基于Pro/E的織機打緯系統(tǒng)載荷特性研究*

鄧威進，周香琴

(浙江理工大學機械與自動控制學院，浙江杭州310018)

0 引言

打緯機構是織機五大機構之一，是影響織機動力學性能的關鍵機構。常用的織機打緯機構有連桿和凸輪打緯機構。提高織機的車速和增大織機的打緯力是織機打緯機構研究的兩大目標，織機在打緯過程中，打緯機構的受力情況較復雜，特別是影響打緯阻力的因素較多，因此不同的機型、不同的打緯機構適應織物的品種差異較大。從載荷的角度研究織機性能已經(jīng)開始受到重視［1-4］。東華大學的滕兵［5］對共軛凸輪打緯機構的彈性動力學分析研究，得到凸輪與滾子之間的接觸力計算公式。徐浩貽［6］研究了打緯的本質，分析了打緯過程中打緯阻力的變化。王鴻博等［7］研究了打緯阻力的理論，分析了各因素與打緯阻力之間的關系。

筆者主要對打緯系統(tǒng)的慣性載荷特性進行研究，運用Pro/E 軟件，采用定性和定量相結合的方法，對比分析兩種打緯機構各構件的等效轉動慣量變化規(guī)律、等效轉動慣量的分布規(guī)律和打緯機構的等效慣性力矩，對比分析兩種打緯機構實現(xiàn)完全慣性打緯條件下能克服的打緯阻力、空機時的主軸驅動力矩，提出實現(xiàn)織機提速和增大打緯力兩種不同目標情況下的打緯機構選型思路和設計趨向。

1 打緯機構分析

1.1 打緯機構運動簡介

打緯機構的作用是將緯紗推向織口與經(jīng)紗交織，最終形成織物。

一款劍桿織機的共軛凸輪打緯機構簡圖如圖1(a)所示。一款噴氣織機的四連桿打緯機構簡圖如圖1(b)所示，兩者門幅均為2 800 mm。

共軛凸輪打緯機構的工作原理為主副凸輪1、2 繞主軸中心A 作逆時針轉動，通過滾子3 和4 帶動擺臂5 繞打緯軸中心B 做擺動運動，從而帶動筘座系統(tǒng)(由滾子3 和4、擺臂5、筘座和筘座腳6、鋼筘7 構成)完成打緯的往復運動。

四連桿打緯機構的工作原理為:曲軸1 繞主軸中心A 轉動，通過牽手2 帶動搖桿3 繞打緯軸中心B 做擺動運動，從而帶動筘座系統(tǒng)(由搖桿3、筘座和筘座腳4、鋼筘5 構成)往復擺動，實現(xiàn)鋼筘將緯紗打向織口及退出織口的往復動作，即完成打緯運動。

圖1 打緯機構示意圖

1.2 打緯機構載荷分析

1.2.1 共軛凸輪打緯機構等效轉動慣量計算

在如圖1(a)所示的共軛凸輪打緯機構中，為簡化分析，忽略滾子自轉自由度，則整個機構有兩個運動構件，即構件1T(由主凸輪1 和副凸輪2 構成)和構件2T(即凸輪打緯機構的筘座系統(tǒng))，其動能計算如下:

取構件1T(即主軸A)為機構的等效構件，根據(jù)動能守恒原理，可得各構件在構件1T 上的等效轉動慣量:

打緯系統(tǒng)總等效轉動慣量為:

打緯系統(tǒng)動能［8］為:

式中:ET，E1T，E2T—打緯系統(tǒng)、構件1T、構件2T 的動能;Je_T，Je_1T，Je_2T—打緯系統(tǒng)、構件1T、2T 在主軸A 上的等效轉動慣量;ω1T，ω2T—構件1T、2T 的角速度;J1T，J2T—構件1T、2T 繞轉動中心的轉動慣量。

1.2.2 四連桿打緯機構等效轉動慣量計算

在如圖1(b)所示的四連桿打緯機構中，整個機構有3 個運動構件，即構件1S(曲軸1)、構件2S(牽手2)和構件3S(連桿打緯機構的筘座系統(tǒng))。各構件的動能如下:

取構件1S(即主軸A)為等效構件，根據(jù)動能守恒原理，可得各構件在構件1S 上的等效轉動慣量為:

打緯系統(tǒng)的總等效轉動慣量為:

打緯系統(tǒng)的動能為:

式中:ES，EiS(i=1、2、3)—打緯系統(tǒng)、構件iS 的動能;Je_S，Je_iS—打緯系統(tǒng)、構件iS 在主軸A 上的等效轉動慣量;ωiS—構件iS 的角速度;ν2S—構件2S 質心的速度;J1S，J3S—構件1S、3S 繞轉動中心的轉動慣量;J2S—構件2S 繞質心的轉動慣量;m2S—構件2S 的質量。

1.2.3 筘座受力分析

筘座系統(tǒng)在整個打緯機構中做非勻速定軸擺動，在不同時刻，筘座系統(tǒng)受力情況差異較大，本研究采用動態(tài)靜力法，對筘座系統(tǒng)進行受力分析，并針對平紋織物，以打緯軸中心B 為坐標原點，以織口到綜絲的綜平位置線為X 軸，指向綜絲方向為正，建立坐標系。

其受力分析如圖2(a)所示。

圖2 筘座系統(tǒng)圖

織機打緯過程中，筘座系統(tǒng)受阻力P、驅動力(等效到打緯軸中心上為Fqx，F(xiàn)qy及Mq)、離心力FR(通過中心B)、慣性力矩Mg、筘座系統(tǒng)本身的重力G 及筘座系統(tǒng)由于質心偏離打緯軸中心B 所產生的慣性力m·a的共同作用。打緯過程中筘座系統(tǒng)所受的合力矩為0［9］，取逆時針方向為正，則其力矩方程為:

筘座系統(tǒng)的驅動力矩Mq的方程為:

式中:Mg—筘座系統(tǒng)的慣性力矩。

即本研究中共軛凸輪打緯機構系統(tǒng)的慣性力矩M2T及四連桿打緯機構筘座系統(tǒng)的慣性力矩M3S為:

式中:xC—質心C 的橫坐標;yD—交點D 的縱坐標;ε2T，ε3S—構件2T 和3S 的角加速度。

(1)當Mq≤0 時，即織機滿足完全慣性打緯，因此由公式(10)可得織機滿足完全慣性打緯所能克服的最大阻力P0:

(2)當Mq＞0 時，即織機打緯時慣性力不能完全克服打緯阻力，需要由電機提供額外的動力來克服打緯阻力。根據(jù)做功不變原則，得Mq在主軸上的等效力矩Me:

式中:ωk，ω1—筘座系統(tǒng)和打緯機構主軸的角速度，對共軛凸輪打緯機構，ωk=ω2T，ω1=ω1T;對四連桿打緯機構，ωk=ω3S，ω1=ω1S。

1.2.4 打緯過程中筘座系統(tǒng)的位置

在打緯過程中，實際織口位置會偏離理論織口一定的距離，鋼筘先接觸實際織口位置D0，后接觸理論織口位置D1。具體如圖2(b)所示，假設鋼筘從交點D 運動到理論織口D1筘座轉過的角度為β，交點D 距離理論織口D1的距離為x。

1.3 打緯機構仿真分析

根據(jù)生產廠家的生產圖紙，本研究運用Pro/E 軟件建立打緯機構的三維模型，構件中各個零件間采用剛性連接，構件之間添加相應的運動副［10］。針對圖1(a)所示的機構，在主凸輪2 的轉動中心A 處添加伺服電機;針對圖1(b)所示機構，在曲軸1 的轉動中心A 處添加伺服電機。設置打緯機構的初始位置為鋼筘處于前心位置，電機轉速為500 r/min，方向為逆時針，運行時間為0.12 s，即主軸轉一圈，分析類型設置為動態(tài)。

筆者運用Pro/E 中的物性計算功能可獲得各構件的轉動慣量、質量等物性參數(shù)，并進行了抽樣試驗的驗證其正確性，其結果如表1所示。

表1 機構原始參數(shù)表

經(jīng)機構動態(tài)運行分析，通過運用Pro/E 運行結果測量功能可直接獲得以下運動參數(shù)，同時筆者對部分參數(shù)進行了抽樣試驗驗證:

ET、ES、ω1S、ω2S、ω3S、ω1T、ω2T、v2S、ε2T、ε3S、xC、β、x。

運用公式(2，3，6，7)進行計算，可獲得機構的等效轉動慣量變化規(guī)律及分布規(guī)律。計算結果如圖3(a)、3(b)所示。

在運用Pro/E 軟件進行不計重力的動態(tài)分析時，所測量的主軸驅動力矩即為打緯機構在主軸上的等效慣性力矩。MT、MS分別為共軛凸輪打緯機構和四連桿打緯機構的等效慣性力矩，其測量結果如圖4所示。

圖3 等效轉動慣量分布圖

圖4 打緯機構等效慣性力矩對比圖

運用公式(11)可計算出Mg(即M2T、M3S)，運用公式(12)可得出織機打緯機構筘座系統(tǒng)的慣性所能克服的最大阻力P0與主軸轉角θ 的關系，計算結果如圖5(a)所示。筘座系統(tǒng)的轉角β、距離x 與慣性能克服的最大阻力P0之間的關系分別如圖5(b)、圖5(c)所示;實際打緯阻力圖如圖5(d)所示，其根據(jù)實際織物作出，由于該圖只用于定性分析，筆者根據(jù)鋼筘位置作出其示意圖，圖5 中PT、PS分別表示連桿打緯機構和凸輪打緯機構所受的實際打緯阻力。

圖5 慣性載荷對比圖

2 載荷特性分析

2.1 等效轉動慣量的分布規(guī)律

從圖3(a)、3(b)中可以看出，整個打緯系統(tǒng)在主軸上的等效轉動慣量隨主軸轉角呈周期性變化，筘座系統(tǒng)在主軸上的等效轉動慣量占整個打緯系統(tǒng)的等效轉動慣量比值較大，針對共軛凸輪打緯機構其峰值比大約為75.24%，針對四連桿打緯機構，其峰值比大約為71.96%，四連桿打緯機構中牽手在主軸上的等效轉動慣量與整個打緯系統(tǒng)的等效轉動慣量比值較小。

2.2 慣性載荷特征分析

由圖4 可知打緯機構的主軸等效慣性力矩隨主軸轉角呈周期性變化，共軛凸輪打緯機構主軸上的等效慣性力矩MT明顯大于四連桿打緯機構主軸上的等效慣性力矩MS，兩者的峰值比大約為25。

打緯機構慣性打緯時能克服的最大阻力P0如圖5(a～c)所示，從圖5(a)中可以看出共軛凸輪打緯機構能克服的最大阻力PT0的最大值出現(xiàn)在主軸轉角大約21°時，即x=12.3 mm，通過設計凸輪廓線可改變該值。四連桿打緯機構能克服的最大阻力PS0的最大值出現(xiàn)在主軸轉角大約345°時，即x=2.7 mm，共軛凸輪打緯機構能克服的最大阻力PT0大約為四連桿打緯機構能克服的最大阻力PS0的8.35 倍;對比圖5(a)、5(b)、5(c)、5(d)，通過分析織機打緯系統(tǒng)打緯過程中能克服的最大阻力P0的最大值是否大于實際織物的阻力P 來確定是否滿足完全慣性打緯。

在實際織造時，為了提高打緯力，希望在需求的D0D1范圍內的P0盡可能地大。通過分析P0相對x的變化規(guī)律，可以定量地分析織機在織造重磅織物時允許的織口后退量。為了提高車速，希望盡可能地減小整個打緯周期內M2的峰值。

3 結束語

基于Pro/E 軟件，本研究對織機打緯系統(tǒng)載荷特性進行了分析研究，并得到了以下結論:

(1)打緯機構的慣性載荷主要來自于筘座系統(tǒng)，因此，筘座系統(tǒng)的動力學性能是影響打緯機構動力學性能的關鍵部件;

(2)對比共軛凸輪打緯機構和四連桿打緯機構的等效慣性力矩，兩者相差較大，共軛凸輪打緯機構相比四連桿打緯機構更適合織制高緯密織物和厚重織物;

(3)共軛凸輪打緯機構的凸輪廓線可以根據(jù)打緯力與織口后退情況的需求設計，因此靈活性更好;而四連桿打緯機構可以得到較小的主軸驅動力矩M2峰值，因此更適合高速織造。

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