南京工學院，西安交通大學.理論力學[M].北京：人民教育出版社，1979：83.

[2] 上海一紡機械有限公司.CJ60型棉精梳機產品說明書，傳動圖 FT1－CJ60[R].上海：上海一紡機械有限公司，2005.

[3] 庫德里亞夫采夫B H，基爾佳舍夫 .行星齒輪傳動手冊[M].陳啟松，張 展，江耕華，等，譯.北京：冶金工業出版社，1986：14.

[4] 白秋云，朱德貴，孫紅亮.熱等靜壓處理對球墨鑄鐵疲勞性能的影響[J].材料導報，2011，23（8）：92－94.

[5] 上海紡織工業學院.工程力學：下冊[M].北京：高等教育出版社，1979：418.