李鵬飛， 胡章頔， 吳 瓊， 楊 揚

(西安理工大學(xué) 機械與精密儀器學(xué)院，西安 710048)

平面缺口型柔性鉸鏈在工業(yè)平縫機中的應(yīng)用研究

李鵬飛， 胡章頔， 吳 瓊， 楊 揚

(西安理工大學(xué) 機械與精密儀器學(xué)院，西安 710048)

工業(yè)平縫機高速運行時，機構(gòu)鉸鏈間隙產(chǎn)生的振動、噪聲、磨損等問題嚴重影響整機的縫紉性能，論文研究了應(yīng)用含柔性鉸鏈送布機構(gòu)改善平縫機性能的可行性。對平面缺口型柔性鉸鏈特點分析基礎(chǔ)上，仿真分析了含平面缺口型柔性鉸鏈和傳統(tǒng)剛性鉸鏈的GC6720型高速工業(yè)平縫機送布機構(gòu)的送布牙軌跡、支座反力等參數(shù)變化規(guī)律；設(shè)計一種平面缺口型柔性鉸鏈，完成了含該柔性鉸鏈與傳統(tǒng)剛性鉸鏈的平縫機性能對比實驗；仿真與實驗結(jié)果表明，采用柔性鉸鏈可使工業(yè)平縫機的縫紉性能得到一定程度的提高。

高速工業(yè)平縫機；送布機構(gòu)；剛性鉸鏈；柔性鉸鏈；縫紉性能

工業(yè)平縫機是服裝加工企業(yè)最主要的縫制設(shè)備[1]，它由各種運動機構(gòu)組合而成，這些機構(gòu)中的構(gòu)件通過剛性鉸鏈連接。實際機構(gòu)中，由于制造誤差、摩擦磨損等原因形成鉸鏈間隙，導(dǎo)致機構(gòu)的運動精度降低，磨損加劇，穩(wěn)定性降低，性能下降[2]。隨著對工業(yè)平縫機工作穩(wěn)定性和縫紉線跡外觀品質(zhì)的要求增高，由鉸鏈間隙帶來的沖擊和碰撞對平縫機機構(gòu)運動的影響不容忽略。

柔性鉸鏈作為改善剛性鉸鏈性能最常見的一種柔性關(guān)節(jié)形式，是在外力或力矩作用下，利用構(gòu)件自身的彈性變形完成運動和力的傳遞及轉(zhuǎn)換的一種運動副結(jié)構(gòu)形式，可以有效地避免振動沖擊、摩擦、磨損等[3-4]。它具有體積小、無機械摩擦、無間隙和高靈敏度等優(yōu)點，在各種要求小角位移、高精度轉(zhuǎn)動的場合具有明顯的應(yīng)用前景。

文獻[5-6]對柔性鉸鏈的設(shè)計與分析進行了研究。文獻[7]對含橢圓柔性鉸鏈的柔性機構(gòu)進行了動力學(xué)建模與分析。文獻[8]采用正交鏈接的多層柔性鉸鏈設(shè)計了一種用來整平及對心的對準機構(gòu)。文獻[9]建立了以柔性鉸鏈為基礎(chǔ)的柔性機構(gòu)的位移放大和剛度優(yōu)化模型。文獻[10]對平行板簧柔性機構(gòu)進行了大偏轉(zhuǎn)剛度分析。文獻[11]對大位移柔性鉸鏈進行了設(shè)計。文獻[12]設(shè)計了基于大工作空間機器人的片簧式轉(zhuǎn)動柔性鉸鏈。文獻[13]搭建了含柔性鉸鏈的柔順并聯(lián)機器人實驗平臺。但是柔性鉸鏈的實際應(yīng)用不多。

本文在分析常見的平面缺口型柔性鉸鏈特點基礎(chǔ)上，以GC6720型高速工業(yè)平縫機的送布機構(gòu)為對象，研究了傳統(tǒng)剛性鉸鏈與平面缺口型柔性鉸鏈對機構(gòu)動力學(xué)性能參數(shù)的影響。通過仿真和實驗驗證柔性鉸鏈在縫制機械中應(yīng)用的可行性。

1 平面缺口型柔性鉸鏈形式與特點

目前，柔性鉸鏈的形式主要有以下幾種：平面缺口型、裂筒式、交叉桿式、凹槽式、平板折展式、內(nèi)部截面減小式、剪式、雙板簧式、四板簧式。

平面缺口型柔性鉸鏈是目前應(yīng)用最廣的柔性鉸鏈形式，其轉(zhuǎn)動依靠構(gòu)件本身材料的彈性變形實現(xiàn)。這種鉸鏈結(jié)構(gòu)簡單，非常適于微型化，但其運動范圍一般不超過45°左右。其剛度與尺寸，特別是與缺口的形狀、尺寸有很大關(guān)系[14]。

常見的缺口形式有直梁形和直圓形。直梁形缺口有較大的轉(zhuǎn)動范圍，但運動精度較差；而直圓形缺口的運動精度較高，但轉(zhuǎn)動范圍相對較小[15]。為了兼顧運動精度和運動范圍，又衍生出拋物線形、橢圓形、雙曲線形等缺口形式的柔性鉸鏈。

2 含剛性鉸鏈送布機構(gòu)動力學(xué)分析

送布機構(gòu)在工業(yè)平縫機中的作用是將縫料以一定的規(guī)律傳遞，是典型的五桿機構(gòu)，其機構(gòu)簡圖如圖1所示，圖中F為送布牙。

圖1 送布機構(gòu)簡圖Fig.1 The schematic diagram of a feeding mechanism

圖2 送布牙軌跡Fig.3 The trajectory of feeding tooth

圖3 送布牙速度曲線Fig.3 The speed curve of feeding tooth

圖4 送布牙加速度曲線Fig.4 The acceleration curve of feeding tooth

由圖2和圖3可以看出，兩種鉸鏈間隙情況下，送布牙的運動軌跡和速度與理想軌跡和速度基本重合。

從圖4可以看出，送布牙加速度在間隙狀態(tài)下出現(xiàn)劇烈波動，且當間隙值減小時，波動會相應(yīng)地減小。

送布機構(gòu)中，由于構(gòu)件加速度的劇烈變化，引起鉸鏈碰撞力、支座反力的波動是導(dǎo)致整機產(chǎn)生強迫振動和噪聲的主要原因。采用ADAMS中特征圓模型模擬間隙鉸鏈D，其仿真模型如圖5。兩種間隙下，鉸鏈D處碰撞力、以及A、E兩支座反力隨時間的變化分別如圖6、圖7、圖8所示。

圖5 鉸鏈D仿真模型Fig.5 Simulation model of hinge D

圖6 鉸鏈D碰撞力變化曲線Fig.6 The impact force curve of hinge D

圖7 A支座反力變化曲線Fig.7 The curve of reaction force at A supporting point

圖8 E支座反力變化曲線Fig.8 The curve of reaction force at E supporting point

從圖6～圖8可以看出，由于鉸鏈間隙的存在，鉸鏈D處所產(chǎn)生的碰撞力和A、E兩處支座反力變化均較為劇烈，且隨著間隙值的減小，碰撞力和支座反力波動相應(yīng)減小。這將使支座產(chǎn)生的振動和噪聲也減小?？梢姕p小鉸鏈間隙可以改善支座反力的波動，降低機構(gòu)的振動和噪聲。

3 含柔性鉸鏈送布機構(gòu)動力學(xué)分析

3.1 柔性鉸鏈設(shè)計

65Mn彈簧鋼具有良好的疲勞性能、淬透性、物理化學(xué)性能等，在規(guī)定的彈性變形范圍內(nèi)具備一定剛度，能承受沖擊和振動作用下產(chǎn)生的載荷，載荷去除后能很好地恢復(fù)變形。本文選取65Mn彈簧鋼制作柔性鉸鏈。

圖1所示送布機構(gòu)運動過程中，鉸鏈A、B、C、D、E角度變化規(guī)律如圖9所示。可以看出鉸鏈D的角度變化幅度最小(70.51°～84.11°)，約為13.6°。這里采用圖10所示的平面缺口型柔性鉸鏈取代原送布機構(gòu)中D處的傳統(tǒng)剛性鉸鏈。

圖9 不同鉸鏈角度變化曲線Fig.9 Angle curves of different hinges

將圖1中AB桿、DE桿與x軸的夾角分別為65.24°和102.25°時，設(shè)定為送布機構(gòu)的初始位置，此時鉸鏈D處夾角值θ=77.3°。根據(jù)送布機構(gòu)的初始位姿，確定柔性鉸鏈的結(jié)構(gòu)參數(shù)為：θ=77.3°，R=7 mm，b=5 mm，δ=0.5 mm，r=1 mm，L=36.4 mm。

圖10 平面缺口型柔性鉸鏈Fig.10 The diagram of a plane notch flexure hinge

3.2 送布機構(gòu)動力學(xué)分析

為了分析柔性鉸鏈的變形，基于偽剛體法，將D處如圖11(a)所示的柔性鉸鏈等效為如圖11(b)所示的“剛性桿+鉸鏈+扭轉(zhuǎn)彈簧”的模型。在力矩Mz作用下柔性鉸鏈的角變形θr表達式寫為

(1)

(2)

式中：E為材料的彈性模量；δ為彈性體厚度。則偽剛體模型中扭轉(zhuǎn)彈簧的剛度系數(shù)為

(3)

應(yīng)用ADAMS軟件，建立如圖11所示的柔性鉸鏈裝配模型，仿真得到含柔性鉸鏈送布機構(gòu)的送布牙軌跡、速度和加速度曲線分別如圖12、圖13、圖14所示。

圖11 柔性鉸鏈裝配模型Fig.11 The assembly model of flexible hinge

圖12 送布牙軌跡Fig.12 The trajectory of feeding tooth

圖13 送布牙速度曲線Fig.13 The speed curve of feeding tooth

圖14 送布牙加速度曲線Fig.14 The acceleration curve of feeding tooth

從圖12、13、14可以看出，含柔性鉸鏈、間隙鉸鏈和理想狀態(tài)的送布牙運動軌跡吻合較好，運動平穩(wěn)且沒有波動。含柔性鉸鏈送布牙的速度、加速度與剛性鉸鏈相比沒有發(fā)生波動，且其變化趨勢與理想鉸鏈相似，僅有約0.000 8 s的滯后。

A、E兩處支座反力分別如圖15、圖16所示。與圖7、圖8對比可以看到，柔性鉸鏈的使用顯著地減小了支座反力的幅值，這將極大地改善支座的振動與噪聲問題。

圖15 A支座反力變化曲線Fig.15 The reaction force curve at A supporting point

圖16 E支座反力變化曲線Fig.16 The reaction force curve at E supporting point

4 實 驗

4.1 實驗裝置

實驗使用GC6720型高速平縫機、MotionPro X4型高速攝像機、DELL筆記本工作站、理音VM-83測振儀(精度±5%)和理音NL-42噪聲計(精度±5%)，裝置如圖17所示。其中，圖(a)為振動噪聲測量實驗裝置，圖(b)為運動軌跡測量實驗裝置，由于送布機構(gòu)安裝在臺板下方，工作狀態(tài)時無法錄制送布牙運動軌跡，需將整機放置于臺板之上。

圖17 實驗裝置Fig.17 Test bench

如圖18(a)為平面缺口型柔性鉸鏈實物，將其用Loctite樂泰7649促進劑和680固持膠固定在相鄰兩桿件的夾槽內(nèi)，裝配實物如圖18(b)所示。

圖18 柔性鉸鏈實物Fig.18 The physical picture of flexure hinge

4.2 運動軌跡與振動噪聲

工業(yè)平縫機的電機轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，分別采集安裝原剛性鉸鏈和柔性鉸鏈時送布機構(gòu)的運動軌跡，實驗結(jié)果如圖19。

圖19 軌跡對比圖Fig.19 The comparison diagram of trajectory

可以看出，含柔性鉸鏈送布機構(gòu)與原剛性鉸鏈送布機構(gòu)相比，兩者送布牙上跟蹤點的運動軌跡十分接近。這表明，用柔性鉸鏈

取代原剛性鉸鏈能夠使送布機構(gòu)很好地完成送布任務(wù)。多次測量得含原剛性鉸鏈送布機構(gòu)的整機振動位移均值為0.065 mm、噪聲均值為72.1 dB，含柔性鉸鏈送布機構(gòu)的整機振動位移均值為0.061 mm、噪聲均值為71.4 dB。比較可知，選取缺口型柔性鉸鏈取代原送布機構(gòu)中的傳統(tǒng)剛性鉸鏈，可以有效減小整機的振動與噪聲。

4.3 縫紉線跡

如圖20為含柔性鉸鏈的送布機構(gòu)在不同轉(zhuǎn)速時布料的縫紉結(jié)果，圖(a)、(b)分別為布料的正反兩面。

(a) 正面

(b) 反面圖20 縫紉結(jié)果Fig.20 Sewing results

可以看出，含柔性鉸鏈的送布機構(gòu)樣機在不同轉(zhuǎn)速下縫紉時不存在斷針、斷線、跳針、浮線等現(xiàn)象，符合QB/T 2627—2004對工業(yè)平縫機連續(xù)縫紉的要求。以不同轉(zhuǎn)速各縫制2條線跡，取其中每10個連續(xù)針距為一測量段，每種轉(zhuǎn)速任取10個測量段，一個測量段的理論長度為30 mm，用游標卡尺量取每段線跡的長度并進行比較，數(shù)據(jù)見表1。

表1不同轉(zhuǎn)速時線跡長度比較

Tab.1Thecomparisonofstitchatdifferentspeedsmmmm

比較含傳統(tǒng)剛性鉸鏈和柔性鉸鏈送布機構(gòu)在不同轉(zhuǎn)速下線跡的標準差，均符合行業(yè)標準(小于±10%)的要求，可以看出含柔性鉸鏈送布機構(gòu)所縫制的線跡標準差更小，即線跡的均勻性較好。

綜上所述，從運動軌跡、振動、噪聲和縫紉線跡來看，在GC6720型高速工業(yè)平縫機的送布機構(gòu)中采用缺口型柔性鉸鏈取代傳統(tǒng)剛性鉸鏈可有效提高整機的縫紉性能。

5 結(jié) 論

本文分析了常用的平面缺口型柔性鉸鏈特點；對含傳統(tǒng)剛性鉸鏈和含柔性鉸鏈的送布機構(gòu)進行了動力學(xué)分析；設(shè)計了一種含缺口型柔性鉸鏈的新型送布機構(gòu)，通過實驗驗證了采用柔性鉸鏈取代原剛性鉸鏈可以有效地降低工業(yè)平縫機整機振動和噪聲，提高了縫紉性能，為高速工業(yè)平縫機減振降噪設(shè)計提供了一條途徑。

[1] 胡睿. 縫紉機的現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢[J]. 商業(yè)文化, 2011(9): 316-318.

HU Rui. The current situation and trend of development of sewing machine[J]. Business Culture, 2011(9): 316-318.

[2] 張策. 機械動力學(xué)[M]. 北京: 高等教育出版社, 2004: 73-82.

[3] HOWELL L L. Handbook of compliant mechanisms[M]. New York： John Wiley & Sons, 2001.

[4] GOLDFARB M, SPEICH J E.A well-behaved revolute flexure joint for compliant mechanism design[J].Transactions of the ASME, 1999, 121(9): 424-429.

[5] 吳鷹飛,周兆英.柔性鉸鏈的計算和分析[J].工程力學(xué), 2002, 19(6): 136-140.

WU Yingfei, ZHOU Zhaoying. Design of flexure hinges[J].Engineering Mechanics, 2002, 19(6): 136-140.

[6] 吳鷹飛,周兆英.柔性鉸鏈的計算和分析[J].機械設(shè)計及研究, 2002, 18(3): 29-30.

WU Yingfei, ZHOU Zhaoying. Design calculation and analysis of flexure hinge[J]. Machine Design and Research, 2002,18(3): 29-30.

[7] 王雯靜, 余躍慶. 橢圓柔性鉸鏈柔順機構(gòu)的動力學(xué)建模與分析[J]. 機械設(shè)計與研究, 2007, 23(6): 54-57.

WANG Wenjing, YU Yueqing. Dynamic modeling and analysis of compliant mechanism with elliptical flexure hinges[J]. Machine Design and Research, 2007, 23(6): 54-57.

[8] ZHAO J, WANG H X, GAO R J, et al. A novel alignment mechanism employing orthogonal connected multi-layered flexible hinges for both leveling and centering[J]. Review of Scientific Instruments, 2012, 83(6): 0651021-0651027.

[9] LOBONTIU N, GARCIA E. Analytical model of displacement amplification and stiffness optimization for a class of flexure-based compliant mechanisms[J]. Computers & Structures, 2003, 81(32): 2797-2810.

[10] BROUWER D M, MEIJAARD J P, JONKER J B. Large deflection stiffness analysis of parallel prismatic leaf-spring flexures[J]. Journal of the International Societies for Precision Engineering and Nanotechnology, 2013, 37(3): 505-521.

[11] TREASE B P, MOON Y M, KOTA S. Design of large displacement compliant joints[J]. Journal of the International Societies for Precision Engineering and Nanotechnology, 2013, 37(3): 505-521.

[12] YONEMOTO K, TAKEDA Y, TONG Z, et al. A new flexure revolute joint with leaf spring and its application to large workspace parallel robot[J]. Journal of Advanced Mechanical Design Systems and Manufacturing, 2012, 6(1): 76-87.

[13] 余躍慶, 呂強, 馬蘭. 含有柔順關(guān)節(jié)的并聯(lián)機器人軌跡跟蹤實驗[J]. 北京工業(yè)大學(xué)學(xué)報, 2015, 41(4): 486-492.

YU Yueqing, Lü Qiang, MA Lan. Experimental study on trajectory tracking of parallel robots with compliant joints[J]. Journal of Beijing University of Technology, 2015, 41(4): 486-492.

[14] EASTMAN F S. The design of flexure pivots[J].Journal of Aerosol Science, 1937, 5(1): 16-21.

[15] 左行勇, 劉曉明. 三種形狀柔性鉸鏈轉(zhuǎn)動剛度的計算與分析[J]. 儀器儀表學(xué)報, 2006, 27(12): 1725-1728.

ZUO Xingyong, LIU Xiaoming. Calculation and analysis of rotational stiffness for three types of flexure hinges[J]. Chinese Journal of Scientific Instrument, 2006, 27(12): 1725-1728.

Astudyontheapplicationsofaplane-notchflexurehingeonindustrialsewingmachines

LI Pengfei, HU Zhangdi, WU Qiong, YANG Yang

(School of Mechanical and Precision Instrumental Engineering, Xi’an University of Technology, Xi’an 710048, China)

The sewing performances of an industrial sewing machine under high speed working condition were impacted severely by vibration, noise and wear because of joint clearance. A plane-notch flexure hinge replacing a traditional rigid joint was studied to improve sewing performances of a machine. Forms and characteristics of those existing flexure hinges were analyzed. Those parameters, such as the trajectory of feeding teeth and reaction forces at different supporting points of GC6720 type high speed industrial sewing machine, were simulated considering a plane-notch flexure hinge and a traditional rigid joint respectively. A plane-notch flexure hinge was designed and fixed with the feeding mechanism. The testing experiments of the sewing machine including a plane-notch flexure hinge and a rigid joint respectively were performed. A conclusion could be drawn that a flexure hinge can improve sewing performances of an industrial sewing machine.

high speed industrial sewing machine; feeding mechanism; rigid joint; flexure hinge; sewing performance

國家自然基金(51475364)；陜西省科技廳重點項目(2013KTZB01-01-0204)

2016-05-24 修改稿收到日期： 2016-07-21

李鵬飛 男，博士，教授，1968年生

E-mail：lipengfeinew@163.com

O383

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.20.021