整經自動換紗裝置的結構設計

中圖分類號：TS103.7 文獻標志碼：A 文章編號：1009-265X（2025）08-0044-08

整經是織造準備中的重要工序，其通過均勻、適宜的張力將一定數量的經紗按工藝要求的長度和幅寬平行卷繞到經軸上[1]。根據更換紗筒方式的不同，整經分為連續整經式和間斷整經式。其中，間斷整經式紗架因其利于紗線退繞、節省占地面積及提升整經效率，受到多數企業青睞。間斷整經式紗架主要包括分段式、小V型鏈回轉式和大V型鏈回轉式3種。近年來，江陰四紡機、沈陽紡機和華方科技等國產企業通過采用鏈回轉式筒子架實現集體換筒，在工藝上接近國外產品，且性價比較高[2] O

中國紡織工業及相關行業的勞動密集度和技術密集度低于工業部門平均水平[3]。在整經車間，為降低勞動強度和優化前期準備工作，研究人員設計了多種裝備與系統。張洪等[4-5]針對傳統大V型循環紗架，設計了換筒與運紗機器人兩套子系統，實現了自動換筒功能，并進一步闡述了換筒機器人系統的結構組成與控制設計。徐帥等[為提升分段式旋轉紗架效率，設計了新型傳動機構與集體翻轉裝置。陳威望針對傳統整經車頭在經軸上落與運輸等工序中人工參與程度較高的問題，基于其工作原理設計了機器人結構及導航系統，提高了作業效率。鄭杰等[8]為解決傳統粗紗機人工落紗效率低、勞動強度大的問題，開發了一種自動落紗裝置，對關鍵部位進行了模態與諧響應分析，并通過拓撲優化提升了設計的可靠性。

然而，由于部分工廠建立時間較早，支撐梁間距過窄，加之消防栓布局不合理，整經車間的空間無法配備已有的現代化整經設備。為了改進整經車間現存狀況，本文以G公司為例，針對其空間局限導致的V型鏈式循環筒子架無法放置問題，在充分分析整經車間及其工藝的基礎上，對傳統分段式紗架進行改造，提出一種新型鏈回轉式循環紗架，并配合后端外側的收空筒裝置，以期實現自動卸筒與回收。研究結果不僅可為空間受限的整經車間提供一種自動化設備布置的方式，也可為整經紗架的發展提供參考。

1 鏈式紗架及卸料裝置結構

圖1展示了G公司整經車間的掛紗作業情景，圖2（a）是此分段式紗架簡化后的結構示意圖，其儲紗單元依賴人工通過轉動桿翻轉進行紗筒更換。為提升車間自動化水平，實現滿紗和空紗的快速、可靠放置與回收，改進設計以傳統H型紗架為基礎，采用上下對稱鏈式傳動方式替代原有分段式翻轉方式，并在遠離車頭的位置通過電推桿實現自動下空筒，改進后的H型紗架如圖2（b）所示，紗架整體由機架、傳動結構、導向機構及紗線張力控制機構等模塊組成

圖1以G公司為例的整經車間現狀 Fig.1Current status of the warping workshop， exemplified by Company G

圖2 傳統分段式紗架與改進后新H型紗架對比圖 Fig.2 Comparison diagrams between traditional segmented creel and improved new H-type creel

紗架的傳動結構主要由單列紗架、上V型軌道安裝面、下底板、導向滾輪、懸臂銷、軸承座、導向尼龍塊、鏈輪、帶彎板的鏈條、伺服電機和減速器組成，可實現紗架在滿載情況下繞 z 軸的旋轉。以減速器輸出軸作為動力輸入，傳動軸驅動鏈輪旋轉，鏈節上的彎板與單列紗架固連，形成可靠的傳動連接。每列紗架的上端通過牛角型固定塊連接三個滾輪，以提供穩定支撐和導向作用。三滾輪具體的結構示意圖如圖3所示，圖中沿 y 軸軸向放置的滾輪為圓柱面滾輪，該滾輪主要作為輔助滑動；沿 z 軸徑向放置的滾輪為V型滾輪，該滾輪可用于導向及承重，使得鏈傳動時所需驅動力大幅降低，且單列紗架的質量在 zx 平面上不會產生傾覆力矩。

圖3 三滾輪結構示意圖

空筒回收裝置結構主要由接料板、鏈輪鏈條、銷、軸承座以及伺服電機組成，其可以實現接料板繞y 軸轉動，電推桿可使推料板在 y 方向上進行往復移動，其結構簡圖如圖4所示。卸空筒的步驟如下：

圖4電推桿與收空筒裝置配合示意圖

Fig.4Schematic diagram of the cooperation between electric push rod and empty bobbin collection device

紗架轉動至電推桿正前方后推桿完全推出，將空筒推至收料裝置的貨板上，等待后收回推桿。以電機驅動鏈輪作為驅動輸出，接料板后端與鏈節固連，在空筒由推桿推出后，空筒滑落至接料板上，在逆時針的轉動過程中，接料板的擋板限制空筒移動，待回轉至料箱上端時空筒滑落，單次空筒回收結束。

2 關鍵部件的研究

2.1V型滾輪接觸理論建模

V型滾輪及導軌結構簡單，適用于多種設備，能夠應對惡劣環境，同時維護成本低，使用壽命長[]。因此，采用V型滾輪作為導向、承重的滾輪，導軌作為單列紗架與整體紗筒質量的支撐部件，二者的承載能力將決定整經換筒時的穩定性。針對V型滾輪的靜力建模將懸臂銷、紗架、鏈節等部件簡化，以單列紗架滿載的情況為例展開討論。在滿載情況下，建立滾輪的力學模型如圖5所示。

圖5滿載狀態下滾輪的受力模型

Fig.5Force model of the roller under full load condition

滾輪受到紗架和紗筒的總重力為 G ，導軌對滾輪的接觸力分別為 F₁，F₂ ，接觸角 θ 為 60^° ，上彎板連接紗架的水平力為 F_w1 ，下彎板連接紗架的水平力為 F_w2 ，為提高可靠性引入載荷不均勻系數 k 。由滾輪模型可知， F₁，F₂ 的力臂相等均為 d ，紗架與滾輪中心距離設為 α_a 。由平面力系的平衡方程，可得式（1），通過進一步推導可得式（2）：

通過比較式（2）可知，滾輪內外側接觸力 F₂ 大于內側 F₁ ，即說明在滿載情況下，滾輪在運動時外側受力更大。

2.2V型軌道受垂直載荷剛度計算

Hertz博士針對兩彈性體接觸應力狀態的研究內容被歸納為Hertz接觸理論，其討論的是彈性曲面體在初始狀態下于一點的接觸問題[9]。V型滾輪與導軌的接觸可近似看成圓柱體與平面的二維接觸，但該情況不適合直接使用Hertz理論求解，在工程計算時，圓柱體沿軸向方向受到的接觸力大小并不是均勻分布的，因此借由Palmegren經驗公式進行分析[10]：

式中： δ_n 為滾輪的變形量， u 為泊松比， E 為材料的彈性模量， F_n 為 ΔV 型滾輪和導軌之間的接觸法向力， l 為滾輪與導軌的接觸面長度。由式（3）簡化可得：

F_n=k_nδ_n^10/9

此處將 k_n 看作為導軌受到接觸力 F_n 與變形量 δ_n 之間的關系，稱作剛度系數，因此接觸剛度可表示為：

已知接觸面積長度為 2.65mm ，接觸角為 30^° 將其與式（2）中數據帶入式（3），得到 k_?n=4.13×10⁵ ΔN?mm^-（10/9） ，由此可得到接觸剛度的函數關系如圖6所示。由圖6可看出V型滾輪與導軌間接觸剛度是呈非線性的，當變形量很小時，接觸剛度增大，但當變形量超過一常數值后，其增加量變小并向一定值逼近。

圖6接觸剛度與變形量關系曲線 Fig.6Relationship curve between contact stiffnessand deformation

2.3 滾輪與導軌的接觸壽命計算

V型滾輪與導軌作為每列紗架的導向與承重的核心部件，在整經機車頭停機的情況下，每隔 ^1h 所有紗架完成一次旋轉，因此計算V型滾輪的壽命是必要的[1]。在該文設計的模型中，單個 ΔV 型滾輪在理論情況下僅受徑向載荷，其載荷系數 L_F 為：

式中： F_R 為單個滾輪徑向的受力值； F_RM 為滾輪徑向的最大工作載荷。滾輪的接觸磨損主要發生在紗架的轉動過程中，即空載和滿載這兩種情況均會發生磨損，文中按滿載情況計算。因此，根據公式（2）可以知滾輪的外側在徑向上的受力最大，其大小為：

ΔV 型滾輪的使用壽命決定了設備的可工作時長，在保證潤滑的情況下， ΔV 型滾輪的壽命為：

式中： L_f0 為滾輪的基本壽命，通過查閱金尾（IMAO）廠商提供的GRL30S-V型號滾輪參數可知：基本壽命為 1800km ，基本額定動載荷為3660N，基本額定靜載荷為 1360N 。因此，滾輪在運行過程中所加載荷對其使用壽命影響甚微，

2.4 滾輪接觸有限元分析

實際使用中，滾輪故障多是因輪圈過度磨損、輪圈材料疲勞老化失效引起的，研究滿載下滾輪轉動中接觸情況可作為多種工況中的代表。將實際的數據帶入式（2）中可得： F₁=599.79N，F₂=793.86N F_w1=F_w2=348.41N 。根據工作需求，紗架滿載情況下質量為 24kg ，由于紗架全長 19m ，高 2.3m ，故對此紗架進行簡化建模，具體建模步驟如下：

a）將圖2改進后的紗架模型進行簡化，僅取其前端進行分析（滾輪成規模地使用，取其中一段可以提高計算能力），刪除不影響結構分析的部分（如鏈傳動模塊、螺紋孔等）[12]，然后將簡化后的模型導入有限元軟件中

b）對模型中的部件進行材料屬性定義。其中，滾輪、導軌、懸臂銷采用軸承鋼材料，桁架采用可鍛鑄鐵材料。材料屬性如表1所示

表1材料屬性參數Tab.1 Material property parameters

c）對V型滾輪與導軌處添加“NoSeparation”的邊界條件，約束滾輪與導軌接觸面的法向移動，同理平面滾輪與桁架內表面添加如上相同的邊界條件。根據圣維南原理，其余部件的約束形式不影響滾輪與導軌的接觸，設置為綁定接觸，以此提高計算性能。

d）采用六面體和四面體結合的方式對不同組件進行網格劃分，簡化后的紗架有限元模型如圖7所示。

圖7簡化后紗架有限元模型

Fig.7Simplified finite element model of the creel

e）添加整體重力加速度為 9.8m/s² ，對桁架上表面加固定約束，對V型滾輪、平面滾輪、懸臂銷、連接部件添加可沿 z 軸移動的約束，在懸臂銷與紗架接觸的兩端共施加力大小為240N，方向為豎直向下。

f）在計算完畢后，為驗證對V型滾輪接觸力前述計算的準確性，在滾輪與導軌接觸內側添加接觸反力求解得到其數值，如表2所示。由表2可知，仿真所得接觸力與理論計算值接近，差值不超過，且均小于理論計算值，說明裝配后整體結構剛性得到了一定程度的提高。但裝配后整體結構的穩定性是否滿足工作要求是必須進行分析的。

表2V型滾輪接觸力仿真結果

3紗架的振動分析

上述章節對紗架承重的關鍵部件V型滾輪進行了分析，但紗架除了能夠承受重載之外，其在運動中的穩定性是正常運行的關鍵因素之一，因此，利用模態分析與諧響應分析來確定紗架的振動趨勢和在此范圍內最大的區域。

3.1 預應力模態分析

模態分析可確定結構的固有頻率和振型，預應力模態分析與其相似，但其還考慮到載荷對結構的影響[13]。將系統離散為有限個節點和單元后，可得到一個多自由度結構系統的微分方程為[14]：

（9）式中： [M] 為質量矩陣， [c] 為阻尼矩陣， [K] 為剛度矩陣， {x} 是位移矢量， {F（t）} 是力矢量。對于模態分析，則有 {F（t）}=0，[C] 一般忽略，因此可簡化為式（10）：

若系統響應為：

{x}=φsin（ω_it+α）

式中： φ 表示 i 階的振型， ω_i 為 i 階的角頻率， α 為振動初相位， Ψ_tΨ_t 為時間。將系統響應帶入式（10）中得：

由式（12）可解得 n 個特征值 （i=1，2，…，n） ，即求解出系統的固有頻率。

3.2 模態分析求解

根據MHMF502L1G6M電機的參數可知，其最高轉速 n 為 3000r/min ，根據激勵振頻的計算公式[15]可知，該電機的振頻為 f=n/60=50Hz 。因該電機為高慣量輸出，因此安全系數取為2，紗架的固有頻率應避免與電機激勵振頻 100Hz 。

在ANSYSModal模塊中分別導入紗架前端的部分三維模型進行模態分析。由于紗架在實際工作中會出現3種工況：1）極端情況下的內外側均滿載;2）整經過程中的僅外側滿載;3）上筒過程中的內側滿載，網格劃分方式與材料屬性參數與前述保持一致。由于低階模態對結構振動起主要作用，因此計算紗架的前6階模態[16]，得出振頻范圍在 15～ 60Hz （見表3）。通過上表中的數據可以看出，紗架在不同的工況下自振頻率幾乎不變，且均遠離電機輸出的激勵頻率。以工況1為例（見圖8），從紗架的振型中可以看出，由于紗架的高度較高，在運動過程中紗架末端沿 x 軸和 y 軸有彎曲、扭轉和偏移的趨勢。上述分析可知，在實際生產安裝過程中，應該加強紗架的所用材料的厚度以及紗錠的直徑。

表3預應力下振頻分析結果

Tab.3Analysis results of vibration frequency under prestress

3.3 諧響應分析求解

模態分析結果的位移值僅反映結構節點在某階固有頻率時振動的趨勢，而非真實振動數值[17]。為得到紗架在特定頻率范圍內真實的振動情況，基于模態分析結果進一步采用諧響應分析[18] 。

根據表3中的振頻范圍，將諧響應分析的求解頻率設為 15～60Hz ，共計算100步，即采用 0.45Hz 的頻率掃描間隔以得到較為準確的位移-頻率曲線，負載的施加不變。模態分析表明紗架最大振動頻率發生在其末端，因此選取該區域內一節點進行求解。圖9（a）顯示頻率在 22～26Hz 的范圍內，該節點沿 y 方向會出現較大的位移，其值為 7.2147mm ；圖9（b）表明頻率在范圍 20～25Hz 內在沿 z 軸出現很小的位移量。由于紗架繞 x 軸轉動， z 方向的位移對其正常工作影響較小。

圖8工況1時紗架前六階振型（一階振型見左上角，自左向右，自上向下排序） Fig.8First six vibration modes of the creel under working condition 1 （the first vibration mode is shown in the upper leftcorner，arranged from left to right and from top to bottom）

從上述分析結果中得出，紗架末端沿 y 軸的振動偏移最大，可能是頂端受V型的滾輪與導軌相配合后限制了偏移，而末端無有效約束。為此，可考慮在紗架的末端使用尼龍導向塊并與鏈節相固連，不僅限制紗架的偏移，同時還能起到對鏈傳動的張緊作用。

4結論

本文以G公司為例，對于布局空間有限、整經設施較為老舊的車間，提出了一種新H型旋轉紗架與卸料收空筒裝置，并采用有限元分析方法對承重部件V型滾輪的接觸力和紗架的振動特性展開研究，得到如下結論：

a）通過理論建模和ANSYS靜力學分析結果對比，確定滾輪外側在運動中受力最大。

圖9末端節點在不同方向的位移與頻率對比曲線 Fig.9Comparison curve of displacement and frequency of terminal nodesin different directions

b）V型滾輪與導軌在紗架滿載運行時具備足夠的接觸剛度，且對接觸壽命影響甚微，

c）使用ANSYS軟件，得到紗架的振動偏移主要發生在末端沿 y 軸的方向，因此在實際安裝時應采用如末端與鏈節固連后增加限制鏈節沿 y 軸橫向運動的導向導軌，或在紗架末端采用導向塊的方式限制活動范圍。此外在紗架轉動的過程中，應適當調整電機的輸出頻率以避免 18～27Hz ，即避免 1080～ 1620r/min 的速度范圍，減少產生振動偏移的概率。

參考文獻：

[1］裘愉發，朱松英．整經生產技術［J]．現代紡織技術，2004，12（4）：10-13.QIUYF，ZHU S Y. Warping production technology[J].AdvancedTextile Technology，2004，12（4）：10-13.

［2］夏建林，章友鶴．從2010年上海國際紡機展看國內外棉紡織設備的技術進步與發展[J]．現代紡織技術，2010，18（6）：52-55.XIAJL，ZHANG Y H. Technical progress and development ofcotton textile equipment at home and abroad from 2O1O ShanghaiInternational Textile Machinery Exhibition[J].Advanced TextileTechnology，2010，18（6）：52-55.

[3]ZHANGJ，HEL，CHENGL.Is China's textile industry still a爾及ZHANG H， WEI Y，LI G，et al. Research and development ofautomatic tube changing system of warping machine creel based onrobot[J]. Shanghai Textile Science amp; Technology，2O20，48（4）：25-28.

[5］張洪，魏毅，陳瑞，等．整經機筒子架自動換筒機器人系統研發[J]．上海紡織科技，2020，48（6）：10-13.ZHANG H，WEI Y，CHEN R，et al. Research and development ofautomatic barrel changing robot system for warping machine's barrelframe[J]. Shanghai Textile Science amp; Technology，2O20，48（6）：10-13.

[6]徐帥，楊曉芳，武銀飛，等．分段旋轉式筒子架翻轉裝置及其控制系統設計[J]．棉紡織技術，2022，50（6）：57-60.XU S，YANG X F，WU Y F，et al.Design of segmented rotarywarp creel overturn device and its control system[J]. Cotton TextileTechnology，2022，50（6）：57-60.

[7］陳威望．整經機經軸上落運輸機器人機械結構設計研究［D].鄭州：中原工學院，2018.CHEN W W. Research on mechanical structure design of warp beamup and down transport robot[D]. Zhengzhou： Zhongyuan Universityof Technology，2018.

[8］鄭杰，高貴軍，楊文強，等．集體自動落紗裝置設計與拓撲優化研究[J]．毛紡科技，2022，50（1）：93-99.ZHENG J， GAO G J， YANG WQ， et al. Research on design andtopology optimization of collective automatic doffing device[J].Wool Textile Journal，2022，50（1） ： 93-99.

[9］劉子煊．基于Hertz接觸理論的V型滾輪環形導軌動態特性研究[D]．蘭州：蘭州理工大學，2020.LIU Z X.Study on dynamic characteristics of V-shaped roller ringguide rail based on Hertz contact theory[D].Lanzhou：LanzhouUniversity of Technology，2020.

[10］劉曙光．滾柱直線導軌副的力學性能分析[D]．武漢：華中科技大學，2011.LIU S G.Mechanical performance analysis of roller linear guidepair[D]. Wuhan： Huazhong University of Science and Technology，2011.

[11］呂永鋒.堆垛機行走機構V型滾輪接觸力及導軌剛度分析[J]．機電工程，2023，40（4）：625-632.LUYF.Analysis of contact force of V-shaped roller and rigidity ofguide rail of stacker traveling mechanism[J].JournalofMechanical amp; Electrical Engineering，2023，40（4） ： 625-632.

[12] AMY R A， AGLIETTI G S， RICHARDSON G. Acuracy of simplfiedprinted circuit board finite element models[J]. MicroelectronicsReliability，2010，50（1）： 86-97.

[13］徐奇偉，張向陽．ANSYSWorkbench項目應用案例視頻精講［M]．北京：電子工業出版社，2023.XUQW，ZHANG X Y. Video explanation of application case ofANSYS Workbench project[M].Beijing：Publishing House ofElectronics Industry，2023.

［14］于天彪，王學智，關鵬，等．超高速磨削機床主軸系統模態分析[J]．機械工程學報，2012．48（17）：183-188.YUTB，WANGXZ，GUANP，etal. Modal analysis ofspindlesystem on ultra-high speed grinder[J].Journal of MechanicalEngineering，2012，48（17）：183-188.

[15］黃金根，季磊，鄭子軍．四磨頭磨簧機模態分析及優化設計[J].機電工程，2013，30（2）：178-181.HUANG JG，JIL，ZHENG Z J. Modal analysis and designoptimizationon ofspring end grinderwith four wheels[J].JournalofMechanicalamp;Electrical Engineering，2013，30（2）：178-181.

[16］賈賀鵬，王應彪，李明，等．旱地玉米免耕播種機機架的模態及諧響應分析[J]．江蘇農業科學，2018，46（19）：241-244.JIAHB，WANG YB，LIM，etal.Modal and harmonic responseanalysis of dryland corn no-till planter frame[J].JiangsuAgricultural Sciences，2018，46（19）：241-244.

［17］劉進進，尹明德，張志龍．基于ANSYS的某直升機尾梁管模態及諧響應分析[J]．機械工程與自動化，2013（1）：64-66.LIUJJ，YINMD，ZHANG ZL.Modal and harmonic analysisbasedon ANSYSforlight helicopter tail beamtube[J].MechanicalEngineering＆Automation，2013（1）：64-66.

[18］李超群，楊文彩，楊航，等．基于ANSYS三七播種機機架的模態及諧響應分析[J]．制造業自動化，2015，37（7）：77-79.LI CQ，YANG WC，YANG H，et al.Modal and harmonicresponse analysis for the rack of notoginseng sowing machine baseon ANSYS[J]. Manufacturing Automation，2015，37（7）：77-79.

Abstract： Warping is a critical process in weaving preparation，which involves winding a certain number of warp yarns onto a warp beam in paralel，with uniform and appropriate tension，to meet the required length and width specified by the process.The warp yarns are drawn out from full cones hanging on the spindlesof the creel. Nowadays，the intermitent warping cone creel is favored by most enterprises due to itsadvantages in facilitating yarn unwinding， saving floor space，and improving warping eficiency. Intermittent warping cone crels are mainly categorized into three types：sectional type，small V-shaped chain rotary type，and large V-shaped chain rotary type.The warping workshop represented by Company G faces issues such as low work effciency and high labor intensityinmanual bobbin loadingandunloading，coupled with limited factoryspace that makes it difcult to accommodate existing automated creel systems. To address these isues， a novel chain-type circulating creel equipped with automatic unloadingand material recovery devices has been designed.Research hasestablished models forthe main body of the chain-type circulating creel，theunloading device，and the empty bobbin recovery device，and elaborated on their working principles.Based on the roler arrangement in existing circulating creels，a guide rail arrangement cooperating with V-shaped rolers was proposed.Furthermore，by simplifying the force model of a single-row creel， the contact force between the outer side of the ΔV -shaped roller and the guide rail was calculated to be 599.79 N.In ANSYS Workbench，boundary conditions consistent with real-world scenarios were added，and the obtained simulated contact force deviated by less than 5% from the theoretical calculation， thereby verifying the validityof the model.Finall，to investigate the vibration mechanism of the creel during operation， finite element analysis software wasused to conduct modal analysis and harmonic response analysis.The results indicated that the modal vibration frequency of the creel ranged from 15Hz to 60Hz . When it was within the of 18-27Hz range，significant deflection occurred at the end of the creel. Therefore，during the rotation of the empty bobbin on the creel， the motor' s output frequency should avoid the aforementioned frequency range.Theresearch findings indicate that the creel model exhibits high reliability for its load-bearing components under maximum load conditions.When the creel stops and empties bobbins at the head of the machine，the output frequency of the motor driving the circular rotation of the crelshouldavoid the modal vibration frequencyrange of the creel to ensure its stable operation.

Keywords ： warping machinery; automatic yarn changing; mechanical modeling; modal analysis; harmonic response analysis