其速度矢量为：式中：vr—罗拉表面线速度vg—皮辊表面线速度vrg—罗拉对皮辊在接触点
上的相对速度。由于皮辊罗拉间有相对速度，则其间的摩擦力就达到极限摩擦力，则罗拉对皮辊的摩擦力为方向与vrg
相同，Py为皮辊与罗拉间的加压力；frg为皮辊与罗拉间的摩擦系数。设加压杆长l，则2Frg对O点力矩为：
此力矩M将促使皮辊向趋于轴线平行的方向运动，称为复位力矩。皮辊自调平行机构工作原理：当皮辊、罗拉两轴线不平行时，其相对滑动摩擦
力所引起的摩擦力矩将克服其它阻力矩而促使加压杆带着皮辊，绕支承点O摆动而回复到与罗拉轴线平行的位置。2.回复力P的分析
把罗拉、皮辊看作刚体，考虑皮辊芯轴存在摩擦阻力的情况在不考虑皮辊芯轴摩擦阻力时Frg沿皮辊轴线方向，若考虑芯轴摩擦力，则F
rg将偏斜皮辊轴线一个角度ε，将Frg分解成两个分力：①垂直于轴线分力，该力克服皮辊芯摩擦阻力
，使皮辊转动。②平行于轴线分力，该力即为皮辊自调平行回复力。由力矩平衡可得：
式中：ε—皮辊与其芯轴间的摩擦阻力造成Frg与皮辊轴线之间的偏斜角；f0—皮辊与芯轴间的摩擦系数；
frg—皮辊与罗拉表面间的摩擦系数；r0—皮辊芯轴半径；Rg—皮辊外径。
，故ε很小。根据沿皮辊轴线方向的回复力P，可知复位力矩为讨论：a.从上式可
见，复位力矩Mf与偏斜角ε无关。这样回复力P近似为常量。但经实际测量，P随α的增加，在开始阶段成正比线性关系增加，随α继续增大，P
的增长率逐渐减小。b.实际皮辊外壳包覆丁氰橡胶，与罗拉接触区域有明显变形，故把皮辊作为刚体，会产生较大的误差。3.皮辊自调
平行的阻力因素①支销轴与加压杆尾部凸筋接触点O处的摩擦力矩②加压弹簧的偏斜③加压杆与皮辊、罗拉连心线的夹角(90-θ)
4.提高皮辊的自调平行性能增加复位力矩Mf；减小复位阻力。①增加复位力矩Mf根据式如要增大Mf，则要求增大开根号前的各
个参数，减小开根号中分子项，或加大分母项。即应加长加压杆长度L；皮辊芯轴与皮辊壳间采用滚针轴承（减小f0）；选用摩擦系数大的皮辊包
覆材料（增大frg）；减小皮辊芯轴直径（保证轴强度），加大皮辊直径（受罗拉隔距限制）。②减小复位阻力a.提高弹簧定位柱台的
对中精度，减小弹簧横向力对自调平行的阻力；b.提高加压杆与皮辊轴线的垂直度c.减小加压杆尾部凸筋与支销轴间的摩擦阻力
（三）摇架操作力计算下压或提升手柄进行加压或卸压操作的力称为操作力，操作力大小影响操作工人的劳动强度。1.不考虑各销轴摩擦阻
力时的计算(1)力矩平衡法①取滚子C和D形成的杆件CD为脱离体，CD为两力杆。②取摇架体为脱离体，在B点受有销轴反力，对A点
取矩，可得：③取手柄为脱离体，对瞬心O取矩，则得：(2)功率平衡法根据功率平衡原理因
，代入上式得也即令③影响操作力的因素要使操作力小，应使DE、BC小，而
hO->F、AB、CD、Β要大些。但BC长度受滚子C、D直径及结构安排的限制，不能太小。而AB长度不能太大，否则将使销轴
A、B过分后移，影响清洁和换纱操作。减小操作力的设计措施：a.尽可能加长手柄（hO->F），但不能伸出车面太多。
b.减小偏距DE，但太小会影响自锁机构的稳定性。c.加大CD，但加大CD和减小CB有矛盾。为增大CD而又不影响BC，可将
滚子D改成大直径固定圆弧面与滚子C接触。第三章牵伸机构第一节牵伸传动机构（一）设计要求1.纺纱工艺要求满足牵伸倍数
的变化要求（emin~emax）.适应前、后牵伸区罗拉隔距的调节要求。满足纱支重量偏差的要求。2.结构要求传动零件和支承
托架应有足够刚度和强度，保证正常运转。提高传动件和支承件的制造精度，以减少机械牵伸波。合理选择传动路线。3.操作要求
便于运转和调整操作，使维修和拆装方便。（二）传动路线的选择先传动大功率件，后传动小功率件。先传动高速件，后传动低
速件。先满足工艺要求。传动路线影响到中、后罗拉头段扭矩的负荷大小和轮系速比分配。1.罗拉头端的扭矩负荷分析式中：M—扭
矩N—罗拉消耗功率n—罗拉转速三种牵伸传动路线由上表看出：第三种传动路线的中、后罗拉头段扭矩负荷最小第一种传动路线的
中罗拉头段，以及第二种传动路线的后罗拉头段，均需同时负担中、后罗拉的扭矩，故负载较大。2.轮系速比的分配安排总牵伸倍数e=e1
．e2。第二传动路线先由前罗拉降速传动后罗拉，再由后罗拉升速传动中罗拉，显然不合理。目前大多采用第三种路线。（三）牵伸变换齿
轮的齿数搭配牵伸变换齿轮用于控制纺出纱条定量的轻重，其调节范围应能满足纺制各种纱支的工艺要求。设计变换齿轮时应先给出:(a)牵
伸倍数的变化范围emin~emax；(b)纱条轻重容许偏差δ。此外，要求以最少的变换齿轮数量满足变换范围要求。X（1）牵伸
倍数数列和牵伸倍数变换级差率设:牵伸倍数范围为e1，e2，e3，…，ej，ej+1，…，en，其中e1为最小牵伸倍数，en为
最大牵伸倍数，变换档数为n。从ej变换到ej+1时，其牵伸倍数变换级差率为Δe=(ej+1-ej)/
ej(1)此级差率应满足纱支重量偏差δ的要求，即Δe=(
ej+ej+1)/ej=(ej+1/ej)-1≤δ（2）一只变换齿轮设计(按等差数列)仅有一个变换齿轮，齿数为ZA1~ZAm
(各相差一齿)共m档，对应牵伸倍数范围emin~emax=CZA1~CZAm这一数列为等差数列，其
公差值为牵伸常数C，其通式为：ej=e1+C(j-1)式
中e1为最小牵伸倍数。该等差数列中的各档变换级差率相应为Δe1=(e2-e1)/e1=[C(ZA1+1)-CZA1]/
CZA1=1/ZA1同理：Δe2=1/ZA2，Δej=1/ZAj，Δen=1/ZAn可见，等差
数列的各档变换级差率是不同的，第一档最大，随ZA增加而逐渐递减，因而造成变换齿轮数量过多。（3）两只变换齿轮设计（按等比数列）
为充分利用纱支重量偏差的精度要求，应使每档变换级差率都相等，且小于偏差允许值δ。由(1)式可知Δe=
(ej+1-ej)/ej≡k(<δ)故ej+1/ej=1+k≡φ(2)
此为等比数列，公比φ是相邻项的比值，任意项为ej=e1φj-1。在相同牵伸变换范围内，等比数列比等差数列的档数要少得多，也
即变换齿轮数量也大为减少。故一般变换齿轮都按等比数列设计。（1）牵伸倍数等比数列公比φ和变换总档数N的确定（a）公比φ在式
(2)中令Δe≡k≤δ，故得φ≡1+k≤1+δ(3)（b）总变换档
数N采用一对互相啮合的变换齿轮(ZA，ZB)，按递增公比φ搭配而得牵伸倍数系列e1，e1φ，e1φ2，…，e1φn-1（其
中e1为ZA=ZB时的牵伸倍数）。其指数公差为1，而en/e1=φn-1，共有n档。将ZA，ZB对调啮合，称为按递减公比φ-
1搭配，则可得牵伸倍数系列e1，e1φ-1，e1φ-2，…，e1φ-n+1其指数公差为-1，而en/e1=φ-n+1，也共
有n档。以上两数列合并可得总档数为（去掉一个e1重复档）N=2n-1
(4)其中最大牵伸倍数emax=e1φn-1，最小牵伸倍数emin=e1φ-n+1，以B代表ema
x与emin的比值，可得B=emax/emin=e1φn-1/e1φ-n+1=φ2n-2(5)代入（4
）式可得变换档数N=(lgB/lgφ)+1(6)
在B和φ确定后，即可由上式求得变换总档数N。（c）牵伸传动常数C已知牵伸变化范围emin~emax，则可得
:emin.emax=e1φn-1.e1φ-n+1=e12故e1=√
emin.emax(7)对牵伸传动机构来说，牵伸倍数的通式为:
e=C(ZA/ZB)C是牵伸传动常数，等于牵伸传动路线中除变换齿轮(ZA/ZB)以外各级齿轮速
比和前后罗拉直径比的连乘积。由于齿数需为整数，设计时应尽可能使机械参数C接近工艺参数e1。（d）指数方阵表和变换齿轮数量的确定
牵伸倍数数列按公比φ等比数列设计，则按e=C(ZA/ZB)可知，速比ZA/ZB的数列也应为同一公比φ的等比数列。下面以四个
齿轮为例，设Z1，Z2，Z3，Z4为四个变换齿轮的齿数，而且Z1>Z2>Z3>Z4，可列出齿轮搭配的方阵表表3-15还可简化为
以φ的指数x来表示，称为指数方阵表，如表3-16所示a.自左上至右下的对角线方格中全部指数为零。b.对角线左下方第一斜
梯方格中的指数为级差指数(相邻齿数比φx中的指数值x)。c.以对角线方格为分界，右上方对称方格内的指数绝对值与左下方相
同，但为负值。d.对角线左下方其它各格中的数值可由该第一斜梯极差指数来确定。有三种方法：各格右侧数值与该格竖列级差指数之和
；各格上列数值与该格横格级差指数之和；从该格竖列级差指数到该格横行级差指数所包含的全部极差指数之和。第一斜梯的级差指数应该选
择适当，以保证全部指数能排成连续的整数数列，允许有重复但不能有遗漏。还以前面四只为例，可写出两种方案的指数方阵表
，左表有缺档，右表无缺档。表3-18列出了第一斜梯方格中级差指数的排列规律式中：——牵伸常数，按理论汁算为
C——牵伸传动常数，由齿数比求得。首先确定最小齿数，然后即可根据指数方阵表的最末一行来确定其他各齿轮的齿数。最大齿数则
主要受有关机件可能容纳的空间尺寸所限制，应根据具体条件确定。应当指出：计算所得的变换齿轮齿数，当然都要按“四舍五入”的原
则圆整为整数。（e）变换齿轮齿数的确定根据牵伸倍数等比数列有(x为整数数列)，根据牵伸传动计算有
应分别使以上两式中常数部分和变数部分基本互等，即:。；（f）验算圆
整后的变换齿轮齿数需再要复核一下，确认是否满足纺纱工艺要求：(1)是否满足牵伸倍数变化范围的要求。(2)各档变换级差是否都能满足纱
支重量偏差，即变换精度的要求。若有个别档的变换级差率不能满足变换精度的要求，就需重新计算，重新确定各变换齿轮的齿数。其措施如下：
(1)增加最小齿轮的齿数：根据重新计算各个变换齿轮齿数，圆整后再进行上述验算，直至验算全部合格。(2)选取更小些的公比值
φ：即增多变换齿轮只数m，然后根据m可求得N，再根据重新修正φ值。按照前述计算步骤重新计算确定变换齿轮只数和各变换齿轮的齿数，圆整
后再进行上述验算，直至验算全部合格。(3)个别调整：根据设计计算实践经验逐步完善之。二、牵伸加压机构设计作用：对上罗拉加
压，使其与下罗拉一起回转，组成钳口，握持纤维；压力：取决于牵伸型式、牵伸倍数、罗拉隔距、喂入须条定量、纤维种类；加压型式：重锤
、磁铁、弹簧摇架、气动摇架。摇架体绕轴A回转，压下手柄，加压；抬起手柄释压；掀起摇架体，便于清洁。优点：加压力大，结构轻
巧，加、释压方便，调换皮圈、皮辊、揩车方便；缺点：弹簧材料及热处理要求高，日久压力会衰退。（一）摇架加压装置TF18系列摇
架（1）加压状态下：摇架体AB受弹簧力矩的作用有顺时针方向回转趋势，B点带动C点有向右移动的趋势，O为BC杆的瞬心，C点围绕O点
逆时针回转的趋势，b杆下压。此时，手柄杆回转方向和摇架体杆件回转方向趋势相反，两者对恃就产生自锁作用。（2）释压操作时：抬起手柄
使C点向左移动,因BD+CD>BC，B点将略向下移使弹簧压缩，使BC杆越过死心位置（CDB共线），到达D点的左侧，摇架体在弹簧的作
用下自行上抬，直到释压。（1）
（2）a—摇架体，b—手柄c—锁紧件，CD-
摇架座2.气压摇架气囊产生的压力F通过传递杠杆4放大，传递到手柄转子7。手柄转子受到的作用力是摇架体对三档皮辊产生Pz的压力。
传递杆4兼有锁紧作用，它与手柄转子的接触部位为一圆弧，圆心在O2，从到连心线BC的垂距e就是锁紧机构的偏距。其锁紧工作原理与弹簧
摇架基本相似，这里的O1O2CB就构成一个四连杆机构（C为转子7的中心）。CO1O2FB加压状态下优点：压力稳定，调
压方便，可配用过压、欠压警报；停车时可使皮辊处在半释压或全释压状态下，避免皮辊长期加压而产生凹痕；结构轻巧，便于维护管理。缺点：
需配气源和管道，气囊材料和质量要求高，成本高。压缩空气?单向阀?气水分离器?减压阀?软管气囊?压力板?加压杆2.气压摇架（二）皮辊自调平行机构若皮辊与罗拉轴线不平行，将影响罗拉钳口位置和加压力，甚至影响纱条条干均匀度。因此，要求皮辊与罗拉轴线要保持相互平行。目前有两种基本结构形式：靠零件的制造和安装精度保证其平行度。皮辊加压杆可绕尾端支承点左右摆动，利用罗拉回转时对皮辊的摩擦力来自动调整平行度，称为皮辊自调平行机构，如图所示。若皮辊与罗拉轴线平行，两者间有足够大的摩擦力，则两者间不会打滑。此时，皮辊与罗拉表面线速度大小相等方向一致。若皮辊与罗拉轴线不平行，有一个交叉角α，则在接触处各自圆周速度vg和vr大小、方向不相等，将产生相对速度vrg。1.皮辊自调平行机构工作原理 |
|
