基于高速提花機傳動機構(gòu)的分析與研究

□楊 軍無錫艾諾科技有限公司 江蘇無錫 214028

基于高速提花機傳動機構(gòu)的分析與研究

□楊 軍
無錫艾諾科技有限公司 江蘇無錫 214028

根據(jù)提花機的工作原理以及紡織織物形成的原理，指出提花機開口機構(gòu)是織機的主運動機構(gòu)之一，強調(diào)了開口機構(gòu)的作用。通過對目前凸輪式開口機構(gòu)提刀的位移曲線、速度曲線、加速度曲線和躍度曲線的運動規(guī)律進行分析，研究凸輪式開口機構(gòu)不能滿足高速運轉(zhuǎn)的缺點及其原因，并在滿足相同的織機主軸轉(zhuǎn)速條件和滿足相同的開口量條件下，提出另一種開口機構(gòu)——連桿機構(gòu)式開口機構(gòu)。建立組合連桿機構(gòu)的運動模型，采用復數(shù)矢量分析法計算該連桿機構(gòu)式開口機構(gòu)提刀位移曲線、速度曲線、加速度曲線和躍度曲線的變化規(guī)律，并把此運動規(guī)律與凸輪式開口機構(gòu)的運動規(guī)律進行對比分析，得到了連桿機構(gòu)式開口機構(gòu)能滿足高速運轉(zhuǎn)的結(jié)論，并確定以連桿機構(gòu)式開口機構(gòu)代替凸輪式開口機構(gòu)的傳動機構(gòu)。

隨著世界經(jīng)濟向全球化發(fā)展，各行各業(yè)的競爭日益加劇，紡織品生產(chǎn)開始向小批量、多品種趨勢發(fā)展。以往簡單開口形式的機器已經(jīng)無法滿足市場需求，因此有必要開發(fā)提花機，增加紡織物品種，提高速度，以求達到高速高效，跟上國際潮流。但目前由凸輪機構(gòu)傳動的高速提花機在保證一定的開口量上出現(xiàn)了運動不平穩(wěn)、振動大、運動性能差等情況，還無法完全適應高速發(fā)展的紡織市場需求，所以有必要對目前高速提花機進行分析與研究，提出另一種高速提花機運動機構(gòu)——連桿機構(gòu)傳動。

1 高速提花機開口機構(gòu)的作用

在現(xiàn)代紡織機器上，開口、引緯和打緯運動是使經(jīng)緯相互交織而形成織物的三大主要運動。要實現(xiàn)經(jīng)、緯的交織，必須把經(jīng)紗按一定的規(guī)律分成上下兩層，形成能通過緯紗的通道，這就是梭口。

機織物都是由縱向的經(jīng)紗和橫向的緯紗交織而成的，交織的規(guī)律稱為織物組織。經(jīng)紗覆蓋在緯紗上的交織點稱為經(jīng)浮點，緯紗覆蓋在經(jīng)紗上的交織點稱緯浮點。經(jīng)緯兩個方向經(jīng)過一定根數(shù)后，經(jīng)緯組織點浮、沉規(guī)律出現(xiàn)重復時，稱為一個組織循環(huán)或一個完全組織。

2 凸輪開口機構(gòu)的分析

凸輪開口機構(gòu)是目前高速提花機的一種傳動機構(gòu)，它可以保證紡織織布機所必須的一定開口量。2.1凸輪開口機構(gòu)的運動分析

圖1為目前凸輪開口機構(gòu)的原理圖，下面對其進行運動分析，分成兩個部分。

圖1 凸輪開口機構(gòu)原理圖

第一部分如圖2所示，已知凸輪以ω0=2πn勻速順時針轉(zhuǎn)動，凸輪轉(zhuǎn)角為θ，φ1為滾子從動件的擺角，其中φmax為最大擺角。從動件推程和回程均作簡諧運動，已知：φ為推程運動角，φs為遠休止角，φ'為回程運動角，φ's為近休止角。該凸輪轉(zhuǎn)一圈的一個運動周期內(nèi)需分為4個過程：①推程階段，②遠休止階段，③回程階段，④近休止階段。

圖2 凸輪傳動機構(gòu)的原理圖

①當0≤θ≤φ，從動件為推程階段。

式中：ω1為φ1角度的角速度；ω0為凸輪旋轉(zhuǎn)角度的角速度；α1為角度φ1的角加速度（角速度對時間的導數(shù)；J1為φ1角度的躍度（角加速度對時間的導數(shù)）。

②當φ≤θ≤φ+φs，從動件為遠休止階段。

φ1=φmax

ω1=0

α1=0

J1=0

③當φ+φs≤θ≤φ+φs+φ'，從動件為回程階段。α

φ1=0

ω1=0

α1=0

J1=0

第二部分如圖3所示，對提刀的位移、速度、加速度和躍度分別進行分析。

圖3 提刀運動原理圖

（1）位置分析。該機構(gòu)的封閉失量方程式為：

由式（11）得：

由式（11）得：

由于φ2=φ1（對角相等），又由于從動件滾子分為4個過程，φ1有①、②、②、④4個階段。即：作滑塊運動的提刀C的位移方程y5也有相應的4個方程式。

（2）速度分析。將式（10）對時間求導數(shù)，得：

式中：v5為提刀的速度。

為了消去ω3，將上式兩邊分別乘以e-iφ3，得：

按歐拉公式展開后，取實部，得：

式中：φ2=φ1，ω2=ω1，有①、②、③、④4個階段。

同理，將式（12）展開：

取實部，得：

角速度為正，表示逆時針方向；為負，表示順時針方向。

（3）加速度分析。將式（12）對時間求導數(shù)，得：

為了消去a3，將式（14）兩邊乘e-iφ，得：

取實部，得：

所以：

同理，對式（14）取實部，得：所以：

其中a2=a1，由①、②、③、④4個階段角加速度的正、負號可表明角速度的變化趨勢，角加速度與角速度同號表示加速，反之則為減速。

（4）躍度分析。將式（14）對時間求導，得：

為了消去J3，將上式兩邊乘e-iφ，得：

取實部，得：

即：

其中J2=J1，分①、②、③、④4個階段。

2.2 凸輪開口機構(gòu)運動分析的結(jié)論

通過使用Microsoft Visual Studio 2008軟件的分析，具體運動曲線如圖4～7所示。

圖4 凸輪機構(gòu)中提刀的位移

圖5 凸輪機構(gòu)中提刀的速度

圖6 凸輪機構(gòu)中提刀的不連續(xù)加速度曲線

圖7 凸輪機構(gòu)中提刀的不連續(xù)躍度曲線

由圖4和圖5可看出，凸輪開口機構(gòu)中提刀的位移曲線和速度曲線是連續(xù)的，但從圖6和圖7顯示，其加速度曲線和躍度曲線都是跳躍、不連續(xù)的。由凸輪機構(gòu)傳動的提花機開口機構(gòu)由于開口有較長的停頓時間，在滿開時其躍度曲線不連續(xù)，所以高速運轉(zhuǎn)時會產(chǎn)生一定的振動。

2.3 凸輪開口機構(gòu)從動件振動的分析

凸輪是具有曲線輪廓或溝槽的構(gòu)件，當它運動時，通過其上的曲線輪廓與從動件的高副接觸，使從動件獲得預期的運動。凸輪機構(gòu)的組成是由凸輪、從動件、機架這3個基本構(gòu)件所組成的一種高副機構(gòu)，凸輪機構(gòu)是具有分布質(zhì)量及彈性的系統(tǒng)，因此在凸輪機構(gòu)本身的慣性力及凸輪制造誤差激振下將產(chǎn)生振動。在凸輪運轉(zhuǎn)速度較低時，由于振動小而被忽略不計，可以認為低速時從動件的實際運動與其理論運動相互吻合。但在高速時，機構(gòu)的振動將對從動件的運動以及從動件的慣性力產(chǎn)生明顯的影響，引起從動件的運動誤差，產(chǎn)生噪聲和加劇凸輪表面的磨損。

以下對凸輪運轉(zhuǎn)過程中從動件產(chǎn)生的振動作一分析，為揭示凸輪運動以及凸輪運轉(zhuǎn)速度對從動件的振動或運動誤差的影響，建立如圖8所示的單自由度動力學模型來分析從動件對凸輪運動的響應。圖中：m為從動件末端的等效質(zhì)量；ω為凸輪轉(zhuǎn)動的角速度；P為壓縮彈簧的預緊力；Q為外載荷，設為常數(shù)。

圖8 凸輪機構(gòu)的等效單自由度動力學模型

得到以下公式：

my"=Fk-Fkr-P-Q （15）

式中：Fk=k（s-y）；k為從動件桿系的等效剛度；s為從動件與凸輪接觸點的位移；y為從動件末端質(zhì)量m的位移。

Fkr=kry （16）

式中：kr為壓縮彈簧（用以保持從動件與凸輪表面的接觸）的剛度。

由于外載荷Q及預緊力P只引起從動件桿系的靜變形，在分析從動件的動響應時可不考慮，將式（15）轉(zhuǎn)化為：

my"+（k+kr）y=ks （17）

式中：θ為凸輪轉(zhuǎn)角。

可以得到以凸輪轉(zhuǎn)角θ為坐標的運動微分方程：

式（19）可以改寫為：

式中：τ2表示為頻率比τ的二次平方。

現(xiàn)就此凸輪機構(gòu)來分析從動件對簡諧運動規(guī)律的主振響應及余振響應。

簡諧運動的位移方程為：

式中：S為從動件與凸輪接觸點的位移；h為從動件的行程。

可得：

其解為：

式中：A、B為常數(shù)。

根據(jù)從動件初始運動條件：θ=0，y=y′=0；

所以

從動件的主振或運動偏差為：

（θ≥θ0）

03的主振曲線，如圖9所示。

圖9 從動件主振曲線

由圖9可知，隨著凸輪運轉(zhuǎn)速度的提高（即τ的減?。瑥膭蛹闹髡窦坝嗾裨龃?，在低速時（即τ很大時）從動件的主振及余振減小直至趨向于零，這就充分表明了凸輪運轉(zhuǎn)速度對從動件振動的影響。

在凸輪運動曲線中，加速度的變化率通常定義為躍度，表示從動件系統(tǒng)慣性力的變化率。減少最大躍度，尤其使行程終點的躍度盡量降低，將有利于提高系統(tǒng)的工作平穩(wěn)性。躍度曲線連續(xù)的運動規(guī)律有利于振動抑制，目前凸輪機構(gòu)運動設計上所采用的運動規(guī)律，加速度的變化率即躍度，其曲線是不連續(xù)，從而使配套織機轉(zhuǎn)速受到一定的限制，所以不能達到真正意義上的高速運動。高速時傳動振動大，容易導致電子提花機上的電磁閥產(chǎn)生誤動作，為了防止產(chǎn)生誤動作，應采用提高加工工藝精度來解決，但成本高昂。

3 連桿開口機構(gòu)的設計研究

3.1 連桿機構(gòu)的優(yōu)點

（1）連桿機構(gòu)能夠?qū)崿F(xiàn)多種運動形式的轉(zhuǎn)換。例如，它可以將原動件的轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)變?yōu)閺膭蛹霓D(zhuǎn)動、往復移動或擺動，反之也可將往復移動或擺動轉(zhuǎn)變?yōu)檫B續(xù)的轉(zhuǎn)動。

（2）它的運動副一般均為低副，其元素之間為面接觸，傳動時單位接觸面積所受壓力較小，且面接觸便于潤滑，故磨損也相應減少，壽命較長。另外，由于運動副元素為圓柱面或平面，易于加工、安裝、調(diào)整和維修，并能保證精度要求，且因各構(gòu)件之間為面接觸而壓強小，便于潤滑，承載能力大。而且其低副元素的接觸是依靠本身的幾何約束來保證的，不需要附加諸如彈簧之類的零件便能保證其接觸。

（3）連桿機構(gòu)還有增力和擴大行程的作用，若接長連桿，則能控制較遠距離的某些動作。

（4）連桿機構(gòu)中的連桿是作復雜平面運動的構(gòu)件，因而其上各點可以描繪出不同形狀的曲線軌跡，當主動件的運動規(guī)律不變時，每一機構(gòu)中構(gòu)件的相對長度有所改變，則可使從動件得到多種不同的運動規(guī)律。

3.2 連桿開口機構(gòu)的原理

如圖10所示，這種新型電子提花機的開口機構(gòu)，包含由曲柄AB、連桿BC、搖桿CD構(gòu)成的曲柄搖桿機構(gòu)（第一部分），由搖桿DE、連桿EF、提刀刀架和提刀構(gòu)成的搖桿滑塊機構(gòu)（第二部分），以及由搖桿DI、連桿IJ和搖桿JK構(gòu)成的雙搖桿機構(gòu)（第三部分），和由搖桿KL、連桿LM、提刀刀架和提刀構(gòu)成的搖桿滑塊機構(gòu)（第四部分）。其中由M、N和G、F組成的機構(gòu)就是提刀的刀架，而Q和H就是兩把在滑槽里上下運動的提刀。

3.3 連桿開口機構(gòu)的運動分析

運用解析法來求得機構(gòu)的位置、速度和加速度以及躍度。所謂解析法一般是先建立機構(gòu)的位置方程，然后將位置方程對時間求導，得到速度方程；再將速度方程對時間求導，得到加速度方程；最后將加速度方程對時間求導，得到躍度方程。由于所用的數(shù)1學工具不同，解析的方法也不同，下面所用的是一種較簡單的方法即復數(shù)矢量法。所謂復數(shù)矢量法就是將機構(gòu)看成一封閉矢量多邊形，并用復數(shù)形式表示該機構(gòu)的封閉矢量方程式，再將矢量方程式分別對所建立的直角坐標系取投影。

圖10 新型電子提花機開口機構(gòu)的原理圖

通過使用Microsoft Visual Studio 2008軟件的分析，具體運動曲線如圖11～14所示。

由圖11～14所示，連桿開口機構(gòu)中提刀的位移、速度、加速度和躍度曲線都是連續(xù)且不跳躍的，可以通過調(diào)整來保證H提刀、Q提刀運動規(guī)律是同步的。連桿機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單，運動曲線光整平滑、連續(xù)，也沒有停頓時間，躍度（加速度的導數(shù)）曲線也不跳躍，所以可以適應高速運動運轉(zhuǎn)，從而說明提刀的運動性能是能夠滿足高速運動規(guī)律的要求，也說明該連桿機構(gòu)的開口機構(gòu)可以滿足提花機高速運轉(zhuǎn)。

4 連桿開口機構(gòu)與凸輪開口機構(gòu)的對比

4.1 提刀位移的比較

圖15是由圖4和圖11合并在一起的提刀位移曲線比較圖，其中凸輪開口機構(gòu)與連桿開口機構(gòu)的主動件轉(zhuǎn)速（都是織機主軸轉(zhuǎn)速1 000 r/min的一半）是一樣大小，且均為勻速，轉(zhuǎn)速都為500 r/min。圖中顯示的公共區(qū)域是經(jīng)紗被提起的一定開口量，該開口量的大?。▌U、片梭等載體引緯紗所穿過經(jīng)紗時的有效高度）和時間（所對應織機主軸轉(zhuǎn)過的角度）是由具體的工藝來確定的。為了更有效地對比兩種開口機構(gòu)，采用完全相同的開口量和織機主軸轉(zhuǎn)速。

4.2 提刀速度的比較

由圖5（凸輪機構(gòu)中提刀的速度）和圖12（連桿機構(gòu)中提刀的速度）相比，連桿機構(gòu)中最大提刀速度為2 079 mm/s，而凸輪機構(gòu)中最大提刀速度為7 141 mm/s，所以連桿機構(gòu)中提刀速度是比凸輪機構(gòu)中提

圖11 連桿開口機構(gòu)中提刀的位移曲線圖

圖12 連桿開口機構(gòu)中提刀的速度曲線圖

圖13 連桿開口機構(gòu)中提刀的加速度曲線圖

圖14 連桿開口機構(gòu)中提刀的躍度曲線圖

圖15 兩種開口機構(gòu)的位移曲線比較圖

刀速度要小。

4.3 提刀加速度的比較

由圖6（凸輪機構(gòu)中提刀的加速度）和圖13（連桿機構(gòu)中提刀的加速度）相比，連桿機構(gòu)中最大提刀加速度為128 102.5 mm/s2，而凸輪機構(gòu)中最大加速度為2 616 145.7 mm/s2，且凸輪機構(gòu)中提刀的加速度曲線是不連續(xù)的，所以連桿機構(gòu)中提刀加速度是比凸輪機構(gòu)中提刀加速度要小。

4.4 提刀躍度的比較

由圖7（凸輪機構(gòu)中提刀的躍度）和圖14（連桿機構(gòu)中提刀的躍度）相比，連桿機構(gòu)中最大提刀躍度為7 327 250 mm/s3，而凸輪機構(gòu)中最大躍度為761 427 680 mm/s3，且凸輪機構(gòu)中提刀的躍度曲線是不連續(xù)的，所以連桿機構(gòu)中提刀躍度是比凸輪機構(gòu)中提刀躍度要小。

4.5 兩種開口機構(gòu)提刀比較的結(jié)論

為了滿足工藝要求并保證所必須的一定開口量，在相同的主動件轉(zhuǎn)速（都是織機主軸轉(zhuǎn)速的一半）條件下，凸輪開口機構(gòu)提刀和連桿機構(gòu)提刀分別按照圖15的位移曲線進行運動，經(jīng)過對其速度、加速度和躍度的對比，連桿開口機構(gòu)的提刀運動性能都比凸輪開口機構(gòu)的提刀運動性能優(yōu)越。由凸輪機構(gòu)傳動的提花機開口機構(gòu)，由于開口有較長的停頓時間，在滿開時其躍度曲線（亦稱振動曲線）有突變、不連續(xù)，所以高速運轉(zhuǎn)時會產(chǎn)生一定的振動，從而使配套織機轉(zhuǎn)速受到了一定的限制。而由連桿機構(gòu)傳動的提花機開口機構(gòu)，由于在提綜開口最高位置沒有停頓時間，其躍度曲線（亦稱振動曲線）是連續(xù)變化的，所以運動平衡，能適應高速運轉(zhuǎn)。并且從以上對兩種機構(gòu)的對比可以得出，連桿機構(gòu)中提刀的速度、加速度和躍度比凸輪機構(gòu)中提刀的速度、加速度和躍度是都要小。

綜上所述，從運動平穩(wěn)、振動小、能適應高速方面來說，選用連桿開口機構(gòu)比目前凸輪開口機構(gòu)更合適，更能滿足高速運轉(zhuǎn)的運動。

5 結(jié)束語

筆者研究了高速提花機的傳動機構(gòu)，提出了以連桿機構(gòu)替代凸輪機構(gòu)來實行高速運動，并論證連桿機構(gòu)的躍度曲線（加速度的導數(shù)）是連續(xù)的，是可以滿足高速運動的。

［1］蔣高明.現(xiàn)代經(jīng)編工藝與設備［M］.北京：中國紡織出版社，2004.

［2］李志祥.電子提花技術(shù)與產(chǎn)品開發(fā)［M］.北京：中國紡織出版社，2000.153-178.

［3］溫倩，趙利明.試論國產(chǎn)提花機的技術(shù)改造及發(fā)展方向［J］.棉紡織技術(shù)，2003（10）：50-52

［4］梁新華.平面連桿機構(gòu)的模糊綜合與模糊優(yōu)化［D］.昆明：昆明理工大學，2002.

［5］鄭文緯，吳克堅.機械原理［M］.第7版.北京：高等教育出版社，1997.

According to the operational principle of jacquard machine and forming theory of the woven fabric，it points out that shedding mechanism of the jacquard machine is one of the main mechanisms in primary motion with an emphasis on the role of the shedding mechanism.By an analyses on the regular pattern of the movements involving the displacement curve，velocity curve，acceleration curve and jump curves of the cutter in current cam-type shedding mechanism，we try to explore the shortcoming and reasons causing the cam-type shedding mechanism fails to satisfy high-speed operation.And put forward an alternative shedding mechanismshedding mechanism with linkage assembly while the conditions of same loom spindle speed and same amount of shedding are satisfied.The established motion model for the combined link-rod mechanism adopts complex vector analysis tocalculate the regular pattern of the variations of displacement curve，velocity curve，acceleration curve and saltus curve ofthe cutter in the sheddingmechanismwith linkage assembly.With a comparative analysis of the regular patterns between its motion and the motion of cam-type shedding mechanism.Finally we obtain the conclusion that the shedding mechanism with link-rod assembly can satisfy high-speed operation and decide to replace the transmission mechanism of the cam-type shedding mechanism with the shedding mechanism with linkage assembly.

提花機；傳動機構(gòu)；連桿機構(gòu)

Jacquard Machine；Transmission Mechanism；Linkage Assembly

TH133.2

A

1672-0555（2015）04-052-09

2015年8月

楊軍（1979-），男，工程碩士，工程師，主要從事產(chǎn)品質(zhì)量管理與產(chǎn)品設計工作