鋼絲編織機杠桿式摩擦錠子的設計與分析

曹傳劍，曹愛霞，呂曉東，法元梅，宋 慧

（1.青島黃海學院 機電工程學院，山東 青島 266427；2.青島黃海學院 交通學院，山東 青島 266427；3.山東科技大學機械電子工程學院，山東 青島 266590）

隨著科技的發展，重型工程機械被廣泛應用于礦山和建筑等行業。起重機和液壓支架等工程機械多采用液壓系統進行驅動，其顯著特點是載質量大。鋼絲編織膠管作為液壓系統輸送液壓油的主要通道，被廣泛應用于工程機械中。由于工程機械的應用條件通常比較惡劣，對液壓系統的壓力要求較高，因此對鋼絲編織膠管的耐壓性能要求也很高[1]。鋼絲編織機錠子在鋼絲編織過程中的功能為調節張力和放線。鋼絲編織機錠子張力調節的穩定性關系到鋼絲編織層的質量。鋼絲編織機錠子的容量關系到鋼絲編織機連續作業時間的長短，進而影響鋼絲編織膠管的產量。容量大且放線穩定是鋼絲編織機錠子的發展趨勢。

本工作設計一種杠桿式摩擦錠子，并運用有限元分析軟件對該結構進行強度分析。

1 結構設計

1.1 結構設計方案

根據制動方式不同，鋼絲編織機錠子主要分為棘爪式和摩擦式兩類。

棘爪式錠子的工作原理是棘輪與棘爪結合制動，線梭停止放線，拉動鋼絲，張力變大，提拉滑塊上升，滑塊壓縮滑塊桿上的彈簧以增加鋼絲的張力，當滑塊上升到一定高度，鋼絲的張力達到所需的控制值時，滑塊便會觸碰該位置的拉桿，使其向上提拉棘爪，使棘輪與棘爪脫離開始放線，如此通過滑塊不斷升降實現鋼絲張力的控制。該結構的缺點在于棘輪與棘爪的制動方式為硬性制動，放線方式為間歇式放線，容易斷線，張力調節不夠穩定，并且錠子所承受的沖擊載荷比較大，導致錠子使用壽命較短[2-3]。傳統摩擦式錠子的提拉裝置與棘爪式錠子的原理相同，唯一不同的是制動裝置采用摩擦片[4]。相比棘輪與棘爪制動，摩擦片制動屬于柔性制動，而非完全制動，可以根據張力的大小調節放線的速度，放線連續，穩定性好。此外，摩擦錠子與棘爪錠子底座的肋板由于長期與鋼絲編織機軌道盤進行滑動摩擦，磨損非常嚴重。

綜合兩種錠子的優缺點，在保留摩擦錠子優點的基礎上，對鋼絲編織機錠子的提拉機構進行改進，精簡該裝置，使其占用空間更小，擴大錠子線梭的空間，進而達到提高錠子容量的目的。將底座肋板的滑動摩擦轉變為滾動摩擦，降低其磨損程度[5]。

1.2 工作原理

為了增大錠子的容量，將提拉裝置改為杠桿裝置，如圖1所示。

圖1 錠子結構示意

由杠桿裝置替代拉桿控制摩擦離合器。通過調節滑塊桿上彈簧壓片10的位置來壓縮彈簧，達到設定初始調節張力的目的。線梭2上的鋼絲先繞過彈簧壓片10上的小車9，再向下繞過滑塊7上的小車8，然后向上分別穿過彈簧壓片10和頂端固定板1中間的線咀，最終出線。經過兩級繞線和兩級線咀，出線更加穩定。頂端固定板1使錠子結構更加穩定可靠。當鋼絲線的張力大于初始彈簧壓力時，滑塊7上提，杠桿5右端失去壓力，在彈簧4的作用下杠桿5右端上移，左端下移并與小型滑塊相連，摩擦離合器3的下摩擦片安裝板上設有小型滑塊跑道。杠桿5左端下移帶動下摩擦片下移，與上摩擦片脫離，線梭加快放線，從而導致鋼絲張力減小。相反，當鋼絲線的張力小于初始彈簧壓力時，滑塊7在彈簧的作用下下壓杠桿5右端，杠桿5左端抬起，上下摩擦片結合，完成制動，線梭減慢放線，鋼絲張力增大。為減小鋼絲編織機錠子與軌道盤間的摩擦和碰撞，在鋼絲編織機錠子底座的肋板上加設滾子6，將滑動摩擦轉變為滾動摩擦。

2 有限元分析

鋼絲編織機錠子支架部分主要由3個細長的桿件組成，承擔了鋼絲傳動過來的大部分作用力，因此，對鋼絲編織機錠子支架進行有限元分析，檢驗該設計是否滿足實際生產需要。

有限元模型的建立主要包括建立幾何模型、定義材料屬性、劃分網格、施加載荷和約束4個部分。

采用SolidWorks和ANSYS軟件建立幾何模型，可以實現無縫連接，保證模型的完整性和計算準確。

在劃分網格之前需要制定分析對象的特征，設置單元類型、幾何參數、材料屬性和單元形成時所處的坐標系系統[6]。鋼絲編織機錠子支架為鑄鋼材料，定義的材料屬性為：楊氏模量 180 GPa；泊松比 0.3；密度 7.85 Mg m-3。網格劃分的質量直接決定計算結果和計算時間，劃分過細會增加網格的數量，從而增加計算機運算量；網格太少會導致計算精度低。網格劃分的方法有自由網格劃分、映射網格劃分以及掃略生成體網格劃分3種方法。鋼絲編織機錠子支架結構簡單，采用對單元形狀無限制、無特定規則的自由網格劃分方法。網格劃分結果如圖2所示。

圖2 鋼絲編織機錠子支架網格模型

鋼絲編織機錠子的張力約為100 N，在完全制動的情況下鋼絲線將對線車施加100 N的力，為了保證生產的安全性，在施加載荷時按極限值進行計算。因此，在線梭支柱上施加一個大小為100 N、沿X軸負方向的力。兩個拉桿上鋼絲線的放線方向發生變化，因此，施加一個沿著Z軸正方向的100 N的力。杠桿支架起控制張力的作用，其受力大小為張力調節的最大值100 N，方向沿著Y軸正方向。底座短軸受到的撥齒輪的作用力約為200 N，方向為X軸正向。鋼絲編織機錠子支架頂端靠連接板連接，相對運動較小，因此對頂端的3個圓柱底面施加固定約束。船型塊的上下面夾持著軌道盤，無法在Z軸方向上運動，因此對上下底面施加Z軸方向的約束。船型塊肋板被軌道盤夾持，只能在X和Z軸方向運動，因此對肋板側面施加Y軸方向的約束。

3 結果分析

3.1 靜態力學結果分析

通過ANSYS分析得到鋼絲編織機錠子支架應力與位移的分布，如圖3所示。通過圖3可以看出最大應力為9.4 MPa，位于杠桿座的銷軸孔處，滑塊桿上的最大應力為3.5 MPa。鋼絲編織機錠子支架采用鑄鋼制造，鑄鋼的許用應力為360 MPa，遠遠大于錠子支架所受應力的最大值。最大位移為0.92 10-4mm，位于兩個滑塊桿的中間位置。而計算要求位移精度為0.5 mm，遠遠大于錠子支架上位移的最大值。通過對位移和應力分析得知，鋼絲編織機錠子支架均能達到生產要求。

圖3 錠子支架應力和位移分布

3.2 模態結果分析

由于鋼絲編織機工作時振動比較劇烈，因此需要對鋼絲編織機錠子進行模態分析，防止共振現象產生。鋼絲編織機振動幅度大，頻率相對較低，正常運轉時的振動頻率為500 Hz，因此在進行模態分析時取前4階模態進行分析，固有頻率分別為846.55，846.85，847.08和847.39 Hz，分 析 結果如圖4所示。由圖4可以看出，第1階模型變形最為明顯，但第1階固有頻率遠遠大于鋼絲編織機正常運轉時的振動頻率，因此不會發生共振。

圖4 前4階模態分析結果

4 結語

通過對傳統鋼絲編織機錠子的結構及工作原理進行研究，針對其在實際生產中存在的斷線、張力調節范圍小、不穩定和錠子座磨損嚴重等缺餡，對鋼絲編織機錠子的結構進行改進，進而達到高效、高質生產鋼絲編織膠管的目的。將有限元分析法運用到鋼絲編織機錠子結構設計中，能有效檢測鋼絲編織機錠子的可靠性，節約設計成本。