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(gòu)是織機五大機構(gòu)之一，是影響織機動力學性能的關(guān)鍵機構(gòu)。常用的織機打緯機構(gòu)有連桿和凸輪打緯機構(gòu)。提高織機的車速和增大織機的打緯力是織機打緯機構(gòu)研究的兩大目標，織機在打緯過程中，打緯機構(gòu)的受力情況較復(fù)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(gòu)適應(yīng)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(gòu)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(zhì)，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(guān)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(jié)合的方法，對比分析兩種打緯機構(gòu)各構(gòu)件的等效轉(zhuǎn)動慣量變化規(guī)律、等效轉(zhuǎn)動慣量的分布規(guī)律和打緯機構(gòu)的等效慣性力矩，對比分析兩種打緯機構(gòu)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(qū)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(gòu)選型思路和設(shè)計趨向。

1 打緯機構(gòu)分析

1.1 打緯機構(gòu)運動簡介

打緯機構(gòu)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(gòu)簡圖如圖1(a)所示。一款噴氣織機的四連桿打緯機構(gòu)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(gòu)的工作原理為主副凸輪1、2 繞主軸中心A 作逆時針轉(zhuǎn)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(gòu)成)完成打緯的往復(fù)運動。

四連桿打緯機構(gòu)的工作原理為:曲軸1 繞主軸中心A 轉(zhuǎn)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(gòu)成)往復(fù)擺動，實現(xiàn)鋼筘將緯紗打向織口及退出織口的往復(fù)動作，即完成打緯運動。

圖1 打緯機構(gòu)示意圖

1.2 打緯機構(gòu)載荷分析

1.2.1 共軛凸輪打緯機構(gòu)等效轉(zhuǎn)動慣量計算

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

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

打緯系統(tǒng)總等效轉(zhuǎn)動慣量為:

打緯系統(tǒng)動能［8］為:

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

1.2.2 四連桿打緯機構(gòu)等效轉(zhuǎn)動慣量計算

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

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

打緯系統(tǒng)的總等效轉(zhuǎn)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(gòu)件iS 的動能;Je_S，Je_iS—打緯系統(tǒng)、構(gòu)件iS 在主軸A 上的等效轉(zhuǎn)動慣量;ωiS—構(gòu)件iS 的角速度;ν2S—構(gòu)件2S 質(zhì)心的速度;J1S，J3S—構(gòu)件1S、3S 繞轉(zhuǎn)動中心的轉(zhuǎn)動慣量;J2S—構(gòu)件2S 繞質(zhì)心的轉(zhuǎn)動慣量;m2S—構(gòu)件2S 的質(zhì)量。

1.2.3 筘座受力分析

筘座系統(tǒng)在整個打緯機構(gòu)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(qū)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(zhì)心偏離打緯軸中心B 所產(chǎn)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(qū)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(gòu)系統(tǒng)的慣性力矩M2T及四連桿打緯機構(gòu)筘座系統(tǒng)的慣性力矩M3S為:

式中:xC—質(zhì)心C 的橫坐標;yD—交點D 的縱坐標;ε2T，ε3S—構(gòu)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(gòu)主軸的角速度，對共軛凸輪打緯機構(gòu)，ωk=ω2T，ω1=ω1T;對四連桿打緯機構(gòu)，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(shè)鋼筘從交點D 運動到理論織口D1筘座轉(zhuǎn)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(gòu)仿真分析

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

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

表1 機構(gòu)原始參數(shù)表

經(jīng)機構(gòu)動態(tài)運行分析，通過運用Pro/E 運行結(jié)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(gòu)的等效轉(zhuǎn)動慣量變化規(guī)律及分布規(guī)律。計算結(jié)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(qū)動力矩即為打緯機構(gòu)在主軸上的等效慣性力矩。MT、MS分別為共軛凸輪打緯機構(gòu)和四連桿打緯機構(gòu)的等效慣性力矩，其測量結(jié)果如圖4所示。

圖3 等效轉(zhuǎn)動慣量分布圖

圖4 打緯機構(gòu)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(gòu)筘座系統(tǒng)的慣性所能克服的最大阻力P0與主軸轉(zhuǎn)角θ 的關(guān)系，計算結(jié)果如圖5(a)所示。筘座系統(tǒng)的轉(zhuǎn)角β、距離x 與慣性能克服的最大阻力P0之間的關(guān)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(gòu)和凸輪打緯機構(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)動慣量隨主軸轉(zhuǎn)角呈周期性變化，筘座系統(tǒng)在主軸上的等效轉(zhuǎn)動慣量占整個打緯系統(tǒng)的等效轉(zhuǎn)動慣量比值較大，針對共軛凸輪打緯機構(gòu)其峰值比大約為75.24%，針對四連桿打緯機構(gòu)，其峰值比大約為71.96%，四連桿打緯機構(gòu)中牽手在主軸上的等效轉(zhuǎn)動慣量與整個打緯系統(tǒng)的等效轉(zhuǎn)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(gòu)的主軸等效慣性力矩隨主軸轉(zhuǎn)角呈周期性變化，共軛凸輪打緯機構(gòu)主軸上的等效慣性力矩MT明顯大于四連桿打緯機構(gòu)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(gòu)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(gòu)能克服的最大阻力PT0的最大值出現(xiàn)在主軸轉(zhuǎn)角大約21°時，即x=12.3 mm，通過設(shè)計凸輪廓線可改變該值。四連桿打緯機構(gòu)能克服的最大阻力PS0的最大值出現(xiàn)在主軸轉(zhuǎn)角大約345°時，即x=2.7 mm，共軛凸輪打緯機構(gòu)能克服的最大阻力PT0大約為四連桿打緯機構(gòu)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(nèi)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(nèi)M2的峰值。

3 結(jié)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(jié)論:

(1)打緯機構(gòu)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(gòu)動力學性能的關(guān)鍵部件;

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

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

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