楊勝皎，周香琴，王琴龍

(1.浙江理工大學浙江現(xiàn)代紡織裝備技術重點實驗室，杭州 310018；2.萬利紡織機械研究院，杭州 311243)

劍桿織機傳劍輪載荷特性分析

楊勝皎1，周香琴1，王琴龍2

(1.浙江理工大學浙江現(xiàn)代紡織裝備技術重點實驗室，杭州 310018；2.萬利紡織機械研究院，杭州 311243)

劍桿織機中的傳劍輪是急速往復轉動零件，主要損壞形式為非均勻的齒部磨損及斷齒。為了提高傳劍輪的使用壽命，有必要研究其載荷特性。運用動態(tài)靜力法，對劍帶進行受力分析，獲取包覆角內(nèi)每顆齒對劍帶的作用力的變化規(guī)律；在此基礎上，分析每顆齒在一個主軸周期內(nèi)的載荷特性變化規(guī)律。根據(jù)每顆齒受到的最大載荷及其對應的瞬時功率、每顆齒對劍帶做功的大小，判斷可能發(fā)生斷裂的齒號，根據(jù)每顆齒發(fā)生載荷突變的次數(shù)和切向載荷的大小，判斷磨損比較嚴重的齒號。結果表明：每顆齒上的載荷急速變化，不同齒受到的載荷差異非常大，其中某些齒比其他齒更易斷裂或磨損。

傳劍輪；運動特性；載荷特性；斷齒；磨損

0 引 言

傳劍輪是劍桿織機引緯機構中高速往復轉動的構件，是消耗劍桿織機動力的關鍵部件。傳劍輪帶動著劍頭劍帶做直線運動，其載荷特性直接影響到傳劍輪的設計與織機的正常運行。復雜的動載荷引起的傳劍輪的變形，會導致緯紗不能正常交接甚至劍頭交接時發(fā)生相撞；傳劍輪每顆齒受到的極限靜載荷過大，會使傳劍輪的齒與劍帶發(fā)生斷裂與磨損的情況。目前研究劍桿織機引緯機構運動特征的學者比較多，主要運用運動仿真技術或者是運用數(shù)學的方法分析引緯機構運動特性[1-4]；有少數(shù)學者通過對引緯機構動力學仿真或是借助于公式計算的方法分析引緯機構的載荷特征[5-6]。上述對引緯機構的研究為傳劍輪的深入研究奠定了基礎，目前有學者研究了傳劍輪的質(zhì)量屬性對整個引緯機構載荷的影響[7-9]，也有學者研究了劍頭、劍帶與導軌的磨損機理[10-11]，但在傳劍輪的磨損、斷裂損壞現(xiàn)象及其原因的探索、傳劍輪各齒的載荷變化規(guī)律、傳劍輪上各齒的極限載荷等的研究較少。

在現(xiàn)有引緯機構運動學和慣性動力學研究的基礎上，本文通過分析傳劍輪各齒上的載荷變化規(guī)律、各齒在主軸運行一個周期內(nèi)做功情況和極限功率情況，得到傳劍輪上各齒的極限載荷，分析傳劍輪上極限載荷的分布規(guī)律；通過比較每顆齒的切向載荷突變次數(shù)和切向載荷大小，尋找容易發(fā)生磨損失效的齒號，通過極限載荷分布規(guī)律，分析容易發(fā)生斷齒失效的齒號。本文的研究可為合理使用傳劍輪提供理論依據(jù)，也為傳劍輪的優(yōu)化設計和后續(xù)深入研究提供依據(jù)。

1 空間連桿式引緯機構

空間連桿式引緯機構由空間4R機構、平面四連桿機構和齒輪傳動機構組成，如圖1所示。固連在主軸上的旋轉臂1繞軸線AO勻速轉動，由箱體、旋轉臂1、叉形連桿2和十字節(jié)3組成的球面4R機構帶動十字節(jié)3繞中心O擺動，由十字節(jié)3、 連桿4、扇形齒輪5和箱體0組成的平面連桿機構帶動扇形齒輪繞中心F擺動，通過由扇形齒輪5、齒輪軸6和傳劍軸7上的齒輪組成齒輪傳動機構，由固連在傳劍軸7上的傳劍輪帶動劍頭劍帶做往復直線運動，實現(xiàn)引緯驅動。

0.箱體；1.旋轉臂；2.叉形連桿；3.十字節(jié)；4.連桿；5.扇形齒輪；6.齒輪軸；7.傳劍軸；8.劍帶圖1 空間連桿式引緯機構

2 傳劍輪載荷分析

2.1 基礎參數(shù)

本文以浙江萬利紡織機械有限公司生產(chǎn)的門幅為5.4 m、轉速為250 r/min的空間連桿式引緯機構中的傳劍輪為研究對象。劍頭劍帶在主軸一個運動周期內(nèi)的位移、速度和加速度曲線如圖2所示。劍帶DCBA在傳劍輪上的包覆狀態(tài)見圖3。當主軸處于0°位置時，以劍帶與傳劍輪的下切點位置B處的傳劍輪齒為序號1，按順時針方向對傳劍輪上的齒進進行編號。以傳劍輪的轉動中心為坐標原點，以劍帶的運動方向為x軸，建立坐標系oxy，規(guī)定劍帶向x軸正向運動為正。有關初始參數(shù)見表1。

圖2 劍頭劍帶位移、速度和加速度曲線

圖3 傳劍輪上劍帶的包覆狀態(tài)和傳劍輪齒編號

表1 初始參數(shù)

2.2 劍帶載荷分析

取與傳劍輪接觸的劍帶為分離體，對劍帶進行動態(tài)靜力分析，如圖4所示。根據(jù)諸力對劍帶的力矩平衡條件可得：

F·r-F1·r-F2·r-F3·r=0

(1)

其中：F為傳劍輪包覆角內(nèi)的齒對劍帶的切向力之和；F1、F2分別為包覆角外的劍帶對包覆角內(nèi)的劍帶的作用力；F3為包覆角內(nèi)劍帶的慣性力之和。圖4中各圓周上的力與加速度均以順時針方向為正方向。

圖4 包覆角內(nèi)劍帶的受力分析

根據(jù)圖2及表1可得：

F1=ρ(L-L2-L3-s)a

(2)

F2=[m0+ρ(L2+s)]a

(3)

F3=ρL3a

(4)

F=F1+F2+F3=(m0+ρL)a

(5)

劍帶與傳劍輪的下切置點B處的齒號K1是隨著主軸的轉動而改變的：

n0=int(s/L0+0.5),

(6)

其中：n0為主軸轉動過程中傳劍輪任意時刻相對于主軸0°時刻順時針轉過的齒數(shù)。

根據(jù)式(6)可知B處任意時刻的齒號K1，那么對應的任意時刻的包覆角內(nèi)齒的齒號K為：

(7)

式(7)中K在[1,z0]范圍內(nèi),其中j=0時K代表B處的齒號，那么j=0,1,2,3…z-1時K依次代表在同一時刻從位置B到位置C包覆角內(nèi)每顆齒的齒號。

為簡化計算，同一時刻包覆角內(nèi)每一顆齒對劍帶的切向作用力相同，切向載荷為f，那么齒號為K的齒對應的劍帶受力分析如圖5所示。K號齒水平方向與豎直方向上的力平衡方程：

(F1K-F2K)sin(β/2)-F0K-FNK=0

(8)

(9)

式(8)-(9)中：F0K為K號齒對應的劍帶受到的離心力；F1K、F2K和FNK分別為K號齒處劍帶受到兩側劍帶作用力和傳劍輪對劍帶的支持力，其中N表示法向方向。圖5中以x1y1軸的正方向為各力的正方向。

圖5 K號齒對應的劍帶受力分析

sin(β/2)a/z-L0ρv2/r

(10)

其中：j與K一一對應，在一個主軸周期內(nèi)任意主軸轉角位置，將此時的劍帶位移s，劍帶的速度v和劍帶的加速度a代入式(10)，那么j=0,1,2，…，z-1時的FNK分別代表從位置B到位置C包覆角內(nèi)每顆齒對劍帶的支持力。根據(jù)式(10)可知傳劍輪對劍帶的支持力FNK在劍帶速度小或者劍帶加速度大時較大，劍帶在主軸轉角0°、180°時速度為0，在106°時速度最大，在180°時加速度值最大。綜上，在主軸轉角0°、106°、180°時，包覆角內(nèi)的齒的齒號為1-38、60-97、25-62，那么包覆角內(nèi)的齒受到的支持力如圖6所示。

圖6 特殊主軸轉角時包覆角內(nèi)齒對劍帶的支持力

2.3 傳劍輪載荷分析

根據(jù)作用力與反作用力的關系，傳劍輪上每顆齒的切向載荷和法向載荷：

(11)

(12)

其中：n為傳劍輪的齒號，fn和FNn分別為第n號齒在主軸運行一個周期內(nèi)受到的切向載荷和法向載荷。

因為齒的磨損和斷裂與齒所受的切向載荷關系較大，而法向載荷大多由傳劍輪的齒根圓承擔，因此后續(xù)重點研究切向載荷的變化規(guī)律。

根據(jù)式(11)—(12)可以計算傳劍輪上關鍵齒受到的切向載荷和法向載荷，分別如圖7和圖8所示。由于傳劍輪每顆齒在整個主軸周期內(nèi)受到的載荷都不相同，通過式(11)篩選每顆齒在一個主軸周期內(nèi)的最大載荷并計算其瞬時功率P，如圖9所示，每顆齒對劍帶在一個主軸周期內(nèi)做的功為0，其中每顆齒對劍帶所做的正功，如圖10所示，其大小等于每顆齒在所有加速過程中的動能增加值之和。

圖7 傳劍輪關鍵齒受到的切向載荷

圖8 傳劍輪關鍵齒受到的法向載荷

圖9 傳劍輪的齒的最大切向載荷及對應的瞬時功率

圖10 傳劍輪的齒對劍帶做的正功

劍帶由圓周運動變?yōu)橹本€運動時，在傳劍輪齒的側面有相對運動，對傳劍輪齒的側面和與齒接觸的劍帶均會產(chǎn)生磨損。圖11顯示了主軸轉動180°時每顆齒經(jīng)過與劍帶的上下兩個切點位置時載荷突變的次數(shù)及其切向載荷大小，其中橫坐標表示傳劍輪所有齒的齒號，縱坐標表示每顆齒發(fā)生載荷突變時的切向載荷大小，而每顆齒號對應的縱坐標中線的數(shù)量表示每顆齒在引劍過程中的載荷突變次數(shù)。由圖11可知，每顆齒經(jīng)過傳劍輪與劍帶的切點位置發(fā)生載荷突變的次數(shù)越多或切向載荷越大，磨損均會越大。

圖11 單顆齒經(jīng)過上下切點位置次數(shù)及其切向載荷

根據(jù)圖7-圖11可以得到：

a)當主軸轉到180°引劍結束時，25-62號齒在包覆角內(nèi)。當主軸勻速轉動一周時，傳劍輪每顆齒受到的載荷都急速變化，不同齒號的法向載荷的極限載荷差異很大，其中62號齒在包覆角內(nèi)的法向載荷一直較大，而25號齒的法向載荷一直很小，如圖7所示。

b)50-108號齒對劍帶做的功較大，其中62號齒做的功最大。25-108號齒受到的極限載荷也較大，但是25-62號齒隨著齒號的增大受到的大載荷作用時間逐漸變長，出現(xiàn)斷裂現(xiàn)象的風險逐漸變大，其中62號齒最容易斷裂。

c) 25-39號齒的載荷突變次數(shù)最多，62-108號齒有6次載荷突變并有較大的切向載荷并隨著齒號的增大逐漸變小，所以這兩個區(qū)域中的25號齒和62號齒及與其嚙合的劍帶的磨損較為嚴重。

3 結 論

本研究針對高速往復轉動的傳劍輪進行了載荷特性分析，并得出一些傳劍輪的載荷特性和運動規(guī)律：a) 運用動態(tài)靜力法，通過對劍帶進行受力分析，分析包覆角內(nèi)每顆齒對劍帶的作用力的變化規(guī)律，為傳劍輪的優(yōu)化設計和后續(xù)深入研究提供依據(jù)。b) 研究了每顆齒在一個主軸周期內(nèi)的載荷特性變化規(guī)律、做的正功、極限功率、極限載荷，發(fā)現(xiàn)傳劍輪上每顆齒受到的載荷差異非常大。c) 分析每顆齒在引劍過程中的載荷突變次數(shù)及載荷數(shù)據(jù)，發(fā)現(xiàn)在大載荷長時間作用后容易斷齒的齒號和經(jīng)過多次較大切向載荷突變后容易磨損的齒號。

傳劍輪的實際運行中，要定時變換傳劍輪與傳劍軸的初始安裝位置，以此改變各個齒的受力情況，延長傳劍輪的使用壽命。

[1] 周香琴.球面4R機構運動特性研究及其應用探索[J].中國機械工程,2011,22(2):153-158.

[2] 徐永康,張雷.基于MATLAB空間四連桿引緯機構運動仿真[J].輕工機械,2012,30(3):17-21.

[3] ZHU Z C, FANG Z H. An optimization design of a weft insertion mechanism for rapier looms[J]. Journal of Donghua University,2003,20(3):38-41.

[4] LI K R, CHEN M. An analysis of the orthogonal crank-rocking lever spatial mechanism for the weft insertion in rapier looms[J]. Journal of Donghua University,2001,18(1):27-31.

[5] 江浙,周香琴,王琴龍.劍桿織機空間連桿引緯機構運動及載荷特性研究[J].機電工程,2015,32(10):1325-1329.

[6] 魏軍,張士單.基于虛擬技術的劍桿織機樣機仿真設計與分析[J].紡織科技進展,2011,(1):28-32.

[7] 楊保國,沈曉來.LT102型劍桿織機轉速進一步提高的探討[J].鄭州紡織工學院學報,1999,10(1):75-78.

[8] 周駿彥,鄭建榮,劉小平,等.基于虛擬樣機技術的劍桿織機研究[J].上海紡織科技,2008,36(6):11-13.

[9] 周香琴,張雷.劍桿織機空間連桿引緯機構載荷特性研究[J].中國機械工程,2013,24(14):1881-1885.

[10] 吳以心.LT102型劍桿織機傳劍機構[J].中國紡織大學學報,1989,15(6):37-42.

[11] 周翔.P401S型劍桿織機劍頭、劍帶磨損機理探討[J].棉紡織技術.1997,25(11):27-29.

(責任編輯： 康鋒)

Loading Characteristic Analysis of Rapier Wheel in Rapier Loom

YANGShengjiao1,ZHOUXiangqin1,WANGQinlong2

(1.Zhejiang Key Laboratory of Textile Equipment, Zhejiang Sci-Tech University, Hangzhou 310018, China; 2.Wanli Textile Machinery Research Institute, Hangzhou 311243, China)

The rapier wheel of rapier loom is a rapidly reciprocating rotating part, whose main damage form is non-uniform gear wear and broken teeth. In order to improve the service life of the rapier wheel, it is necessary to study the loading characteristics. The force analysis of rapier belts was carried out with dynamic static method, and the changing law of the force of each tooth to the rapier belt in wrap angle was gained. On this basis, the loading characteristic variation law of each tooth in one principal axis cycle was analyzed. According to the maximum load of each tooth, the corresponding instantaneous power and the acting of each tooth on the rapier belt, the tooth number of broken teeth could be judged. The tooth number of teeth with serious wear could be judged in accordance with the frequency of the load mutation and the size of tangential load. The study shows that the load on each tooth changes rapidly, and the load difference between different teeth is very big, some of which are more easily fractured or worn.

rapier wheel; motion characteristic; loading characteristic; broken tooth; wear

10.3969/j.issn.1673-3851.2017.01.008

2016-06-20

日期： 2016-12-09

浙江省重大科技專項項目(2013C01027)

楊勝皎(1988-)，男，河南平頂山人，碩士研究生，主要從事織機結構學方面的研究。

周香琴，E-mail：zhouxiangqin@zstu.edu.cn

TH112.1

A

1673- 3851 (2017) 01- 0042- 05