摘 要: 在黃麻紡織產(chǎn)業(yè)，絡筒機打結(jié)工序多為人工手動進行，勞動強度大、勞動效率低、結(jié)頭質(zhì)量難以保證。針對這一現(xiàn)狀，結(jié)合黃麻紗線的特性，設計了一種用于黃麻紗線的織布結(jié)自動打結(jié)器，對其整體結(jié)構(gòu)與夾持機構(gòu)、剪切機構(gòu)、壓線機構(gòu)、脫線機構(gòu)、鳥嘴機構(gòu)等主要機構(gòu)及傳動機構(gòu)進行了研究；根據(jù)打結(jié)工藝，確定了打結(jié)器的工作時序；對剪切機構(gòu)中的凸輪機構(gòu)進行了設計計算；對傳動機構(gòu)中交錯軸斜齒輪機構(gòu)和不完全直齒圓柱齒輪機構(gòu)進行了設計，并對電機進行了選型。經(jīng)設計，剪切機構(gòu)中凸輪機構(gòu)的擺動推桿長度為12.5mm，擺動推桿擺角為26°,升程為5.62mm，滾子半徑為1mm；交錯軸斜齒輪機構(gòu)的傳動比為1；不完全齒輪機構(gòu)的傳動比為22/37，一個周期內(nèi)間歇次數(shù)為1次；電機型號確定為FAULHABER0165N003S。
關鍵詞：打結(jié)器；黃麻紗線；機構(gòu)設計；盤形凸輪設計；不完全齒輪設計
當前，黃麻紡紗企業(yè)在絡筒工序多依賴手工打結(jié)的傳統(tǒng)方式，不僅勞動強度大、效率低，且打結(jié)質(zhì)量難以保持穩(wěn)定。在《紡織機械行業(yè)“十四五”發(fā)展指導性意見》[1]中，明確提出了要提高黃麻絡筒機的自動化程度，以減少用工并推動產(chǎn)業(yè)升級。其中，利用打結(jié)器對黃麻紗線進行自動打結(jié)是提高黃麻絡筒機自動化程度的關鍵之一。
在棉紡領域，打結(jié)器已達到較高的技術水平，目前最常用的打結(jié)器為空氣捻接器，其利用壓縮空氣的射流技術，將待接紗頭吸入退捻管內(nèi)，經(jīng)旋轉(zhuǎn)氣流作用實現(xiàn)紗頭的退捻，使纖維平行排列，退捻后的紗頭進入捻接腔，利用高速旋轉(zhuǎn)氣流將兩紗頭反向捻合在一起獲得無痕結(jié)頭[2]。林慶澤等[3]采用計算流體動力學方法模擬了空氣捻接器捻接腔內(nèi)的氣流流動特性，研究了氣動捻接器的紗線捻接原理。SIMONDM等[4]采用試驗方法研究了捻接工藝和捻接腔的設計參數(shù)。張建明等[5]采用試驗與案例研究相結(jié)合的方法，研究了自動絡筒機空氣捻接器的工藝調(diào)整辦法。朱起宏等[6]將正交試驗法和單因子試驗法相結(jié)合，研究了JOINTAIR798Q型空氣捻接器的粘膠紗捻接工藝。另一類打結(jié)器是機械式打結(jié)器，通過機械裝置將需要打結(jié)的兩個紗頭連接起來。丁彩紅等[7]發(fā)明了一種用于地毯編織過程中連接紗線的機械式打結(jié)器，通過氣動手指夾持紗線頭，經(jīng)滑動支架牽引，并由上下罩蓋夾緊，再由傳動組件驅(qū)動打結(jié)嘴鉗與打結(jié)鉤鉗完成舊紗線繞線，氣缸驅(qū)動繩鉤完成新紗線的鉤取，實現(xiàn)了高效自動化的紗線連接過程。還有研究者針對化纖行業(yè)的長絲自動打結(jié)裝置進行了研究，如LANJ等[8]提出了一種滌綸長絲卷裝全自動打結(jié)系統(tǒng)，設計的挑線機構(gòu)以挑線成圈至開口槽，開口槽下降并旋轉(zhuǎn)二次成圈，利用拉緊機構(gòu)拉緊紗線并斷線，完成單根滌綸長絲單頭的卷裝打結(jié)。相較于其他類型的紗線，黃麻紗線具有剛度大、彈性差[9]、纖維抱合性差、號數(shù)大的特點，對其進行自動打結(jié)具有較大的難度，目前還未見有關黃麻紗線自動打結(jié)器的相關報道。
針對目前黃麻紡紗產(chǎn)業(yè)對于提升設備自動化與智能化水平的迫切需求，本研究設計了一種用于黃麻紗線的織布結(jié)自動打結(jié)器，對其整體結(jié)構(gòu)和主要結(jié)構(gòu)進行研究，并對其主要機構(gòu)進行設計計算，對電機進行選型。設計的自動打結(jié)器有望替代傳統(tǒng)的人工打結(jié)過程，可有效節(jié)省用工，并減輕操作人員的勞動強度，為黃麻紡紗產(chǎn)業(yè)的自動化轉(zhuǎn)型與升級提供一定的技術參考。
1 打結(jié)器整體結(jié)構(gòu)與主要機構(gòu)
1.1 打結(jié)器整體結(jié)構(gòu)
本研究設計的織布結(jié)打結(jié)器如圖1所示。其主要包括夾持機構(gòu)、剪切機構(gòu)、壓紗機構(gòu)、脫紗機構(gòu)、鳥嘴機構(gòu)、傳動機構(gòu)和機架。其中，夾持機構(gòu)與壓紗機構(gòu)協(xié)同工作，將黃麻紗線交叉并穩(wěn)定地固定在交叉位置，防止其在后續(xù)打結(jié)過程中發(fā)生滑脫，從而起到定位紗線的作用。鳥嘴機構(gòu)負責纏繞紗線，是形成紗線結(jié)頭的關鍵機構(gòu)，其結(jié)構(gòu)設計對于成結(jié)質(zhì)量至關重要。在打結(jié)完成后，剪切機構(gòu)負責剪斷多余的紗尾，脫紗機構(gòu)則將鳥嘴上的紗結(jié)脫下并拉緊，最終形成牢固的結(jié)。
圖1 打結(jié)器三維結(jié)構(gòu)示意圖
1—黃麻紗線1；2—黃麻紗線2；3—夾持機構(gòu)；4—剪切機構(gòu)；5—壓紗機構(gòu)；6—脫紗機構(gòu)；7—鳥嘴機構(gòu)；8—傳動機構(gòu)；9—機架。
1.2 打結(jié)器的工作原理
打結(jié)器的打結(jié)過程主要包括交叉紗線、纏繞旋轉(zhuǎn)、斷紗及拉緊過程。根據(jù)打結(jié)工藝可知，打結(jié)器通過間歇式運動對兩根紗線進行打結(jié)形成織布結(jié)。圖2為打結(jié)器各構(gòu)件間的運動配合情況，其中主軸轉(zhuǎn)角θ每轉(zhuǎn)一周構(gòu)成一個完整的工作周期T。
圖2 打結(jié)器各機構(gòu)的打結(jié)時序圖
在一個工作周期內(nèi)，執(zhí)行機構(gòu)完成以下4個階段的工作：交叉紗線階段（打結(jié)準備）、纏繞階段（打結(jié)過程）、斷紗階段（去除紗尾）及拉緊階段（形成紗結(jié)）。打結(jié)器在主軸每轉(zhuǎn)一圈（一個工作循環(huán)內(nèi)），各執(zhí)行機構(gòu)完成的動作如下。
壓線機構(gòu)：在0T~0.1T區(qū)間內(nèi)，待打結(jié)的兩根紗線初步交叉定位。夾持機構(gòu)：在0T~0.2T區(qū)間內(nèi)，與壓線機構(gòu)協(xié)同完成待打結(jié)的兩根紗線交叉定位。鳥嘴機構(gòu)：運動過程可分為3個階段，在0.1T~0.2T區(qū)間內(nèi)，鳥嘴穿過壓線機構(gòu)端的交叉紗線；在0.2T~0.3T區(qū)間內(nèi)，鳥嘴執(zhí)行張開動作以夾持夾持機構(gòu)端呈交叉狀態(tài)的紗線1；在0.55T~0.6T區(qū)間內(nèi)，鳥嘴完成閉合動作，實現(xiàn)紗線1的剪切與紗尾的夾持。剪切機構(gòu)：在0.51T~0.79T區(qū)間內(nèi)，對夾持機構(gòu)端呈交叉狀態(tài)的紗線2進行剪切處理。脫紗機構(gòu)：在0.53T~0.81T區(qū)間內(nèi)，通過鉤取壓線機構(gòu)端呈交叉狀態(tài)的紗線2并向上抬升，完成紗結(jié)從鳥嘴的脫離及拉緊過程，最終形成符合工藝要求的織布結(jié)。
1.3 主要機構(gòu)
1.3.1 夾持機構(gòu)與剪切機構(gòu)
夾持機構(gòu)與剪切機構(gòu)如圖3所示。夾持機構(gòu)主要由夾持桿Ⅰ、夾持桿Ⅱ、夾持推桿及夾持盤形凸輪構(gòu)成。剪切機構(gòu)主要由剪刀推桿、短柄刀片、長柄刀片、副短柄刀片和限位軸構(gòu)成。剪切機構(gòu)的剪刀推桿與夾持機構(gòu)共用一個凸輪，使整體結(jié)構(gòu)更加緊湊。夾持盤形凸輪具有兩個輪廓，其中一個負責推動夾持推桿擺動，使夾持桿Ⅰ和夾持桿Ⅱ?qū)崿F(xiàn)抱合；另一個則推動剪刀推桿擺動，完成剪刀的剪切動作。在剪刀剪切黃麻紗線的過程中，為了確保紗線不脫落，增加了一個帶有凹槽的副短柄刀片。該構(gòu)件與短柄刀片保持相對靜止，分別置于長柄刀片兩側(cè)。當剪切黃麻紗線時，紗線被限定在副短柄刀片的凹槽處，從而確保紗線能夠到達最佳的剪切位置。
圖3 夾持機構(gòu)與剪切機構(gòu)
1—夾持桿Ⅰ；2—夾持桿Ⅱ；3—夾持推桿；4—夾持盤形凸輪；5—剪刀推桿；6—長柄刀片；7—短柄刀片；8—副短柄刀片；9—限位軸；10—黃麻紗線。
1.3.2 壓紗機構(gòu)與脫紗機構(gòu)
壓紗機構(gòu)和脫紗機構(gòu)如圖4所示。壓紗機構(gòu)由壓紗推桿與壓紗桿以及1個壓紗盤形凸輪組成。壓紗推桿與壓紗桿通過槽口連接，當盤形凸輪推動壓紗推桿擺動時，壓紗桿會向相反方向擺動，從而實現(xiàn)交錯壓紗的動作。脫紗機構(gòu)則包括脫紗推桿、脫紗連桿、脫紗桿、限位軸及上述的壓紗盤形凸輪。在該機構(gòu)中，凸輪內(nèi)輪廓會推動脫紗推桿，進而帶動脫紗桿向上抬起。
圖4 壓線機構(gòu)和脫紗機構(gòu)
1—壓紗推桿；2—壓紗桿；3—壓紗盤形凸輪；4—脫紗推桿；5—脫紗連桿；6—脫紗桿；7—限位軸；8—黃麻紗線。
1.3.3 鳥嘴機構(gòu)
鳥嘴機構(gòu)如圖5所示。鳥嘴機構(gòu)由夾持刀片、活動刀片、剪切刀片和鳥嘴凸輪等部件組成，其中夾持刀片、活動刀片和剪切刀片共同構(gòu)成了旋轉(zhuǎn)部件，整體圍繞齒輪軸轉(zhuǎn)動。夾持刀片與剪切刀片是固定連接的，在打結(jié)過程中保持相對靜止。活動刀片則鉸接在夾持刀片與剪切刀片之間。當旋轉(zhuǎn)部件開始轉(zhuǎn)動時，活動刀片的尾翼會與鳥嘴凸輪接觸并由鳥嘴凸輪的輪廓精確控制其開合。鳥嘴機構(gòu)的主要功能是將黃麻紗線纏繞成結(jié)并剪斷紗尾。在打結(jié)過程中，一根黃麻紗線橫跨在鳥嘴旋轉(zhuǎn)部件的喉部凹槽處，當兩側(cè)紗線交錯成圈時，鳥嘴便從繩圈穿入，并在穿出時夾持并剪斷紗尾，最后由脫紗機構(gòu)將紗線結(jié)頭從鳥嘴上脫出，并拉緊成結(jié)。
圖5 鳥嘴機構(gòu)
1—夾持刀片；2—活動刀片；3—剪切刀片；4—鳥嘴凸輪；5—黃麻紗線。
1.3.4 傳動機構(gòu)
傳動機構(gòu)由電機驅(qū)動，一個工作周期內(nèi)轉(zhuǎn)向改變一次。電機啟動后，各個機構(gòu)依次開始運作。完成脫紗和拉緊工序后，電機反轉(zhuǎn)，所有構(gòu)件反向運動，直到回到初始位置，此時打結(jié)器的一個工作周期結(jié)束。根據(jù)圖6所示的傳動方案，本研究打結(jié)器的傳動機構(gòu)采用開式齒輪傳動。其中，交錯軸間的傳動選用兩個斜齒輪，平行軸間的傳動則選用一個小直齒輪和一個大的不完全直齒輪。電機安裝在主軸Ⅰ的一端，轉(zhuǎn)速為60r/min，輸入功率為1W。
圖6 傳動機構(gòu)
1—大齒輪；2—小齒輪；3、4—斜齒輪；5—主軸Ⅰ；6—主軸Ⅱ；7—齒輪軸；8—帶止動擋邊滾動軸承。
2 關鍵部件設計計算
2.1 凸輪設計
夾持機構(gòu)與剪切機構(gòu)運動的關鍵是凸輪的輪廓設計。以剪切機構(gòu)的凸輪輪廓線為例，剪切凸輪為盤形凸輪，凸輪作為主動件，動作形態(tài)為逆時針轉(zhuǎn)動。剪刀推桿則作為擺動從動件，其端部設計為滾子。根據(jù)圖2的時序圖可知，在一個周期內(nèi)，剪切機構(gòu)在0.51T~0.79T之間完成剪切動作?？紤]到剪切機構(gòu)短柄刀片的直接作用對象是纏繞在鳥嘴機構(gòu)上的紗線，為避免在鳥嘴機構(gòu)工作過程中產(chǎn)生干涉，設置了短柄刀片的始末位置，如圖7所示。實線機構(gòu)圖展示了剪切機構(gòu)末端執(zhí)行機構(gòu)的初始位置????3=177°,而虛線機構(gòu)圖則展示了其末位置????3’=111°。剪刀推桿的角位移變化情況可通過建立剪切機構(gòu)連桿的向量模型求得，如圖8所示。其中，AB為剪刀推桿長端????1，BC為長柄刀片????2，CD為短柄刀片????3，AD為機架????4，直角坐標系x軸與機架AD重合。
圖7 剪切機構(gòu)的運動簡圖
圖8中????1、????2、????3、????4均為已知定值，分別為22mm、15mm、10mm、25mm。該連桿機構(gòu)的封閉矢量方程如式（1）所示。根據(jù)歐拉定理，可將矢量方程（1）分解為式（2）。
圖8 剪切機構(gòu)連桿的向量模型圖
式（2）的計算結(jié)果為：當????3=177°時，????1=319°；當????3’=111°時，????1’=345°。故可得到剪刀推桿擺角????h=????1’-????1=26°。可以得到凸輪輸出運動規(guī)律（即剪切擺動推桿運動規(guī)律），如圖9所示。凸輪轉(zhuǎn)184°，推桿保持靜止；凸輪繼續(xù)轉(zhuǎn)100°，推桿向上擺角26°。
圖9 剪刀推桿位移循環(huán)圖
在一個周期內(nèi)，剪刀推桿推程段完成剪切工作后保持當前動作，而后原路返回，不涉及回程段，可選取雙諧波完全回動曲線作為回程段凸輪曲線。選擇修正正弦曲線作為凸輪推程段的輪廓曲線，由于該曲線極為平滑，特性優(yōu)良，能使電機的負荷變動非常平穩(wěn)，且最大速度與跳度值均較低，非常適合凸輪驅(qū)動功率較小的電機，綜合性能良好。
凸輪的有效半徑Rc、升程h、滾子中心軌跡基圓半徑r0、外圓半徑rh按式（3）~式（6）求出。
式中：????m為最大無量綱速度，主要影響凸輪機構(gòu)的壓力角和尺寸大小，查表得修正正弦曲線的Vm為1.76；????m為最大壓力角，取35°；????為剪刀推桿短端長度，為12.5mm；????h為剪刀推桿擺角，為26°；????h為凸輪推程運動角（分度角），為100°。計算得出凸輪的有效半徑????c為8.17mm，升程h為5.62mm，滾子中心軌跡基圓半徑????0為5.36mm，凸輪外圓半徑????h為10.98mm。查詢莫諾圖的凸輪最小曲率半徑????min為6.53mm，由于曲率半徑大于滾子半徑，凸輪不產(chǎn)生頂切。此外，機構(gòu)凸輪轉(zhuǎn)動中心與剪切推桿轉(zhuǎn)動中心距離c，還需保證????h<????<????0+????，即c取值在10.8~17.8mm，取c為14.5mm。剪切推桿的初始位置角
根據(jù)計算所得的凸輪屬性參數(shù)和表1所示的運動規(guī)律，在SolidWorks Toolbox中創(chuàng)建了凸輪，剪刀推桿運動結(jié)果如圖10所示。
表1 凸輪運動參數(shù)
圖10 凸輪建模與仿真結(jié)果
2.2 傳動機構(gòu)設計
本研究傳動設計采用總傳動比為22/37的齒輪系傳動形式，由不完全直齒圓柱齒輪機構(gòu)與交錯軸斜齒輪機構(gòu)組成，其中，一個小齒輪和一個不完全大齒輪組成傳動比為22/37的不完全直齒圓柱齒輪機構(gòu)，兩個斜齒輪組成傳動比為1:1的交錯軸斜齒輪機構(gòu)，如圖11所示。傳動機構(gòu)輸入端是轉(zhuǎn)速為60r/min的直流電機，一個工作周期內(nèi)轉(zhuǎn)向改變一次。電機啟動后，各機構(gòu)開始運作。完成脫紗和拉緊工序后，電機反轉(zhuǎn)，所有構(gòu)件反向運動，直到回到初始位置，此時打結(jié)器一個工作周期結(jié)束。
圖11 打結(jié)器傳動方案
2.2.1 不完全直齒圓柱齒輪傳動機構(gòu)
根據(jù)打結(jié)器織布結(jié)打結(jié)工藝的要求，小齒輪應運行一周后靜止，大齒輪需繼續(xù)轉(zhuǎn)動，直至所有機構(gòu)完成工作。將直齒圓柱齒輪機構(gòu)改為不完全齒輪機構(gòu)，以滿足鳥嘴機構(gòu)的間歇轉(zhuǎn)動需求。在該對齒輪傳動機構(gòu)中，大齒輪為主動輪，小齒輪為從動輪，齒輪的首、末兩對齒的嚙合過程與完全齒輪機構(gòu)不同，而中間各對齒的嚙合過程與完全齒輪相同。
根據(jù)工作環(huán)境和要求，選擇齒輪精度等級為8級，材料為40Cr，硬度為280HBS。初步選定大齒輪全齒數(shù)????1′為37，小齒輪全齒數(shù)????2′為22，根據(jù)強度條件，模數(shù)m取0.5mm，壓力角????為20°,兩齒輪按標準中心距安裝。標準齒頂高系數(shù)?a1∗=?a2∗=?a∗=1，頂隙系數(shù)????∗為0.25，查機械設計手冊得，一次間歇運動中小齒輪轉(zhuǎn)過角度包含的周節(jié)數(shù)K為2，大齒輪末齒修正齒頂高系數(shù)?am∗為0.58，為了保證進入嚙合時不發(fā)生齒頂干涉，取大齒輪首齒修正齒高系數(shù)?as∗≤?am∗，取?as∗為0.4；大齒輪每轉(zhuǎn)過一周，小齒輪完成間歇運動的次數(shù)N為1次。
在一次間歇運動中，小齒輪轉(zhuǎn)過角度內(nèi)包含的齒數(shù)
大齒輪在非鎖止弧區(qū)間的齒數(shù)????1=????2+1−????=21。
校核首齒與第二對齒之間的重合度????????：
式中：小齒輪的齒頂壓力角????a2=arccos[????2′cos????/(????1′+2?a1∗)]=30.53°；大齒輪首齒的齒頂壓力角????as1=arccos[????1′cos????/(????1′+?as∗)]=23.8°，計算得重合度????α=1.244＞1，表明傳動過程中連續(xù)平穩(wěn)、不會產(chǎn)生二次沖擊，傳動性能較好。
對于鎖止弧的設計，小齒輪鎖止凹弧與大齒 輪鎖止凸弧的圓心與大齒輪的圓心重合，凹弧半徑表示為:
式中：m 為模數(shù)取 0.5 mm，????2為兩頂圓交點 所對小齒輪中心角的一半，
????2為小齒輪齒頂圓齒槽所對中心角，????2=(????/????2′)+2(inv????a2−inv????)=13°；????2為鎖止凹弧兩側(cè)留有0.5mm模數(shù)的齒厚，其所對的中心角????2=(????2′+2?as∗)−1=2.46°。經(jīng)計算得凹弧半徑????a=8.84mm，凸弧半徑????d=????a=8.84mm，圓心與大齒輪軸心重合。
設計的不完全齒輪如圖12所示。齒輪材料選用40Cr（調(diào)質(zhì)），按8級精度設計，大齒輪的標準齒數(shù)為37，嚙合齒數(shù)為21；小齒輪齒數(shù)為22，模數(shù)為0.5，標準壓力角為20°，不完全齒輪機構(gòu)的首、末齒齒頂高系數(shù)分別為0.58、0.4，軸間距為14.75mm，鎖止凹、凸弧半徑為8.84mm，圓心位于大齒輪軸心。
圖12 設計的不完全齒輪機構(gòu)
2.2.2 交錯軸斜齒輪傳動機構(gòu)
交錯軸傳動機構(gòu)的主要作用是改變運動方向，初步選定兩斜齒輪齒數(shù)均為11，傳動比設為1，均為左旋，兩個斜齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS。
斜齒輪按齒面接觸疲勞強度和按齒根彎曲疲勞強度設計，斜齒輪分度圓直徑計算如式（9）所示。
式中：根據(jù)實際工況，查閱機械設計手冊，????Ht為載荷系數(shù)，預選1.3；????1為斜齒輪傳遞的扭矩，計算得233.88N·mm；????d為齒寬系數(shù)，取0.7；????為傳動比，取1；????H為區(qū)域系數(shù)，查????n=20°時節(jié)點區(qū)域系數(shù)圖，得到1.91；????E為材料的彈性影響系數(shù)，查表得189.8MPa。計算得到重合度????α為0.924，????β為2.228，則接觸疲勞強度用重合度系數(shù)
????β為螺旋角系數(shù)，
斜齒輪的接觸疲勞極限為????Hlim1=????Hlim2=600MPa，應力的循環(huán)次數(shù)為????1=4.4×107，????2=????1⁄????=4.4×107，接觸疲勞壽命系數(shù)????HN1=0.96，????HN2=0.96，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則該斜齒輪的接觸疲勞許用應力
通過式（9）計算得到斜齒 輪分度圓直徑????1????≥7.32 mm。
按齒根彎曲疲勞強度計算如式（10）所示。
式中：同理，查詢機械設計手冊，????nt為齒輪的模數(shù)（mm）；????Ft為載荷系數(shù)，預選1.3；????1為斜齒輪傳遞的扭矩，計算得233.88N·mm；????d為齒寬系數(shù)，取0.7；????1為斜齒輪齒數(shù)，取11；????ε為計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)，計算得0.6956；????β為計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)，為0.1645；????Fa為齒形修正系數(shù)，為2.55；????sa為應力修正系數(shù)，為1.62；[????F]為斜齒輪的彎曲疲勞許用應力，經(jīng)計算得383MPa。
通過式（9）、式（10）計算得到齒輪公稱直徑????1????≥7.32mm，法面模數(shù)????n????≥0.4024。為了滿足尺寸緊湊、避免與其他部件干涉的設計要求，圓整后得到法面模數(shù)????n1=????n2=0.5，????n1=????n2=20°。
綜上可得，交錯軸斜齒輪傳動機構(gòu)中兩個斜齒輪的材料選用40Cr（調(diào)質(zhì)），按8級精度設計，齒數(shù)為11，模數(shù)為0.5，壓力角為20°,螺旋角為45°,交錯角為90°,軸間距為7.5mm。
2.2.3 電機選型
傳動機構(gòu)總效率計算如式（11）所示。 ???? = ????1 × ????2 × ????3
式中：查相關參數(shù)機械手冊，????1為交錯軸斜齒輪的傳動效率，取0.94；????2為不完全齒輪的傳動效率，取0.95；????3為兩對支撐軸承的傳動效率，取0.8836。通過式（11）計算得????=0.789。
齒輪傳動末端小齒輪負載轉(zhuǎn)矩T0=0.03N?mm，輸出軸轉(zhuǎn)速n0=60r/min，安全系數(shù)k=1.8，電動機率
基于上述參數(shù)，可選用FAULHABER0165N003S微型直流電機。該電機的額定電壓為3V，額定轉(zhuǎn)速為2500r/min，額定轉(zhuǎn)矩為0.156N?mm，輸入功率約為0.5W，能夠滿足系統(tǒng)需求并留有適當余量。該電機具有體積小、效率高的特點，適用于本研究的應用場景。
3 結(jié)論
本研究設計了一種面向黃麻絡筒機的自動打結(jié)器，根據(jù)織布結(jié)打結(jié)工藝，確定了自動打結(jié)器各機構(gòu)的時序；根據(jù)實際工況要求，對關鍵部件進行了設計計算，得到以下結(jié)論。
（1）打結(jié)器由夾持機構(gòu)、剪切機構(gòu)、壓紗機構(gòu)、脫紗機構(gòu)、鳥嘴機構(gòu)、傳動機構(gòu)和機架構(gòu)成，其中壓紗機構(gòu)與夾持機構(gòu)完成前期準備工作，鳥嘴機構(gòu)執(zhí)行纏繞打結(jié)動作，脫紗機構(gòu)與剪切機構(gòu)共同完成拉緊紗結(jié)與去除多余紗尾的工作。
（2）打結(jié)器的凸輪機構(gòu)設計為擺動滾子推桿盤形凸輪機構(gòu)，剪切機構(gòu)的凸輪輪廓線采用修正正弦曲線與雙諧波完全回動曲線。經(jīng)設計得到推桿長度為12.5mm、擺角為26°、滾子半徑為1mm，凸輪基圓半徑為5.36mm、推程為5.62mm以及各角度參數(shù)（近休止角184°、推程角100°、遠休止角36°、回程角40°）。
（3）傳動機構(gòu)設計為交錯軸斜齒輪與不完全直齒圓柱齒輪組合，總傳動比為22/37；交錯軸斜齒輪機構(gòu)傳動比為1，不完全直齒圓柱齒輪機構(gòu)傳動比為22/37；齒輪材料選用40Cr，按8級精度設計；電機選用FAULHABER 0165N003S微型直流電機，該電機的額定電壓為3V，額定轉(zhuǎn)速為2500r/min，額定轉(zhuǎn)矩為0.156N?mm，輸入功率約為0.5W。
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文章摘自:譚嗣宇，裴澤光．黃麻紗線自動打結(jié)器的設計[J/OL]．棉紡織技術.https://link.cnki.net/urlid/61.1132.TS.20250218.1613.003。
