Синтез механизма привода ремиз Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Обработка металлов (технология • оборудование • инструменты). 2024 Том 26 № 1 с. 80-98

ISSN: 1994-6309 (print) / 2541-819X (online)

DOI: 10.17212/1994-6309-2024-26.1-80-98

НГТУ

нэти

Обработка металлов

(технология • оборудование • инструменты)

Сайт журнала: http://joumals.nstu.ru/obrabotka_metaHov

Синтез механизма привода ремиз

1,2, а, , Вадим Скиба 1Ь, Татьяна Мартынова 1 с, Дмитрий Лобанов 3 а,

Никита Мартюшев 4 e, Семён Папко 1Егор Рожнов 1 s, Иван Юлусов1 h

Юрий Подгорный

1

2

3

4

Новосибирский государственный технический университет, пр. К. Маркса, 20, г. Новосибирск, 630073, Россия

Новосибирский технологический институт (филиал) Российского государственного университета им. А.Н. Косыгина (Технологии. Дизайн.

Искусство), Красный пр., 35 (ул. Потанинская, 5), г. Новосибирск, 630099, Россия

Чувашский государственный университет им. И.Н. Ульянова, Московский пр-т, 15, г. Чебоксары, Чувашская Республика, 428015, Россия

Национальный исследовательский Томский политехнический университет, пр. Ленина, 30, г. Томск, 634050, Россия

а © https://orcid.org/0000-0002-1664-5351, € [email protected]; Ь С https://orcid.org/0000-0002-8242-2295, D [email protected];

с https://orcid.org/0000-0002-5811-5519, [email protected]; d © https://orcid.org/0000-0002-4273-5107, © [email protected];

e https://orcid.org/0000-0003-0620-9561, [email protected];f © https://orcid.org/0009-0004-4512-5963, © [email protected];

S © https://orcid.org/0009-0003-6779-0553, © [email protected]; h © https://orcid.org/0009-0006-7566-6722, © [email protected]

ИНФОРМАЦИЯ О СТАТЬЕ АННОТАЦИЯ

УДК 621.8, 519.6:539.3

История статьи:

Поступила: 12 декабря 2023

Рецензирование: 08 января 2024

Принята к печати: 17 февраля 2024

Доступно онлайн: 15 марта 2024

Ключевые слова:

Ткацкий станок

Механизм ремизного движения

Нити основы

Кинематическая цепь

Структурный синтез механизма

Группы Ассура

Кинематическая схема

Кулачковый механизм

Радиус кулачка

Ролик

Скорости

Ускорения

Перемещения

Оси

Финансирование

Работа выполнена при финансовой под-

держке в рамках Тематического плана

НИР НГТУ по проекту ТП-ПТМ-1_24.

Благодарности

Исследования выполнены на оборудо-

вании ЦКП «Структура, механические

и физические свойства материалов»

(соглашение с Минобрнауки № 13.

ЦКП.21.0034).

Введение. На отечественных предприятиях в различных отраслях промышленности насчитывается множество

наименований технологического оборудования, в том числе и машины (станки) ткацкого производства. Современ-

ные технологические машины обладают рядом особенностей, среди которых прежде всего следует отметить тесную

зависимость между техническим состоянием, с одной стороны, и производительностью и качеством выпускаемой

продукции - с другой. Ткацкие станки широко распространены в текстильной промышленности России и других

стран. Для выработки хлопчатобумажных, шелковых, шерстяных, льняных, технических и других видов тканей

разработаны соответствующие станки: челночные, бесчелночные, пневматические или гидравлические. Механизм,

предназначенный для подъема ремиз, является одним из наиболее ответственных узлов станка, от работы которого

зависит раппорт переплетения и качество выработанной на станке ткани. Цель работы: уменьшение габаритов

ткацкого станка за счет изменения конструктивных параметров ремизоподъемного механизма. Методика иссле-

дований основывается на методах ТММ. Они позволили разработать методику синтеза механизма привода ремиз

и спроектировать устройство, обеспечивающее уменьшение его габаритов. Представлен алгоритм синтеза и анали-

за структурных групп Ассура, позволивший определить кинематические характеристики механизма. Результаты

и обсуждения. В соответствии с предложенной методикой было проведено изменение конструкции механизма за

счет удаления из зоны работы рычажного механизма фиксирующего устройства. Это позволило уменьшить межосе-

вые расстояния и изменить кинематическую схему. В связи с новым положением неподвижных осей претерпели из-

менения и некоторые рычаги, соединительная тяга, а также угол двуплечего рычага. Синтез механизма предлагается

начать с последней группы Ассура, задав ей конкретное значение для перемещения точки G, равное 75 мм (пере-

мещение для четвертой ремизки). В качестве ограничения было принято равенство дуг (хорд) E E = F'F. Присвоив

эти значения входному элементу для группы Ассура второго класса первого вида и имея в виду принятые условия,

были получены перемещения для точки D. Таким образом получили значение угла качания вала с роликами, равное

b = 22,46°, что составляет по хорде 27,44 мм. Применяя принцип интерполирования, нашли исходное значение

перемещения, равное 28 мм. Поскольку устройство проектируется для рисунка переплетения тканей на 10 ремиз,

то в конструкции был предусмотрен переменный параметр, позволяющий производить изменение перемещений

ремиз в зависимости от их расположения по глубине станка. Такая роль была отведена рычагу BO3D. Определив

максимальные и минимальные значения перемещения центра ролика, приступили к синтезу кулачковой пары. Всего

было рассмотрено пять типов законов движения: прямая линия, гармонический, двойной гармонический, степенной

и циклоидальный. В качестве закона движения центра ролика был выбран циклоидальный закон перемещения как

наиболее полно отвечающий заданным условиям. Построен профиль кулачка и проведены кинематические иссле-

дования для групп Ассура, подтверждающие правильность проведенного синтеза.

Для цитирования: Синтез механизма привода ремиз / Ю.И. Подгорный, В.Ю. Скиба, Т.Г. Мартынова, Д.В. Лобанов, Н.В. Мартюшев,

С.С. Папко, Е.Е. Рожнов, И.С. Юлусов // Обработка металлов (технология, оборудование, инструменты). - 2023. - Т. 26, № 1. -

С. 80-98. - DOI: 10.17212/1994-6309-2024-26.1-80-98.

* Адрес для переписки

Подгорный Юрий Ильич, д.т.н., профессор

Новосибирский государственный технический университет,

пр. К. Маркса, 20,

630073, г. Новосибирск, Россия

Тел.: 8 (383) 346-17-79, e-mail: [email protected]

Введение

На отечественных предприятиях в различ-

ных отраслях промышленности насчитывает-

ся множество наименований технологического

оборудования, том числе и машины ткацкого

производства. Современные технологические

машины обладают рядом особенностей, среди

которых прежде всего следует отметить тесную

зависимость между техническим состоянием,

с одной стороны, и производительностью и ка-

чеством выпускаемой продукции - с другой.

Существенной особенностью технологического

оборудования является также высокая кинема-

тическая сложность движения основных меха-

низмов машин и динамическая напряженность

режимов их работы [1-5]. Совершенствование

существующего и создание нового высокопроиз-

водительного оборудования для ткацкого произ-

водства - одна из основных тенденцией развития

современного машиностроения. Возрастание

динамической напряженности при увеличении

рабочих скоростей предъявляет повышенные

требования к проектированию отдельных эле-

ментов и узлов, в том числе и приводов, обеспе-

чивающих прерывистые движения рабочих ор-

ганов машины [1, 6-9].

В настоящее время производство массового

ассортимента тканей для нужд народного по-

требления, включая и плотные ткани, осущест-

вляется в основном на бесчелночных ткацких

станках (СТБ) [2-18]. Станки СТБ обладают

следующими преимуществами: небольшими

габаритами, высокой производительностью

и автоматизацией процесса производства тка-

ни. На них вырабатываются хлопчатобумажные,

шелковые, шерстяные, льняные, технические и

другие виды тканей [3, 4, 9, 19]. Одно из важ-

ных требований к этим машинам заключается

в том, что их ведомые рабочие звенья должны

совершать движения, точно соответствующие

определенному закону. При использовании

простейших соединений деталей - например,

с помощью рычагов - это требование в ряде

случаев оказывается невыполнимым. Поэтому

в механизмах ткацких станков СТБ применяют

кулачки - звенья с различными контурными по-

верхностями, полученными с использованием

математических зависимостей. По сравнению

с другими передаточными механизмами они

обладают рядом преимуществ. Кулачку можно

придать любые очертания, и благодаря этому лег-

ко приспособить его к кинематическим и динами-

ческим требованиям разработчика. Конструиро-

вание кулачка несложно, и он дает возможность

весьма точно осуществить требуемое движение

ведомого звена [1, 4, 10, 12, 19-25]. Однако при

формировании тканей на таких станках можно

столкнуться с рядом проблем - например, уси-

лением вибраций и ускоренным износом меха-

низмов. Действие указанных факторов приводит

к снижению производительности и качества вы-

рабатываемой ткани. В связи с этим при проек-

тировании механизмов станка следует учиты-

вать и динамические характеристики, которые

в первую очередь зависят от плавности и непре-

рывности графиков кинематических характери-

стик ведомых звеньев [10-12, 19-43].

Практика эксплуатации станков СТБ в про-

мышленности указывает на то, что без суще-

ственного изменения отдельных элементов

конструкции повысить производительность не

представляется возможным. В первую очередь

необходимо модернизировать механизмы, ко-

торые непосредственно принимают участие

в формировании тканей. К ним относится и меха-

низм, предназначенный для перемещения нитей

основы, - ремизоподъемный механизм. Процесс

образования ткани на станках СТБ аналогичен

образованию на челночных станках: раскрытие

зева, прокладывание уточной нити, закрытие

зева, прибой уточной нити к опушке ткани, да-

лее цикл повторяется [40]. В процессе перепле-

тения нити основы огибают нити утка и перехо-

дят с одной стороны ткани на другую. Каждому

основному перекрытию на одной стороне ткани

соответствует уточное перекрытие на другой.

Рисунок образуется различными чередованиями

переплетений. Эту функцию выполняет ремизо-

подъемный механизм [40, 43].

Следует иметь в виду, что на фабриках Рос-

сийской Федерации насчитывается значитель-

ное количество бесчелночных ткацких станков

типа СТБ. Даже незначительное уменьшение

габаритов одного станка позволит разместить на

фабрике большее количество этого оборудова-

ния и внести значительный вклад в повышение

производительности с единицы производствен-

ной площади. Следовательно, снижение габа-

ритов станка СТБ за счет уменьшения размеров

ремизоподъемного механизма является задачей

актуальной и практически значимой.

Цель работы: уменьшение габаритов ткац-

кого станка за счет изменения конструктивных

параметров ремизоподъемного механизма.

Для достижения цели были поставлены сле-

дующие задачи.

- проанализировать возможность изменения

размеров кинематической схемы механизма;

- разработать методику синтеза для рычаж-

ного механизма;

- выбрать необходимые параметры для син-

теза кулачковой пары и провести синтез;

- представить методику кинематического

анализа и получить критерии для оценки объек-

тивности предложенного решения.

Методика исследований

Рассмотрим конструктивную схему механиз-

ма ремизного движения, приведенную на рис. 1.

Она включает в себя приводные кулачки 7, вал

с роликами 6, соединительное звено 10, экс-

центриковый механизм 11, двуплечий рычаг 1

и горизонтальную тягу 9. Как видно из схемы,

внутри рычажной системы расположен эксцен-

триковый механизм 11. Назначение этого меха-

низма заключается в том, чтобы при установке

набора кулачков и ремизных рам вывести си-

стему рычагов и тяг в определенное положение,

которое способствует их выставочным параме-

трам [44].

Предлагается эксцентриковый механизм 11

вынести из зоны рычажной системы на боковую

сторону корпуса. В этом случае появится воз-

можность изменить положения неподвижных

осей и сократить расстояния между осями дву-

плечих рычагов и вала для роликов. В связи с

изменением этих положений изменятся размеры

рычагов и тяг, что потребует нового синтеза ры-

чажной системы.

Уменьшение габаритов механизма обуслов-

лено выносом механизма фиксации положения

ремиз (эксцентриковый механизм) из зоны рас-

положения рычажной системы. За счет этого

приема появилась возможность уменьшить рас-

стояние между осями O2 и O3. В связи с измене-

нием названных параметров возникла необходи-

мость в синтезе присоединяемых структурных

групп. Некоторые из элементов, такие как дву-

Рис. 1. Конструктивная схема ремизного движения:

1 - двуплечий рычаг; 2 - ступица; 3 - корпус; 4 - ось; 5 - верхнее плечо; 6 - роликовый

рычаг; 7 - эксцентриковый привод; 8 - нижнее плечо; 9 - горизонтальная тяга; 10 - соеди-

нительное звено; 11 - эксцентриковый механизм

Fig. 1. The design scheme of the heddle motion consists of several components, including

a two-arm lever (1), a hub (2), a body (3), a shaft (4), a top arm (5), a roller lever (6),

eccentric drive (7), a bottom arm (8), a horizontal rod (9), a connecting rod (10), and

eccentric mechanism (11)

' ee ' л

И = arctan , (1)

2O4 E

плечий рычаг FO4E и ползун G, представляю-

щий собой ремизки, своих геометрических пара-

метров менять не будут. Прежде всего проведем

разметку неподвижных осей кинематической

схемы механизма (рис. 2). Ось O2 приняли на

расстоянии 151 мм от начала координат, ось O3

- на расстоянии 311 мм от оси O1, размер рычага

O2B приняли равным 192,5 мм. В связи с новым

положением осей должны быть изменены рыча-

ги O2B, O3C, O3D и тяга BC, значения которых

должны получиться в результате синтеза. Кроме

этого, уменьшим угол двуплечего рычага AO2B

на 35°, чтобы при отклонении он не занимал

много пространства.

Методика синтеза рычажного механизма

предполагает проводить его с последнего звена,

ход которого обеспечивается величиной подъ-

ема ремиз. Например, для четвертой ремизки

ход должен составлять 75 мм [1, 19]. В качестве

основного критерия синтеза выбрали симме-

трию хода ремиз относительно горизонтальной

оси. Так, для четвертой ремизки он составил

37,5 мм. Согласно технической документации

рычаг имеет размер O4E = 138,5 мм. Тогда для

четвертой ремизки получим значения угла ц1

(рис. 2):

где EE'= 75 мм.

Значение угла составило ц1 = 15,15°.

Дальнейший синтез рычажного механизма

проводим исходя из предположения, что угол по-

ворота рычага O3DD' равен углу O4EE', при этом

жесткий угол для рычага CO3D принят равным

155°. В таком случае угол £ определится следую-

щим образом (рис. 2):

% = 180° - ( — (и + 90°) . (2)

Значение угла £ = 130,15°.

Для определения угла £1 необходимо рассмо-

треть треугольник O2CO3. Прежде всего из косоу -

гольного треугольника определим сторону O2C1:

O2C1 =

= \jO2O2 + O3C,2 — 2O2O3 • O3C' cos %. (3)

Получили O2C1 = 270,849 мм. Тогда угол £1

определится из выражения

%1 = 180° — ( — (90° — И)). (4)

Его значение составило £1 = 99,85°.

Рис. 2. Кинематическая схема механизма привода ремиз

Fig. 2. Kinematic scheme of the heddle drive mechanism

Из косоугольного треугольника O2CO3 опре-

делим сторону O2C'\

O2C' -

- \°2C3 + O3C 2 - 2O2O3 ' O3C' cos Z1 • (5)

Величина стороны 02C = 228,832 мм.

Аналогично из косоугольных треуголь-

ников O2C0O3 и O2B0C0 найдена длина тяги

ВС = 225 мм.

Для определения углов Vj и v2 можно за-

писать

(

V2 - arcsm

sin Z

O3C л

OC' j

значение этого угла составило v2 = 23,008°

(

Vi - arcsin

sin Zi

O3C ^

O2C j

(6)

(7)

значение угла vj = 36,607°.

Углы и ю2 определятся из треугольников

O2B'C' и OBC:

(

о>1 - arccos

O2B'2 + O2C'2 - CB

2 ^

2O2B' • O2C'

тогда угол получился равным = 55,014

(8)

2OB • OnC

V 22 j

тогда ю2 = 63,874°.

Угол качания вала роликов определится сле-

дующим образом:

Р - ^2 + Vi - (®i + V2), (10)

он получил значение в = 22,46°. При этом ход

центра ролика составил 27,44 мм.

Величина соединительного звена DE опреде-

лилась размером положения одноименных точек

DE и составила для четвертой ремизки 1133 мм.

На основании данных технической докумен-

тации завода-изготовителя ткацких станков (за-

вод «Сибтекстильмаш») минимальный и мак-

симальный радиус-векторы кулачка составили

r . = 124,5 мм и r = 152,5 мм, в этом случае

ход центра ролика по хорде будет равен 28 мм.

Для того чтобы оставить эти параметры без из-

менения, поменяли размеры рычага О3С и, ин-

терполируя полученные значения, нашли необ-

ходимый размер для рычага, равный 142,5 мм,

который обеспечил необходимый ход центра

ролика (28 мм). Основные размеры рычажной

системы, полученные в результате синтеза, све-

дены в таблицу.

Размеры звеньев

Link dimensions

Размеры звеньев, мм

АОг ВО2 ВС СО 3 D°3 DE ЕО4

70 192,5 225 142,5 138,5 1133 138,5

Поскольку ремизоподъемный механизм дол-

жен предусматривать рисунок переплетения

исходя из 10 ремиз, то необходимо предусмо-

треть возможность определения хода для любой

ремизки [10]. Для этой цели рассмотрим схе-

му, представленную на рис. 3, где введены сле-

дующие обозначения: к - высота зева; t - шаг

между ремизками; Лк. - приращения хода ремиз;

ар - половина угла зева. Она представляет собой

только одну часть зева. В этом случае величина

раскрытия для полного зева (ход ремиз) может

быть определена по формуле

Hn - [(h + (n - 1) • t • tan (ap )] • 2 . (11)

Для реализации зависимости (11) необходи-

мо, чтобы и размеры рычага DO3 соответствова-

ли заданному перемещению ремиз.

Рассмотрим кинематическую схему, приве-

денную на рис. 2. Угол Pj для плеча DO3 остав-

ляем неизменным, а хорда D0D будет принимать

значение, равное половине хода ремизки. В этом

случае с учетом выражения (11) получим

Ln - ^ tan(P1), (12)

где Ln - размер рычага; Hn - полный ход соот-

ветствующей своему номеру ремизки; Pj - угол,

определяющий положение рычага относительно

вертикальной оси.

Рис. 3. Фрагмент половины раскрытого зева

на ткацком станке

Fig. 3. A fragment of a half-open shed of a loom

После определения необходимых размеров

рычажной системы можно приступить к синтезу

кулачкового механизма. Синтез механизма сле-

дует начать с определения основных параметров

и закона движения центра ролика [10-12, 24-39,

45, 46]. Поскольку нам была представлена толь-

ко таблица значений радиус-векторов, а закон

перемещения центра ролика неизвестен, то не-

обходимо было его определить. Было рассмотре-

но пять законов: степенной, прямая линия, про-

стой гармонический, двойной гармонический и

циклоидальный. Нет необходимости более под-

робно останавливаться на этом, так как это хоро-

шо изложено в [10-12, 19, 24-28, 35-38, 45, 46].

Наиболее приемлемым для рассматриваемого

случая оказался закон движения центра ролика

по циклоиде.

Для синтеза кулачкового механизма исполь-

зовали следующие расчетные данные: мини-

мальный радиус кулачка rmin = 124,5 мм, макси-

мальный радиус кулачка rmax = 152,5 мм; радиус

ролика R = 75 мм; фазовые углы: подъем ремиз

Ф1 = 70°, выстой в верхнем положении ф2 = 110°,

опускание ремиз ф3 = 70°, выстой в нижнем

положении ф4 = 110°; межосевое расстояние

O1O2 = 151 мм.

Для расчетов приняты коэффициенты для ци-

клоиды [10-12, 19, 24-28, 35-38, 45, 46]:

1 г* 2тс ^ ^ 2п

'Ч = ^тах ~~2 ’ КЪ ~ ^тах ~~у •

Ф1 Ф3

Расчет аналогов ускорений производили по

формуле

«(ф)

k1 sin

0,

k3 sin

0,

' 2л^

Ф —

v Ф1J

г 2л^

Ф— :

v Ф3 J

if 0 <ф<Ф1

if Ф1 < ф < Ф2 + Ф1

if Ф1 + Ф2 < Ф < Ф1 + Ф2 + Фз

if ф1 + Ф2 + Фз < 360°

(13)

Для определения скорости центра ролика

проинтегрировали ускорения от 0° до 360° обо-

рота кулачка:

ф

V(ф) = j «(ф) d(ф) . (14)

0

Для определения перемещений центра роли-

ка проинтегрировали скорости от 0° до 360° обо-

рота кулачка:

Ф

S(ф) = j V(ф) d(ф) . (15)

0

Графики кинематических характеристик для

центра ролика кулачкового механизма представ-

лены на рис. 4.

Для обеспечения отрицания заклинивания

и прочности кулачковой пары механизма необхо-

димо знать численные значения углов давления,

которые в нашем случае не должны превышать

45°. Для этой цели была разработана программа

и определены значения углов давления. В свя-

зи с громоздкостью процедуры их определения

в работе не представлены. Во всем диапазоне

проведенных исследований они не превысили

допустимых значений. Для подтверждения пра-

вильности выбранного размера ролика сравни-

вали его величину с действительным радиусом

кривизны, определяемым по формуле

Pi =

у2 +(У2 )2 j 2

yi + 2 (yi )2 - yiy

3

(16)

где Pi, yi, yi, yi - радиус-вектор центрового

профиля кулачка и производные в i-й точке.

Для определения радиусов кривизны кулачка

была разработана программа для математиче-

ского пакета. Результаты расчетов представлены

на рис. 5.

Рис. 4. Графики аналогов кинематических характеристик для центра ролика:

а - ускорения; б - скорости; в - перемещения

Fig. 4. Graphs of kinematic characteristics' analogs for the center of the roller:

a - acceleration; б - speed; в - motion

Рис. 5. Углы давления

для кулачкового механизма

Fig. 5. Pressure angles for cam

mechanism

Условия хорошо согласуются с выражением

r ^ 0,7Pmin; r ^ 0,4r0 , (17)

где Pmin - минимальный радиус кривизны цен-

трового профиля кулачка.

Результаты анализа полученных данных сви-

детельствуют о правильном выборе радиуса ро-

лика для кулачкового механизма.

Далее определили профиль кулачка (радиус-

векторы кулачка r(i)), используя уравнение (15).

Расчет был проведен в математическом пакете,

матрица значений радиус-векторов и форма про-

филя кулачка приведена на рис. 6.

Для подтверждения правильности выбран-

ных размеров звеньев необходимо провести

кинематический анализ для отдельных групп

i:=0deg..5deg..360deg

0deg 152.5

10deg 152.268

20deg 149.728

30deg 143.352

40deg 135.049

50deg 128.351

60deg 125.055

70deg 124.5

80deg 124.5

90deg 124.5

100deg 124.5

110deg 124.5

120deg 124.5

130deg 124.5

140deg 124.5

150deg 124.5

160deg 124.5

170deg 124.5

180deg 124.5

190deg 125.055

200deg 128.351

210deg 135.049

220deg 143.352

230deg 149.728

240deg 152.268

250deg 152.5

260deg 152.5

270deg 152.5

280deg 152.5

290deg 152.5

300deg 152.5

310deg 152.5

320deg 152.5

330deg 152.5

340deg 152.5

350deg 152.5

r:=csort(r, 0)

<0> <1>

x:=r y:=r

c:=cspline(x, y)

r(i):=interp(c, x, y, i)

а б

Рис. 6. Матрица значений радиус-векторов и форма профиля кулачка:

а - радиус-векторы кулачка; б - форма профиля кулачка

Fig. 6. The matrix of values of radius vectors and the shape of the cam profile:

a - radius vectors of the cam; б - shape of the cam profile

Ассура. При этом если графики для них будут

иметь плавные и непрерывные характеристики,

то будем считать, что синтез проведен верно.

Для кинематического анализа были использо-

ваны размеры звеньев, полученные в результате

синтеза рычажной системы (см. таблицу на с. 84).

Кинематический анализ начинали с механизма

первого класса первого вида, в качестве кото-

рого использовали переменный радиус-вектор,

представленный в таблице (рис. 6) [10-12, 19,

24-28, 35-38, 45, 46]. На рис. 7 показана схема

для определения координаты точки В. В этом

случае необходим радиус-вектор кулачка r(i),

а также длины звеньев AB, BO2, координаты O1

и O2 (см. таблицу) и жесткий угол 9.

Из треугольника AO1O2 находим угол а

(рис. 8) по теореме косинусов:

а = arccos

( 00 + AO2 - r(i)21

(18)

Рис. 7. Группа Ассура второго класса пер-

вого вида, присоединенная к механизму

первого класса и первого вида

Fig. 7. The second-class first-type Assur

group attached to the first-class first-type

mechanism

Угол 5 определится следующим образом:

5 = п - (а + 0).

(19)

ОБРАБОТКА МЕТАЛЛОВ

Рис. 8. Группа Ассура второго

класса первого вида

Fig. 8. The second-class first-

type Assur group

Координаты точки В находим как проекции

на оси Х и Y:

XB = °i°2 - BO2 cos (5); (20)

YB = BO2 sin(5). (21)

Определив координаты точки В, можно най-

ти результирующее значение в соответствии

с выражением

B = VXB2 + YB2 . (22)

Для группы Ассура второго класса первого

вида (рис. 8) должны быть заданы следующие

величины: координаты точки В и O3, длины зве-

ньев ВС, CO3, CD (см. таблицу на с. 84), а также

угол, определяющий положение вектора В.

Для нахождения координат точки D необхо-

димо определить угол f рычага DC и величину

отрезка BO3 из треугольника BO2O3 по теореме

косинусов:

fi = arctan

f

У

\

°1°3 - *

(23)

BO3 = ^BO2 + O2O32 - 2BO2 • O2O3 cos (f); (24)

f = arccos

' bo32 + c°32 - bc2"

2 • BO3CO3

f = n-( + f .

(25)

(26)

Координаты точек С и D находим как проек-

ции на оси OX и OY:

= °1°3 + C°3cos (f); (27)

YC = CO3 sin (f); (28)

ОБОРУДОВАНИЕ. ИНСТРУМЕНТЫ

XD = O1O3 - DO3 cos (f); (29)

YD = DO3 sin (f). (30)

Далее по теореме Пифагора нашли их резуль-

тирующие значения:

C = vXC2 + YC2 ; (31)

D = л1 XD2 + YD2 . (32)

Рассмотрим вторую группу Ассура, входя-

щую в общую схему механизма ремизного дви-

жения. Эта группа относится также ко второму

классу первого вида (рис. 9).

Рис. 9. Группа Ассура второго класса первого вида,

входящая в общую схему механизма ремизного дви-

жения

Fig. 9. The second-class first-type Assur group, which

is part of the general scheme of the heddle motion

mechanism

Для этой группы должны быть заданы следу-

ющие величины: координаты точек D и O4, длины

звеньев DE, GO4 и жесткий угол между EO4 и GO4.

Из треугольника DEO4 по теореме Пифагора

определяем гипотенузу DO4 по формуле

DO4 = ^(°1°4 - XD) + YD . (33)

Из треугольника DEO4 находим угол х по те-

ореме косинусов:

X = arccos

( D°4 + E°4 - DE

2DO4 • EO4

(34)

Угол у определится следующим образом:

у = arcsin

YD

DO

4;

Тогда угол х1 будет найден как

Xi = У + X-

(35)

Координаты точки Е находим как проекции

на оси ОХ и OY:

XE = O1O4 - EO4 cos (xi); (37)

YE = EO4 sin (x1). (38)

Величина перемещения Е определится как

E = VXE2 + YE2 . (39)

Угол положения рычага GO4E находим как

разность углов:

s = xi - Y. (40)

Координаты и длина вектора точки G опреде-

ляются как

XG = O1O4 - GO4 cos (s); (41)

YG = GO4 sin (s). (42)

Равнодействующая определится следующим

образом:

G = VXG2 + YG2 . (43)

Рассмотрим последнюю группу Ассура для

нашего механизма. Она относится ко второму

классу и второму виду (рис. 10). Для определе-

ния траектории движения точки F необходимо

знать длину звена GF и координату х направля-

ющей, по которой движется ползун F (в данном

случае она равна нулю). Длина проекции звена

GF на ось ОХ будет равна разности координат

точки G и направляющей для ползуна.

На основании рис. 10 величина Т определит-

ся как

T = XF - XG . (44)

Рис. 10. Группа Ассура второго

класса второго вида

Fig. 10. The second-class

second-type Assur group

Из треугольника GFT по теореме Пифагора

вычислим

YF = 1 GF2 - T2 . (45)

Тогда общее перемещение точки F опреде-

лится следующим образом:

(YF)0 = EG + YF . (46)

Результаты и их обсуждение

В результате проведенного анализа удалось

вынести механизм для фиксации ремиз на внеш-

нюю сторону коробки ремизного движения.

В результате этого уменьшили значения межосе-

вого расстояния О2О3 на 100 мм. Поскольку ход

ремизки является величиной известной, полу-

ченной в результате расчетов геометрии зева [1]

(точка G на рис. 2), то методика синтеза механиз-

ма [9, 29, 35, 36, 45-49] для перемещения ремиз

предполагает начинать его с последней группы

Ассура. В качестве известных параметров при-

нято перемещение для четвертой ремизки, рав-

ное 75 мм [1, 9, 10, 29, 35, 36, 45-49]. Условием

синтеза для данной группы является равенство

хорд E'E = F'F относительно горизонтальной

оси. Углы поворота этих рычагов также равны

и составляют р1 = 15,15°. Они были приведены

выше и определены формулой (1). Дальнейший

синтез проводили для четвертой группы Ассура

второго класса первого вида. Следует отметить,

что основным условием синтеза является при-

равнивание дуг (хорд) E'E = D'D, EE0 = DD0

и длин плеч O4E = O3D. Дальнейший синтез

механизма свелся к определению угла качания

рычага с роликами, который рассчитывается по

формуле (10). Угол качания этого рычага зави-

сит в том числе и от величины плеча 03D. Раз-

меры этого рычага были приняты в диапазоне от

138.5 мм и до 143,5 мм. Затем методом интерпо-

лирования значений угла р нашли необходимый

угол, который составил р = 22,926°, что в пере-

счете на хорду составило 28 мм, при этом раз-

мер плеча 03D рычага 03DC получили равным

143.5 мм. В заправке станка при выработке раз-

личного ассортимента тканей может быть пред-

усмотрено до десяти ремиз, а их перемещения

зависят от их расположения по глубине станка.

Поэтому в качестве переменных параметров был

выбран размер одного из рычагов, входящих

в кинематическую схему, который позволяет из-

менить ход ремиз. Эту роль для нашего случая

выполнил рычаг DO3. Используя аналитические

зависимости (11) и (12), можно рассчитать дли-

ну рычага DO3 и величину хода ремиз.

После синтеза рычажного механизма, по-

зволившего рассчитать величину перемещения

центра ролика, равную 28 мм, были определены

основные параметры для синтеза кулачкового

механизма. В результате синтеза был обосно-

ван закон движения центра ролика по циклоиде

и определены радиусы кривизны (рис. 5), по-

зволившие сделать вывод о том, что выбранный

размер радиуса ролика, равный 37,5 мм, соот-

ветствуют условию (17). Рассчитаны углы дав-

ления, значения которых свидетельствуют о том,

что во всем диапазоне поворота главного вала от

0° и до 360° они находятся в допустимых преде-

лах. Радиус-векторы кулачка приведены в виде

матрицы значений (рис. 6). Обработав сплайна-

ми табличные значения радиус-векторов, при-

ступили к кинематическому анализу механизма

для характерных точек групп Ассура, целью ко -

торого было подтверждение правильности про-

веденного синтеза - плавности и непрерывности

графиков кинематических параметров характер-

ных точек групп Ассура. Для последней группы

необходимо подтвердить и величину хода ремиз-

ки для точки G, так как именно ее значение было

принято в основу расчета и построения методи-

ки синтеза.

Так, для точки B кинематические характери-

стики представлены на рис. 12, а для точки C -

на рис. 11, для точки D - на рис. 13.

Анализ показал, что скорости и ускорения

для точек A, B, C, D, E, G и F имеют плавные

и непрерывные графики, что свидетельствует

о правильно проведенном синтезе рычажной си-

стемы для отдельных групп Ассура. Кинемати-

ческие характеристики для точек G и E в работе

не приводятся.

Перемещения для точки F показаны на

рис. 14.

Экономический эффект от внедрения предло-

женного решения определялся исходя из данных

работы [10], где съём продукции с 1 м2 произ-

водственной площади с поправкой на частоту

вращения главного вала, равную 300 мин-1, со-

ставляет 1,035 м2/час.

Заключение

Основной целью, которая была поставлена

в работе, является уменьшение габаритов ткац-

кого станка за счет изменения конструктив-

ных параметров ремизоподъемного механизма.

В результате выноса фиксирующего механизма

на внешнюю сторону коробки ремизного движе-

Рис. 11. Кинематические характеристики для точки В:

а - скорости; б - ускорения

Fig. 11. Kinematic characteristics for point B:

a - velocity; б -acceleration

Рис. 12. Кинематические характеристики для точки С:

а - скорости; б - ускорения

Fig. 12. Kinematic characteristics for point C:

a - velocity; б - acceleration

Рис. 13. Кинематические характеристики для точки D:

а - скорости; б - ускорения

Fig. 13. Kinematic characteristics for point D:

a - velocity; б - acceleration

ния уменьшили размер O2O3 на 100 мм. В этой

связи все размеры для элементов, входящих

в группы Ассура, подверглись изменению, за

исключением последней. Представленная ме-

тодика синтеза предполагает осуществлять

его в последовательности, обратной их при-

соединению. Синтез для рычажной системы

должен проводиться для четвертой ремизки,

для чего задается перемещение для точки G,

равное 75 мм. Прежде всего определяется угол

качания рычага CO3D, который приравнивает-

ся к углу качания другого рычага - EO4F. Затем

б

Рис. 14. Кинематические характеристики для точки F:

а - перемещения; б - скорости; в - ускорения

Fig. 14. Kinematic characteristics for point F:

a - motion; б - velocity; в - acceleration

а

в

определяется размер плеча CO3, который соста-

вил 143,5 мм. В результате получили ход центра

ролика, равный 28 мм. Поскольку величина хода

ремиз является разной по глубине станка, то

в качестве переменных параметров была выбра-

на величина рычага DO3. Используя аналитиче-

ские зависимости, представленные в работе [10],

расчеты переменных параметров рычага DO3 и

хода ремиз были проведены в математическом

пакете прикладных программ и представлены на

рис. 10.

В результате проведенного синтеза размер

соединительного звена BC получился равным

225 мм, звено O3D составило 138,5 мм, а угол

между плечами O3D и CO3 - 155°. Соедини-

тельная тяга DE приняла значение 1133 мм.

Объективность синтеза подтверждают резуль-

таты проведенных исследований для групп Ас-

сура. Кинематические характеристики для от-

дельных точек механизма представлены в виде

графиков и имеют плавные непрерывные функ-

ции, что свидетельствует о качестве проведен-

ного синтеза.

Список литературы

1. Основы проектирования машин ткацкого про-

изводства / А.В. Дицкий, Р.М. Малафеев, В.И. Терен-

тьев, А. А. Туваева. - М.: Машиностроение, 1983. -

320 с.

2. Выбор конструктивных параметров несущих

систем машин с учетом технологической нагруз-

ки / Ю.И. Подгорный, В.Ю. Скиба, А.В. Кириллов,

О. В. Максимчук, Д.В. Лобанов, В.Р. Глейм, А. К. Жи-

гулев, О.В. Саха // Обработка металлов (технология,

оборудование, инструменты). - 2015. - № 4 (69). -

С. 51-60. - DOI: 10.17212/1994-6309-2015-4-51-60.

3. Определение жесткостных характеристик

и энергии деформации несущих систем технологиче-

ских машин / Ю.И. Подгорный, В.Ю. Скиба, А.В. Ки-

риллов, О.В. Максимчук, Т.Г. Мартынова, Д.В. Лоба-

нов, И.С. Филатов, П.Ю. Скиба // Обработка металлов

(технология, оборудование, инструменты). - 2016. -

№ 4 (73). - С. 24-33. - DOI: 10.17212/1994-6309-

2016- 4-24-33.

4. Проектирование кулачкового механизма с уче-

том технологической нагрузки и энергетических за-

трат / Ю.И. Подгорный, В.Ю. Скиба, А.В. Кириллов,

О.В. Максимчук, П.Ю. Скиба // Обработка металлов

(технология, оборудование, инструменты). - 2017. -

№ 2 (75). - С. 17-27. - DOI: 10.17212/1994-6309-

2017- 2-17-27.

5. Особенности циклограммирования машины

с учетом взаимодействия звеньев механизмов с упо-

рами / Ю.И. Подгорный, О.В. Максимчук, А.В. Ки-

риллов, В.Ю. Скиба // Обработка металлов (техно-

логия, оборудование, инструменты). - 2018. - Т. 20,

№ 1. - С. 44-54. - DOI: 10.17212/1994-6309-2018-

20.1-44-54.

6. Лушников С.В., Белый М.А. Исследование воз-

можности уравновешивания сил на главном валу

ткацких станков СТБ с использованием кулачков-

разгружателей // Известия высших учебных заведе-

ний. Технология текстильной промышленности. -

2009. - № 2С. - С. 85-88.

7. Разработка методики оценки геометрической

точности профилей кулачков батанного механизма

станка СТБ / В. А. Гусев, В.В. Данилов, Д.М. Цвет-

ков, А.Б. Смирнов // Известия высших учебных заве-

дений. Технология текстильной промышленности. -

2007. - № 6С. - С. 92-97.

8. Терёхина А. О., Соловьёв А.Б. Модернизирован-

ный кулачковый привод батанного механизма ткац-

кого станка типа СТБ // Известия высших учебных

заведений. Технология текстильной промышленно-

сти. - 2004. - № 2. - C. 80-83.

9. Синтез закона движения механизма прибоя

уточных нитей станка СТБ с приводом от кулачков /

Ю.И. Подгорный, А.В. Кириллов, В.Ю. Иванцивский,

Д.В. Лобанов, О.В. Максимчук // Обработка металлов

(технология, оборудование, инструменты). - 2019. -

Т 21, № 4. - С. 47-58. - DOI: 10.17212/1994-6309-

2019-21.4-47-58.

10. Исследование и выбор параметров при проек-

тировании технологических машин / Ю.И. Подгорный,

В.Ю. Скиба, Т.Г. Мартынова, О.В. Максимчук. - Ново-

сибирск: Изд-во НГТУ, 2020. - 260 с. - (Монографии

НГТУ). - ISBN 978-5-7782-4177-0.

11. Вульфсон И.И. Динамика цикловых машин. -

СПб.: Политехника, 2013. - 425 с. - ISBN 978-5-

7325-1024-9.

12. Подгорный Ю.И., Мартынова Т.Г., Ски-

ба В.Ю. Синтез технологических машин. Расчет

и конструирование. - Новосибирск: Изд-во НГТУ,

2023. - 240 с. - (Монографии НГТУ). - ISBN 978-5-

7782-4912-7. - DOI: 10.17212/978-5-7782-4912-7.

13. Патент № 2120508 Российская Федерация.

Кулачковый зевообразовательный механизм бесчел-

ночного ткацкого станка: заявл. 16.12.1997: опубл.

20.10.1998 / Ерохин Е.Г., Васильева Н.М., Соке-

рин Е.Ф., Карева Т.Ю. - 4 с.

14. Патент № 2176692 Российская Федерация.

Устройство ремизного движения ткацкого станка: за-

явл. 17.06.1997: опубл. 10.12.2001, Бюл. № 15 / Рыба-

ков Е.А., Воробьев М.И., Шумов ГВ. - 7 с.

15. Мшвениерадзе А.П. Технология и оборудова-

ния ткацкого производства. - М.: Легкая и пищевая

промышленность, 1984. - 376 с.

16. Оников Э.А. Технология, оборудование и рен-

табельность ткацкого производства. - М.: Текстиль-

ная промышленность, 2003. - 320 с.

17. Грановский Т.С., Мшвениерадзе А.П. Строе-

ние и анализ тканей. - М.: Легпромбытиздат, 1988. -

93 с.

18. Толубеева Г. И. Основы проектирования одно-

слойных ремизных тканей. - Иваново: ИГТА, 2005. -

200 с.

19. Подгорный Ю.И. Методы исследования за-

правок, их синтез и разработка критериев оптималь-

ности условий эксплуатации ткацких станков при

формировании плотных тканей: дис. ... д-ра техн.

наук: 05.19.03; 05.02.13: защищена 20.05.1990: утв.

07.12.1990. - Кострома, 1990. - 541 с.

20. Flores P., Souto A.P., Marques F. The first fifty

years of the mechanism and machine theory: standing

back and looking forward // Mechanism and Machine

Theory. - 2018. - Vol. 125. - P. 8-20. - DOI: 10.1016/j.

mechmachtheory.2017.11.017.

21. Topology and dimension synchronous optimiza-

tion design of 5-DoF parallel robots for in-situ machin-

ing of large-scale steel components / K. Chen, M. Wang,

X. Huo, P. Wang, T. Sun // Mechanism and Machine The-

ory. - 2023. - Vol. 179. - P. 105105. - DOI: 10.1016/j.

mechmachtheory.2022.105105.

22. Eckhardt H.D. Kinematic design of machines

and mechanisms. - 1st еd. - New York: McGraw-Hill,

1998. - 620 p. - ISBN 0070189536. - ISBN 978-

0070189539.

23. Erdman A.G., Sandor G.N. Mechanism design:

analysis and synthesis. - 4th ed. - Upper Saddle River,

NJ: Pearson, 2001. - 688 p. - ISBN 0130408727. - ISBN

978-0130408723.

24. Hsieh J.-F. Design and analysis of indexing

cam mechanism with parallel axes // Mechanism and

Machine Theory. - 2014. - Vol. 81. - P. 155-165. -

DOI: 10.1016/j.mechmachtheory.2014.07.004.

25. Design of compliant mechanisms using continu-

um topology optimization: a review / B. Zhu, X. Zhang,

H. Zhang, J. Liang, H. Zang, H. Li, R. Wang // Mechanism

and Machine Theory. - 2012. - Vol. 143. - P. 103622. -

DOI: 10.1016/j.mechmachtheory.2019.103622.

26. Faxin L., Xianzhang F. The design of

parallel combination for cam mechanism // Procedia

Environmental Sciences. - 2011. - Vol. 10, pt. B. -

P. 1343-1349. - DOI: 10.1016/j.proenv.2011.09.215.

27. Sateesh N., Rao C.S.P., Janardhan Reddy T.A.

Optimisation of cam-follower motion using B-splines //

International Journal of Computer Integrated

Manufacturing. - 2009. - Vol. 22 (6). - P. 515-523. -

DOI: 10.1080/09511920802546814.

28. Rothbart H.A. Cam design handbook. - New

York: McGraw-Hill Professional, 2003. - 606 p. - ISBN

0071377573. - ISBN 978-0875841830.

29. Myszka D.H. Machines & mechanisms: applied

kinematic analysis. - 4th ed. - Upper Saddle River, NJ:

Pearson, 2012. - 376 p. - ISBN 0132157802. - ISBN

978-0132157803.

30. Dresig H., Vul’fson 1.1. Dynamik der mecha-

nismen. - Wien; New York: Springer, 1989. - 328 p. -

ISBN 978-3-7091-9036-4. - DOI: 10.1007/978-3-7091-

9035-7.

31. Фролов К.В. Теория механизмов и машин. -

М.: Высшая школа, 1987. - 496 с.

32. S&A - Expert system for planar mechanisms de-

sign / H. Varbanov, T. Yankova, K. Kulev, S. Lilov // Ex-

pert Systems with Applications. - 2006. - Vol. 31 (3). -

P. 558-569. - DOI: 10.1016/j.eswa.2005.09.081.

33. Fomin A., Paramonov M. Synthesis of the four-

bar double-constraint mechanisms by the application

of the Grubler’s method // Procedia Engineering. -

2016. - Vol. 150. - P. 871-877. - DOI: 10.1016/j.pro-

eng.2016.07.034.

34. To the theory of mechanisms subfamilies /

A. Fomin, L. Dvornikov, M. Paramonov, A. Jahr // IOP

Conference Series: Materials Science and Engineer-

ing. - 2016. - Vol. 124. - P. 012055. - DOI: 10.1088/1757-

899X/124/1/012055.

35. Vulfson I. Dynamics of cyclic machines. - Cham:

Springer International, 2015. - 390 p. - ISBN 978-3-

319-12633-3. - DOI: 10.1007/978-3-319-12634-0.

36. Ondrasek J. The synthesis of a hook drive cam

mechanism // Procedia Engineering. - 2014. - Vol. 92. -

P. 320-329. - DOI: 10.1016/j.proeng.2014.12.129.

37. Mott R.L. Machine elements in mechanical de-

sign. - 5th ed. - Upper Saddle River, NJ: Pearson, 2013. -

816 p. - ISBN 0135077931. - ISBN 978-0135077931.

38. Design and analysis of high-speed cam mecha-

nism using Fourier series / C. Zhoua, B. Hua, S. Chenb,

L. Mac // Mechanism and Machine Theory. - 2016. -

Vol. 104. - P. 118-129. - DOI: 10.1016/j.mechmachthe-

ory.2016.05.009.

39. Артоболевский И.И. Теория механизмов и ма-

шин: учебник для втузов. - 4-е изд., перераб. и доп. -

M. : Наука, 1988. - 640 с. - ISBN 5-02-013810-X.

40. Левитский Н.И. Теория механизмов и машин:

учебное пособие для вузов. - 2-е изд., перераб. и доп. -

М.: Наука, 1990. - 592 с. - ISBN 5-02-014188-7.

41. Талавашек О., Сватый В. Бесчелночные ткац-

кие станки. - М.: Легпромбытиздат, 1985. - 355 с.

42. Башметов В.С., Башметов А.В. Прокладыва-

ние уточных нитей на ткацких станках. - Витебск:

ВГТУ, 2012. - 98 с.

43. Тир К. В. Комплексный расчет кулачковых ме-

ханизмов. - М.: Машгив, 1958. - 380 с.

44. Кузовкин К. С. Опыт работы на станках СТБ. -

M. : Машиностроение, 1968. - 238 с.

45. Kinematic analysis of crank-cam mechanism

of process equipment / Yu.I. Podgornyj, V.Yu. Skeeba,

T.G. Martynova, N.S. Pechorkina, P.Yu. Skeeba // IOP

Conference Series: Materials Science and Engineering. -

2018. - Vol. 327. - P. 042080. - DOI: 10.1088/1757-

899X/327/4/042080.

46. Kinematic accuracy analysis for cam mechanism

considering dynamic behavior and form deviations /

J. Yang, C. Wu, N. Shao, F. Liu, Y. Cao, Y. Cao,

N. Anwer // Precision Engineering. - 2024. - Vol. 88. -

P. 109-116. - DOI: 10.1016/j.precisioneng.2024.

01.023.

47. Motion laws synthesis for cam mechanisms

with multiple follower displacement / Yu.I. Pod-

gornyj, V.Yu. Skeeba, A.V. Kirillov, T.G. Martynova,

P.Yu. Skeeba // IOP Conference Series: Materials Sci-

ence and Engineering. - 2018. - Vol. 327. - P. 042079. -

DOI: 10.1088/1757-899X/327/4/042079.

48. Неклютин Д.А. Оптимальное проектирова-

ние кулачковых механизмов на ЭВМ. - М.: Алмата,

1977. - 215 с.

49. Тартаковский И.И. Некоторые задачи синте-

за оптимальных законов движения // Машинострое-

ние. - 1971.- № 2. - С. 39-43.

Конфликт интересов

Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов.

© 2024 Авторы. Издательство Новосибирского государственного технического университета. Эта статья доступна

по лицензии Creative Commons «Attribution» («Атрибуция») 4.0 Всемирная (https://creativecommons.org/licenses/by/4.0).

Obrabotka metallov (tekhnologiya, oborudovanie, instrumenty) = Metal Working and Material Science. 2024 vol. 26 no. 1 pp. 80-98

ISSN: 1994-6309 (print) / 2541-819X (online)

DOI: 10.17212/1994-6309-2024-26.1-80-98

NSTU

NETI

Obrabotka metallov -

Metal Working and Material Science

Journal homepage: http://joumals.nstu.ru/obrabotka_metaNov

Synthesis of the heddle drive mechanism

Yuriy Podgornyj12’а ,

Nikita Martyushev

Vadim Skeeba 1 b, Tatyana Martynova 1 c, Dmitry Lobanov

4’f, Semyon Papko 1 Egor Rozhnov 1 g, Ivan Yulusov 1 h

3, e

Novosibirsk State Technical University, 20 Prospekt K. Marksa, Novosibirsk, 630073, Russian Federation

2

Novosibirsk Technological Institute (branch) A.N. Kosygin Russian State University (Technologies, Design, Art) 35 Krasny prospekt (5 Potaninskayast.),

Novosibirsk, 630099, Russian Federation

3

I. N. Ulianov Chuvash State University, 15 Moskovsky Prospekt, Cheboksary, 428015, Russian Federation

4

National Research Tomsk Polytechnic University, 30 Lenin Avenue, Tomsk, 634050, Russian Federation

a © https://orcid.org/0000-0002-1664-5351, C [email protected]; b C https://orcid.org/0000-0002-8242-2295, D [email protected];

c https://orcid.org/0000-0002-5811-5519, [email protected]; d © https://orcid.org/0000-0002-4273-5107, © [email protected];

e https://orcid.org/0000-0003-0620-9561, [email protected];f © https://orcid.org/0009-0004-4512-5963, © [email protected];

g © https://orcid.org/0009-0003-6779-0553, © [email protected]; h © https://orcid.org/0009-0006-7566-6722, © [email protected]

ARTICLE INFO

ABSTRACT

Article history.

Received: 12 December 2023

Revised: 08 January 2024

Accepted: 17 February 2024

Available online: 15 March 2024

Keywords:

Loom

Heddle motion mechanism

Warp threads

Kinematic chain

Structural synthesis of mechanism

Assur groups

Kinematic scheme

Cam mechanism

Cam radius

Roller

Speeds

Accelerations

Motions

Axes

Funding

This study was supported by a NSTU grant

(project No. TP-PTM-1_24).

Acknowledgements

Research were conducted at core facility

“Structure, mechanical and physical proper-

ties of materials”.

Introduction. Domestic enterprises in various industries use a variety of process equipment, including weaving

machines. Modern weaving machines have several unique features, including a close relationship between technical

condition, productivity, and product quality. Weaving machines are widely used in the textile industry in Russia and

other countries. To produce cotton, silk, wool, linen, and other types of fabrics, appropriate machines are designed,

including shuttle, shuttleless, pneumatic, and hydraulic machines. One of the most crucial parts of the machine is the

heddle lifting mechanism, which determines the weave pattern and the quality of the fabric produced. The purpose

of the work is to reduce the dimensions of the loom by changing the design parameters of the heddle lifting mecha-

nism. The research methods are based on the theory of machines and mechanisms. They enable the development

of a method for synthesizing the heddle lifting mechanism and designing a device with reduced dimensions. The

paper presents the synthesis and analysis of the Assur group algorithm, which can determine the kinematic charac-

teristics of the mechanism. Results and discussion. Following the proposed methodology, the mechanism design

was modified by removing the fixing device from the lever mechanism operating area. This allowed for a reduction

in interaxial distances and a change in the kinematic scheme. As a result of the new position of the fixed axes, some

levers, the connecting rod, and the angle of the double-arm lever were also altered. The synthesis of the mechanism

is proposed to begin with the last Assur group, setting it a specific value for the G-point motion equal to 75 mm. (mo-

tion of the fourth heddle shaft). As a limitation, the equality of arcs (chords) E'E = F'F was accepted. By assigning

these values to the input element for the second-class first-type Assur group and bearing in mind the accepted condi-

tions, the motions for point D were obtained. Thus, the value of the swing angle p of the roller shaft equal to 22.46°

was obtained, which is 27.44 mm along the chord. Applying the interpolation principle, we found the initial motion

value of 28 mm. Since the loom is planned to produce interlacing fabric patterns using 10 heddles, the design pro-

vides for a variable parameter that allows changing the motion of the heddles depending on their location in the depth

of the machine. This role was assigned to the lever BOp. A cam pair synthesis was performed after determining the

maximum and minimum values of the center of the roller motion. In total, 5 types of laws of motion were considered:

straight-line, harmonic, double harmonic, power-law, cycloidal ones. For the center of the roller, the cycloidal law of

motion was selected since it better corresponds to the specified conditions. The synthesis's accuracy was confirmed

by the constructed cam profile and conducted kinematic studies for the Assur groups.

For citation: Podgornyj Y.I., Skeeba V.Y., Martynova T.G., Lobanov D.V., Martyushev N.V, Papko S.S., Rozhnov E.E., Yulusov I.S. Synthesis

of the heddle drive mechanism. Obrabotka metallov (tekhnologiya, oborudovanie, instrumenty) = Metal Working and Material Science, 2024,

vol. 26, no. 1, pp. 80-98. DOI: 10.17212/1994-6309-2024-26.1-80-98. (In Russian).

* Corresponding author

Podgornyj Yuriy I., D.Sc. (Engineering), Professor

Novosibirsk State Technical University,

20 Prospekt K. Marksa,

630073, Novosibirsk, Russian Federation

Tel: +7 (383) 346-17-79, e-mail: [email protected]

EQUIPMENT. INSTRUMENTS

References

1. Ditskii A.V., Malafeev R.M., Terent’ev V.I., Tuvaeva A.A. Osnovyproektirovaniya mashin tkatskogoproizvod-

stva [Basics of designing weaving machines]. Moscow, Mashinostroenie Publ., 1983. 320 p.

2. Podgornyj Yu.I., Skeeba V.Yu., Kirillov A.V., Maksimchuk O.V., Lobanov D.V., Gleim V.R., Zhigulev A.K.,

Sakha O.V. Vybor konstruktivnykh parametrov nesushchikh sistem mashin s uchetom tekhnologicheskoi nagru-

zki [Selection of form factors of machine carrying systems in reliance on the process duty]. Obrabotka metall-

ov (tekhnologiya, oborudovanie, instrumenty) = Metal Working and Material Science, 2015, no. 4, pp. 51-60.

DOI: 10.17212/1994-6309-2015-4-51-60.

3. Podgornyj Yu.I., Skeeba V.Yu., Kirillov A.V., Maksimchuk O.V., Martynova T.G., Lobanov D.V., Filatov I.S.,

Skeeba P.Yu. Opredelenie zhestkostnykh kharakteristik i energii deformatsii nesushchikh sistem tekhnologicheskikh

mashin [Determination of the rigidity and deformation energy of the technological machine load-carrying systems].

Obrabotka metallov (tekhnologiya, oborudovanie, instrumenty) = Metal Working and Material Science, 2016,

no. 4 (73), pp. 24-33. DOI: 10.17212/1994-6309-2016-4-24-33.

4. Podgornyj Yu.I., Skeeba V.Yu., Kirillov A.V., Maksimchuk O.V., Skeeba P.Yu. Proektirovanie kulachkovogo

mekhanizma s uchetom tekhnologicheskoi nagruzki i energeticheskikh zatrat [Cam mechanism designing with ac-

count of the technological load and energy costs]. Obrabotka metallov (tekhnologiya, oborudovanie, instrumenty) =

Metal Working and Material Science, 2017, no. 2 (75), pp. 17-27. DOI: 10.17212/1994-6309-2017-2-17-27.

5. Podgornyj Yu.I., Maximchuk O.V., Kirillov A.V., Skeeba V.Yu. Osobennosti tsiklogrammirovaniya mashiny s

uchetom vzaimodeistviya zven’ev mekhanizmov s uporami [Features of machine cyclogram optimization with the

account of interaction of mechanism links with stops]. Obrabotka metallov (tekhnologiya, oborudovanie, instru-

menty) = Metal Working and Material Science, 2018, vol. 20, no. 1, pp. 44-54. DOI 0.17212/1994-6309-2018-20.1-

44-54.

6. Lushnikov S.V., Belyi M.A. Issledovanie vozmozhnosti uravnoveshivaniya sil na glavnom valu tkatskikh

stankov STB s ispol’zovaniem kulachkov-razgruzhatelei [Investigation of the possibility of balancing forces on the

main shaft of STB looms using fist-unloaders]. Izvestiya vysshikh uchebnykh zavedenii. Tekhnologiya tekstil’noi

promyshlennosti = Proceedings of Higher Educational Institutions. Technology of the textile industry, 2009, no. 2S,

pp.85-88.

7. Gusev V.A., Danilov V.V., Tsvetkov D.M., Smirnov A.B. Razrabotka metodiki otsenki geometricheskoi toch-

nosti profilei kulachkov batannogo mekhanizma stanka STB [Development of a methodology for evaluating the

geometric accuracy of the cams of the sley mechanism of the STB machine]. Izvestiya vysshikh uchebnykh zavedenii.

Tekhnologiya tekstil’noi promyshlennosti = Proceedings of Higher Educational Institutions. Technology of the textile

industry, 2007, no. 6S, pp. 92-97.

8. Terekhina A.O., Solov’ev A.B. Modernizirovannyi kulachkovyi privod batannogo mekhanizma tkatskogo

stanka tipa STB [Modernized cam drive for the sley mechanism of the STB loom]. Izvestiya vysshikh uchebnykh

zavedenii. Tekhnologiya tekstil’noi promyshlennosti = Proceedings of Higher Educational Institutions. Technology

of the textile industry, 2004, no. 2, pp. 80-83.

9. Podgornyj Yu.I., Kirillov A.V., Ivancivsky V.V., Lobanov D.V., Maksimchuk O.V. Sintez zakona dvizheniya

mekhanizma priboya utochnykh nitei stanka STB s privodom ot kulachkov [Synthesis of the motion law of filling

threads beat-up mechanisms of the STB loom with cam driven]. Obrabotka metallov (tekhnologiya, oborudovanie,

instrumenty) = Metal Working and Material Science, 2019, vol. 21, no. 4, pp. 47-58. DOI: 10.17212/1994-6309-

2019-21.4-47-58.

10. Podgornyj Yu.I., Skeeba V.Yu., Martynova T.G., Maksimchuk O.V Issledovanie i vybor parametrov pri pro-

ektirovanii tekhnologicheskikh mashin [Analysis and choice of parameters in designing technological machines].

Novosibirsk, NSTU Publ., 2020. 260 p. ISBN 978-5-7782-4177-0.

11. Vul’fson I.I. Dinamika tsiklovykh mashin [Dynamics of cyclic machines]. St. Petersburg, Politekhnika Publ.,

2013. 425 p. ISBN 978-5-7325-1024-9.

12. Podgornyj Yu.I., Martynova T.G., Skeeba V.Yu. Sintez tekhnologicheskikh mashin. Raschet i konstruirovanie

[Synthesis of technological machines. calculation and design]. Novosibirsk, NSTU Publ., 2023. 240 p. ISBN 978-5-

7782-4912-7. DOI: 10.17212/978-5-7782-4912-7.

13. Erokhin E.G., Vasil’eva N.M., Sokerin E.F., Kareva T.Y. Kulachkovyi zevoobrazovatel’nyi mekhanizm be-

schelnochnogo tkatskogo stanka [Cam shedding mechanism of shuttleless loom]. Patent RF, no. 2120508, 1998.

14. Rybakov E.A., Vorob’ev M.I., Shumov G.V. Ustroistvo remiznogo dvizheniya tkatskogo stanka [Loom har-

ness motion]. Patent RF, no. 2176692, 2001.

15. Mshvenieradze A.P. Tekhnologiya i oborudovaniya tkatskogo proizvodstva [Technology and equipment for

weaving production]. Moscow, Legkaya i pishchevaya promyshlennost’ Publ., 1984. 362 p.

16. Onikov E.A. Tekhnologiya, oborudovanie i rentabel’nost’ tkatskogo proizvodstva [Technology, equipment

and profitability of weaving production]. Moscow, Tekstil’naya promyshlennost’ Publ., 2003. 320 p.

17. Granovskii T.S., Mshvenieradze A.P. Stroenie i analiz tkanei [Structure and analysis of tissues]. Moscow,

Legprombytizdat Publ., 1988. 93 p.

18. Tolubeeva G.I. Osnovyproektirovaniya odnosloinykh remiznykh tkanei [Basics of designing single-ply heald

fabrics]. Ivanovo, IGTA Publ., 2005. 200 p.

19. Podgornyi Yu.I.Metody issledovaniya zapravok, ikh sintez i razrabotka kriteriev optimal’nosti uslovii eksplu-

atatsii tkatskikh stankov pri formirovanii plotnykh tkanei. Diss. dokt. tekhn. nauk [Research methods refills, their

synthesis and development of criteria of optimality conditions looms in the formation of dense tissue. Dr. eng. sci.

diss.]. Kostroma, 1990. 541 p.

20. Flores P., Souto A.P., Marques F. The first fifty years of the mechanism and machine theory: standing

back and looking forward. Mechanism and Machine Theory, 2018, vol. 125, pp. 8-20. DOI: 10.1016/j.

mechmachtheory.2017.11.017.

21. Chen K., Wang M., Huo X., Wang P., Sun T. Topology and dimension synchronous optimization design of

5-DoF parallel robots for in-situ machining of large-scale steel components. Mechanism and Machine Theory, 2023,

vol. 179, p. 105105. DOI: 10.1016/j.mechmachtheory.2022.105105.

22. Eckhardt H.D. Kinematic design of machines and mechanisms. 1st ed. New York, McGraw-Hill, 1998. 620 p.

ISBN 0070189536. ISBN 978-0070189539.

23. Erdman A.G., Sandor G.N. Mechanism design: analysis and synthesis. 4th ed. Upper Saddle River, NJ,

Pearson, 2001. 688 p. ISBN 0130408727. ISBN 978-0130408723.

24. Hsieh J.-F. Design and analysis of indexing cam mechanism with parallel axes. Mechanism and Machine

Theory, 2014, vol. 81, pp. 155-165. DOI: 10.1016/j.mechmachtheory.2014.07.004.

25. Zhu B., Zhang X., Zhang H., Liang J., Zang H., Li H., Wang R. Design of compliant mechanisms using

continuum topology optimization: a review. Mechanism and Machine Theory, 2012, vol. 143, p. 103622.

DOI: 10.1016/j.mechmachtheory.2019.103622.

26. Faxin L., Xianzhang F. The design of parallel combination for cam mechanism. Procedia Environmental

Sciences, 2011, vol. 10, pt. B, pp. 1343-1349. DOI: 10.1016/j.proenv.2011.09.215.

27. Sateesh N., Rao C.S.P., Janardhan Reddy T.A. Optimisation of cam-follower motion using B-splines.

International Journal of Computer Integrated Manufacturing, 2009, vol. 22 (6), pp. 515-523. DOI: 10.1080/

09511920802546814.

28. Rothbart H.A. Cam design handbook. New York, McGraw-Hill Professional, 2003. 606 p. ISBN 0071377573.

ISBN 978-0875841830.

29. Myszka D.H. Machines & mechanisms: applied kinematic analysis. 4th ed. Upper Saddle River, NJ, Pearson,

2012. 376 p. ISBN 0132157802. ISBN 978-0132157803.

30. Dresig H., Vul’fson I.I. Dynamik der mechanismen. Wien, New York, Springer, 1989. 328 p. ISBN 978-3-

7091-9036-4. DOI: 10.1007/978-3-7091-9035-7.

31. Frolov K.V. Teoriya mekhanizmov i mashin [Theory of mechanisms and machines]. Moscow, Vysshaya

shkola Publ., 1987. 496 p.

32. Varbanov H., Yankova T., Kulev K., Lilov S. S&A - Expert system for planar mechanisms design. Expert

Systems with Applications, 2006, vol. 31 (3), pp. 558-569. DOI: 10.1016/j.eswa.2005.09.081.

33. Fomin A., Paramonov M. Synthesis of the four-bar double-constraint mechanisms by the application of the

Grubler’s method. Procedia Engineering, 2016, vol. 150, pp. 871-877. DOI: 10.1016/j.proeng.2016.07.034.

34. Fomin A., Dvornikov L., Paramonov M., Jahr A. To the theory of mechanisms subfamilies. IOP Conference

Series: Materials Science and Engineering, 2016, vol. 124, p. 012055. DOI: 10.1088/1757-899X/124/1/012055.

35. Vulfson I. Dynamics of cyclic machines. Cham, Springer International, 2015. 390 p. ISBN 978-3-319-12633-

3. DOI: 10.1007/978-3-319-12634-0.

36. Ondrasek J. The synthesis of a hook drive cam mechanism. Procedia Engineering, 2014, vol. 92, pp. 320-

329. DOI: 10.1016/j.proeng.2014.12.129.

37. Mott R.L. Machine elements in mechanical design. 5th ed. Upper Saddle River, NJ, Pearson, 2013. 816 p.

ISBN 0135077931. ISBN 978-0135077931.

38. Zhoua C., Hua B., Chenb S., Mac L. Design and analysis of high-speed cam mechanism using Fourier series.

Mechanism and Machine Theory, 2016, vol. 104, pp. 118-129. DOI: 10.1016/j.mechmachtheory.2016.05.009.

39. Artobolevskii I.I. Teoriyamekhanizmovi mashin: uchebnikdlyavtuzov [Theory of mechanisms and machines].

4th ed. Moscow, Nauka Publ., 1988. 640 p. ISBN 5-02-013810-X.

40. Levitskii N.I. Teoriya mekhanizmov i mashin [Theory of mechanisms and machine]. 2nd ed. Moscow, Nauka

Publ., 1990. 592 p. ISBN 5-02-014188-7.

41. Talavashek O., Svatyi V. Beschelnochnye tkatskie stanki [Shuttleless looms]. Moscow, Legprombytizdat

Publ., 1985. 355 p.

42. Bashmetov V.S., Bashmetov A.V. Prokladyvanie utochnykh nitei na tkatskikh stankakh [Laying weft threads

on looms]. Vitebsk,VGTU Publ., 2012. 98 p.

43. Tir K.V. Kompleksnyi raschet kulachkovykh mekhanizmov [Complex calculation of cam mechanisms].

Moscow, Mashgiv Publ., 1958. 380 p.

44. Kuzovkin K.S. Opyt raboty na stankakh STB [Experience working on STB machines]. Moscow,

Mashinostroenie Publ., 1968. 238 p.

45. Podgornyj Yu.I., Skeeba V.Yu., Martynova T.G., Pechorkina N.S., Skeeba P.Yu. Kinematic analysis of crank-

cam mechanism of process equipment. IOP Conference Series: Materials Science and Engineering, 2018, vol. 327,

p. 042080. DOI: 10.1088/1757-899X/327/4/042080.

46. Yang J., Wu C., Shao N., Liu F., Cao Y., Cao Y., Anwer N. Kinematic accuracy analysis for cam mechanism

considering dynamic behavior and form deviations. Precision Engineering, 2024, vol. 88, pp. 109-116. DOI: 10.1016/j.

precisioneng.2024.01.023.

47. Podgornyj Yu.I., Skeeba V.Yu., Kirillov A.V., Martynova T.G., Skeeba P.Yu. Motion laws synthesis for cam

mechanisms with multiple follower displacement. IOP Conference Series: Materials Science and Engineering, 2018,

vol. 327, p. 042079. DOI: 10.1088/1757-899X/327/4/042079.

48. Neklyutin D.A. Optimal’noe proektirovanie kulachkovykh mekhanizmov na EVM [Optimal design of cam

mechanisms on a computer]. Moscow, Almata Publ., 1977. 215 p.

49. Tartakovskii I.I. Nekotorye zadachi sinteza optimal’nykh zakonov dvizheniya [Some problems of synthesis

of optimal laws of motion]. Mashinostroenie = Mechanical Engineering, 1971, no. 2, pp. 39-43.

Conflicts of Interest

The authors declare no conflict of interest.

© 2024 The Authors. Published by Novosibirsk State Technical University. This is an open access article under the CC BY

license (http://creativecommons.org/licenses/by/4.0).