NAVÍJECÍ ÚSTROJÍ PŘÍZE PRO BEZVŘETENOVÉ DOPŘÁDACÍ STROJE

NAVÍJECÍ ÚSTROJÍ PŘÍZE PRO BEZVŘETENOVÉ DOPŘÁDACÍ STROJE

Diplomová práce

Studijní program: N2301 – Strojní inženýrství

Studijní obor: 2302T010 – Konstrukce strojů a zařízení Autor práce: Bc. Matěj Mihálik

Vedoucí práce: prof. Ing. Jaroslav Beran, CSc.

Liberec 2015

YARN WINDING DEVICE FOR ROTOR SPINNING MACHINES

Diploma thesis

Study programme: N2301 – Mechanical Engineering

Study branch: 2302T010 – Machines and Equipment Systems

Author: Bc. Matěj Mihálik

Supervisor: prof. Ing. Jaroslav Beran, CSc.

Liberec 2015

TECHNICKÁ UNIVERZITA V LIBERCI Fakulta strojní

Akademický rok: 2oL4/2oL5

ZADI-NÍ orPr,oMovÉ PRÁCE

(PRoJEKTU, Ult,tĚlncNÉHo nÍLA, unnĚr,pcrÉHo vÝt<oNu)

Jméno a příjmení: Bc. Matěj Mihálik osobní číslo: 513000464

Studijní program: N2301 Strojní inženýrství Studijní obor: Konstrukce strojů a zařízení

Název tématu: Navíjecí ústrojí pÍíze pro bezvřetenové dopřádací stroje Zadávající katedra: Katedra textilních a jednoúčelových strojů

Z á s a d y p r o v y p r a c o v á n í : 1. Rešerše navíjecích ústrojí u bezvřetenových dopřádacích strojů.

2. Analýza centrálního systému rczvádéni s rozváděcím bubnem.

3. Návrh systému přítlaku navíjené cívky včetně konstrukčního řešení.

4. Návrh a konstrukce uložení cívkového rámu.

5. Případné ověření navržených úprav na navíjecí jednotce.

Rozsah grafických prací: výkresová dokumentace

Rozsah pracovní zprávy: 45 stran, formát .A.4

Forma zpracování diplomové práce: tištěná/elektronická Seznam odborné literatury:

[1] KANIOK' J. Nový systém přesného křížového vinutí. Librec, 2oo4.

Disertační práce. Technická univerzita v Liberci, Fakulta strojní, Katedra textilních a jdnoúčelových strojů.

[2] Prospekty BD strojů.

[3] Kolektiv autorů KTS, Textilní a oděvní stroje I. Liberec: VŠST, 1990.

[4] SLAVÍK, J. Navíjecí zaÍízení pro vysokorychlostní BD stroje. Liberec 2oL4.

Diplomová práce. Technická univerzita v Liberci, Fakulta strojní, Katedra textilních a jdnoúčelových strojů.

Vedoucí diplomové práce:

Konzultant diplomové práce:

Datum zadání diplomové práce:

Termín odevzdání diplomové práce:

prof. Ing. Jaroslav Beran, CSc.

Katedra textilních a jednoúčelových strojů Ing. Jozef Kaniok, Ph.D.

Katedra textilních a jednoúčelových strojů

2. února 2oL5 2. února 2oL6

-7//?"

_<1r7

prof. Ing. Jaroslav Beran, CSc.

vedoucí katedry

V Liberci dne 2. února 2015

Prohlášení

Byl jsem seznámen s tím, že na mou diplomovou práci se plně vzta- huje zákon č. 121/2000 Sb., o právu autorském, zejména § 60 – školní dílo.

Beru na vědomí, že Technická univerzita v Liberci (TUL) nezasahuje do mých autorských práv užitím mé diplomové práce pro vnitřní potřebu TUL.

Užiji-li diplomovou práci nebo poskytnu-li licenci k jejímu využití, jsem si vědom povinnosti informovat o této skutečnosti TUL; v tom- to případě má TUL právo ode mne požadovat úhradu nákladů, které vynaložila na vytvoření díla, až do jejich skutečné výše.

Diplomovou práci jsem vypracoval samostatně s použitím uvedené literatury a na základě konzultací s vedoucím mé diplomové práce a konzultantem.

Současně čestně prohlašuji, že tištěná verze práce se shoduje s elek- tronickou verzí, vloženou do IS STAG.

Datum:

Podpis:

Poděkování

Rád bych poděkoval především vedoucímu diplomové práce prof. Ing. Jaroslavu Beranovi, CSc. za cenné rady a připomínky při vedení této práce. Dále celému kolektivu Katedry textilních strojů za vstřícný přístup a ochotu při řešení problémů.

Děkuji také rodičům, kteří mi umožnili bezproblémové studium na VŠ, přítelkyni za trpělivost, ale také celé rodině, všem přátelům a známým za jejich podporu.

Abstrakt

Diplomová práce se zabývá návrhem konstrukčního řešení navíjecího ústrojí příze pro bezvřetenové dopřádací stroje. Rešeršní část práce obsahuje popis jednotlivých druhů vinutí s důrazem na divoké křížové vinutí. Dále jsou popsány možné druhy rozvádění pro dosažení tohoto typu vinutí. Detailněji se práce zabývá analýzou původně navržené konstrukce. Konkrétně je zaměřena na systém přítlaku navíjené cívky a uložení cívkového rámu, případně další nedostatky původního řešení. Nový návrh těchto konstrukčních uzlů byl podložen výpočetními analýzami. Na závěr byl navržen funkční model navíjecího ústrojí se třemi navíjecími jednotkami. Součástí práce je také výkresová dokumentace funkčního modelu.

Klíčová slova

navíjecí ústrojí, BD stroje, divoké křížové vinutí, cívka

Abstract

The thesis deals with the design of the constructional solution to yarn winding device for rotor spinning machines. The research part contains the description of particular types of winding with an emphasis to the wild cross winding. There are possible types of traversing for reaching this type of winding described. The thesis is focused minutely on analysis of the originally designed construction. Specifically, is focused on the system for pressure of winding spool and fixing of a spool frame and other potential deficiencies in the original solution. The new design of these constructional knots was supported with the calculation analysis. In the final part there is a design of function model of a winding device with three winding units. The drawing documentation of the function model is also added.

Key words

winding device, rotor spinning machines, wild cross winding, spool

7

Obsah

Seznam použitých symbolů... 8

Úvod ... 9

1 Řešeršní část ... 10

1.1 Základní parametry cívek ... 11

1.2 Druhy vinutí ... 12

1.2.1 Paralelní vinutí ... 12

1.2.2 Křížové vinutí... 13

1.3 Navíjecí mechanismy pro divoké křížové vinutí ... 18

1.3.1 Způsoby rozvádění příze ... 19

1.3.2 Problémy současných mechanismů pro bezvřetenové dopřádací stroje ... 23

2 Analýza původního konstrukčního řešení ... 24

2.1 Konstrukce uložení cívkového rámu ... 24

2.1.1 Analýza posuvu cívkového rámu a úhlu působení přítlačné síly při navíjení ... 25

2.1.2 Analýza mezery mezi rozváděcím válcem a navíjenou cívkou ... 28

2.1.3 Analýza lineárního vedení ... 30

2.2 Konstrukce systému přítlaku mezi navíjenou cívkou a navíjecím válečkem ... 31

2.2.1 Analýza systému vyvozující přítlačnou sílu ... 32

2.3 Konstrukční řešení rozmazávání krajů ... 35

2.4 Nedostatky původního konstrukčního řešení ... 36

3 Návrhy nového konstrukčního řešení ... 38

3.1 Optimalizace systému přítlaku ... 38

3.1.1 Optimalizace systému přítlaku s 2 pneumotory ... 38

3.1.2 Optimalizace systému přítlaku s 1 pneumotorem ... 41

3.1.3 Optimalizace systému přítlaku s 1 pružinou ... 42

3.1.4 Zhodnocení optimalizace systému přítlaku ... 45

3.2 Určení polohy rozváděcího válce ... 46

3.3 Návrh uložení cívkového rámu ... 50

3.4 Návrh odtahového ústrojí ... 52

3.5 Návrh kompenzace ... 53

4 Návrh konstrukčního řešení funkčního modelu ... 55

5 Závěr ... 57

Seznam použité literatury ... 58

Seznam příloh ... 59

8

Seznam použitých symbolů

označení popis jednotky

d1 Malý průměr návinu mm

d2 Velký průměr návinu mm

h Šířka cívky mm

α0 Úhel křížení ovinů °

β0 Úhel stoupání ovinů °

s0 Stoupání ovinů mm

Rs Soukací poměr -

t0 Tloušťka nitě mm

z Vzdálenost sousedních nití mm

d Průměr navíjené cívky mm

dr Průměr rozváděcího válečku mm

dn Průměr navíjecího válečku mm

p Posuv cívkového rámu mm

α Úhel působení přítlačné síly °

xc Vzdálenost navíjené cívky od navíjecího válečku v ose x mm yc Vzdálenost navíjené cívky od navíjecího válečku v ose y mm xrc Vzdálenost rozváděcího válce od navíjené cívky v ose x mm yrc Vzdálenost rozváděcího válce od navíjené cívky v ose y mm

xrn Vzdálenost rozváděcího válce od navíjecího v ose x mm

b Hloubka drážky rozváděcího válečku mm

Mx Krouticí moment kolem osy x Nm

ms Hmotnost sestavy připevněné ke konzoli kg

g Gravitační zrychlení m/s²

rs Vzdálenost těžiště cívkového rámu od místa připevnění k vedení mm t Velikost tečny mezi navíjenou cívkou a rozváděcím válečkem mm m Velikost mezery mezi navíjenou cívkou a rozváděcím válečkem mm

Fp Přítlačná síla N

xp Vzdálenost místa připojení pneumotoru od navíjené cívky v ose x mm yp Vzdálenost místa připojení pneumotoru od navíjené cívky v ose y mm

Fpn Síla vyvozená pneumotorem N

Fpnx Síla vyvozená pneumotorem v ose x N

β Úhel natočení pneumotoru nebo pružiny °

xpr Vzdálenost místa připojení pružiny od navíjené cívky v ose x mm ypr Vzdálenost místa připojení pružiny od navíjené cívky v ose y mm

k Tuhost pružiny N/mm

L0 Volná délka pružiny mm

Fprx Síla vyvozená pružinou v ose x N

zrc Vzdálenost rozváděcího válečku od navíjené cívky mm

O Obvod trojúhelníku mm

9

Úvod

První bezvřetenové nebo také rotorové dopřádací stroje se začaly objevovat již v 50. letech 20. století. Od té doby dochází postupně k jejich vývoji a dnes patří mezi stroje s vysokou produktivitou.

Jelikož dnes dosahují otáčky rotoru těchto strojů až 160 tis. ot/min, je nutné, aby i další části stroje zvládaly dnešní vysoké nároky. V poslední době se ale objevují určité limity u navíjecí jednotky. Při navíjení je nutné přízi rozvádět pomocí rozváděcího mechanismu. Často se dnes pro toto rozvádění využívá hmotných systémů rozvádění, konkrétně mechanismu s rozváděcí vačkou nebo rozváděcím řemínkem. U těchto systému ale dochází v úvratích rozváděcího pohybu k vzniku velkých dynamických sil v rozváděcí tyči, které výrazným způsobem ovlivňují maximální rychlost navíjení, která u těchto mechanismů činí přibližně 200m/min.

Dnes je tedy snahou navrhnout nový systém pro rozvádění příze, například pomocí některého ze způsobů nehmotného rozvádění. U soukacích strojů je využito rozváděcího válečku, u kterého odpadají zmíněné dynamické síly v úvratích. Může tedy dosahovat obrovských rychlostí navíjení, konkrétně až 1500m/min. U tohoto způsobu ale nelze zajistit změnu úhlu křížení, jelikož tento váleček zároveň pohání navíjenou cívku po obvodu a dále je potřeba řešit rušení pásmového vinutí přerušováním kinematické vazby mezi rotačním pohybem cívky a přímočarým vratným rozváděcím pohybem.

Bylo tedy navrženo nové řešení navíjecího ústrojí, u kterého byl použit systém rozvádění pomocí rozváděcího válečku, obvodový náhon cívky ale zajišťuje samostatný navíjecí válec pro dosažení konstantní rychlosti navíjení.

Toto téma skrývá další potenciál pro zvyšování rychlosti bezvřetenových dopřádacích strojů, a proto je cílem této diplomová práce analýza a následná optimalizace tohoto řešení navíjecího ústrojí.

10

1 Řešeršní část

Navíjení nebo také soukání je proces, při kterém dochází k tvorbě návinu navíjením délkového materiálu na rotační útvar zvaný dutinka. Navíjeným materiálem může být příze, hedvábí, skleněná vlákna a také mnoho dalších. Nosné dutinky jsou trvalé nebo dočasné. Jak již název napovídá, dočasné dutinky plní svou funkci pouze v průběhu navíjení, a to jako vřeteno, na které se navine materiál. Po skončení navíjecího procesu je dutinka z návinu vyjmuta. Výhodou je okamžitá možnost jejího opakovaného využití. Naopak trvalé dutinky zůstávají součástí návinu i po ukončení procesu. Jelikož je textilní výroba diskontinuální proces, je tvorba cívek jeho nezbytnou součástí. [1]

Samotné navíjení je realizováno pomocí dvou základních pohybů, které jsou vzájemně svázány. Prvním pohybem je rotační pohyb cívky. Na každou otáčku cívky připadá jeden ovin navíjeného materiálu. Druhým pohybem je přímočarý vratný pohyb, který umožňuje navíjený materiál rozvádět v celé šířce cívky. Zmíněné pohyby jsou znázorněny na obrázku 1.

Obrázek 1: Pohyby k zajištění tvorby návinu [4]

11

1.1 Základní parametry cívek

V textilním světě se vyrábí cívky velkého množství typů a tvarů, které mají různé parametry a vlastnosti. Tolik typů cívek je důsledkem požadavků jak na straně navíjení, tak také na straně následného odvíjení při dalším zpracování. Tyto cívky lze rozdělit na válcové, kuželové, válcové bikonické, kuželové bikonické, terčové, přírubové, raketové, king cívky a další. Některé druhy jsou zobrazeny na obrázku 2. [1]

Obrázek 2: Tvary cívek: kuželová, válcová spodní, kuželová se zkoseným čelem, válcová přírubová a king cívka [1]

Jelikož se tato práce zabývá navíjením válcových cívek, následující tabulka znázorňuje jejich základní parametry. Tyto parametry jsou pro lepší představu znázorněny také na obrázku 3.

Tabulka 1: Parametry válcové cívky značka jednotka parametr

d1 m malý průměr návinu

d2 m velký průměr návinu

h m šířka návinu

α0 ° úhel křížení

β0 ° úhel stoupání ovinů

s0 m stoupání ovinů

RS - soukací poměr

Obrázek 3: Parametry cívky

12 Malý průměr návinu reprezentuje průměr dutinky, na kterou se navíjí. Spolu s velkým průměrem návinu a jeho šířkou popisují geometrické rozměry cívky. V případě dokonale válcové cívky jsou tyto hodnoty konstantní. Ostatní parametry závisí na typu vinutí a mohou se v průběhu navíjecího procesu s rostoucím průměrem cívky měnit.

Soukací poměr je vyjádřen jako počet otočení cívky na jeden dvojzdvih rozváděče. [1]

Lze ho popsat vztahem

𝑅

= 2 ∗ ℎ

𝑠

= 2 ∗ ℎ

𝜋 ∗ 𝑑 ∗ 𝑡𝑔(𝛽

)

Jak se tyto parametry mění, závisí na druhu vinutí.

1.2 Druhy vinutí

Druh vinutí specifikují již zmíněné parametry RS, α0, β0 a s0 a také to, jak se tyto parametry mění v průběhu navíjecího procesu. Existují dva základní druhy vinutí.

1.2.1 Paralelní vinutí

Toto vinutí vznikne pouze tehdy, je-li rozváděcí rychlost výrazně menší, než rychlost navíjení příze, tedy rychlost rotace cívky. Někdy je také označováno jako vinutí rovnoběžné. Příze je kladena ve vrstvách šroubovice. Tento typ vinutí znázorňuje obrázek 4. Z obrázku je také patrné, že

jednotlivé oviny nejsou mezi sebou provázány, což způsobuje malou podélnou soudržnost takto navinuté cívky. Proto se zde využívá dutinek s přírubami nebo zkosení čel návinů, případně jejich kombinace. Tvary cívek jsou na obrázku 5. [3]

Obrázek 5: Tvary cívek s paralelním vinutím [2]

Obrázek 4: Znázornění paralelního vinutí

13 Použitím tohoto způsobu vinutí lze dosahovat vysokých navíjecích rychlostí vzhledem k pomalé rychlosti rozvádění. Využívá se toho především u zvlákňování, ale také tam, kde je kladen důraz na vzhled. Na těchto návinech nedochází k omačkání nitě, protože se přes sebe nitě nekříží, jako je tomu u křížového druhu vinutí. [1]

1.2.2 Křížové vinutí

Tento způsob vinutí je specifický křížením materiálu při navíjení. Nitě jsou skloněny od čela dutinky pod úhlem stoupání ovinů β0, čímž dochází k vzájemnému provázání materiálu a tím k zlepšení soudržnosti vznikajícího návinu. Úhel stoupání ovinů může být konstantní nebo se v průběhu navíjecího procesu měnit. To samé platí pro soukací poměr. Díky tomu lze dále rozdělit křížové vinutí dle tabulky 2, kde jsou také zaznamenány specifické parametry pro tyto druhy křížového vinutí. [1]

Tabulka 2: Druhy křížového vinutí a jejich parametry

druh křížového

vinutí vzdálenost

sousedních nití z úhel stoupání

ovinů β soukací poměr RS

divoké mění se konstantní mění se

přesné mění se mění se konstantní

digitální konstantní mění se nepatrně konstantní se skokovou změnou

dokonale přesné konstantní mění se konstantní

14

Divoké křížové vinutí

Tento způsob vinutí vzniká tehdy, když je rychlost rozvádění přímo úměrná obvodové rychlosti navíjené cívky. Toho je docíleno obvodovým poháněním cívky při navíjení. Konstantní je tedy pouze úhel stoupání ovinů, což má výhodu hlavně v lepší soudržnosti navinuté cívky. Měnícími parametry jsou vzdálenost sousedních nití a také soukací poměr. Všechny tyto parametry jsou znázorněny na obrázku 6. [3]

Obrázek 6: Poměry na cívce u divokého vinutí

První ovin je na cívce o průměru d1 a druhý ovin na cívce s průměrem d2. Z obrázku je patrné, že konstantní úhel stoupání ovinů lze snadno vypočítat ze vztahu

𝑡𝑔 𝛽

= 𝑠

𝜋 ∗ 𝑑

= 𝑘𝑜𝑛𝑠𝑡.

𝛼

= 2 ∗ 𝛽

Běžná hodnota úhlu křížení se v praxi pohybuje mezi 20° - 40° [3].

Soukací poměr RS je dalším důležitým parametrem u tohoto typu vinutí a lze ho vyjádřit již výše zmíněným vztahem (1).

15 Problematický stav nastává tehdy, když se zmenšující mezera mezi sousedními nitěmi sníží natolik, až se nitě začnou klást těsně vedle sebe nebo na sebe. Tomuto stavu se odborně říká pásmové vinutí a nastává v případě, když se soukací poměr blíží celým číslům, nebo když se poměr počtu ovinů na cívce na jeden dvojzdvih rozvaděče blíží k číslům 0.5, 1, 1.5, 2, 2.5,…. případně když se počty stoupání ovinů budou blížit násobkům nebo podílům šířky cívky h. Kladení nití na sebe a těsně vedle sebe nějakou chvíli probíhá, a to do doby, dokud nedojde ke změně dalším navíjením, tedy k zvětšení průměru navíjené cívky. [2]

Pásmové vinutí u cívek s divokým křížovým vinutím způsobuje horší odvíjení nitě z již navinutých cívek, a proto je označováno jako chyba cívky. Při odvíjení návinu s pásmovým vinutím totiž dochází ke strhávání více ovinů navinutých na sobě současně, což má vliv na zvýšenou přetrhovat příze. Například při barvení příze způsobuje pásmové vinutí neprobarvenost navinutého materiálu, protože barviva do těchto zhuštěných míst hůře pronikají. Ze zmíněných důvodů používají konstruktéři těchto navíjecích strojů různé způsoby, které potlačí toto nežádoucí pásmové vinutí. Podstata jeho rušení je převážně programová změna rychlosti rozváděcího mechanismu nebo cívky, v současnosti na elektronickém principu. Tím je docíleno v předpokládaných místech zkrácení doby výše zmíněného stavu, při kterém vzniká pásmové vinutí. [2]

Tento způsob vinutí se i přes zmíněný nedostatek používá v praxi nejvíce, protože má také velkou řadu výhod. Mezi tyto výhody patří zejména dobrá stavba cívky vzhledem ke konstantnímu úhlu stoupání, který zabezpečuje dobrou provázanost nití.

Další výhodou je jednoduché a tím pádem relativně levné navíjecí zařízení. Z principu tvorby tohoto vinutí také vyplývá konstantní navíjecí rychlost, není tedy nutná její regulace. [2]

Další chybou cívky, která se však vyskytuje i u dalších typů křížového vinutí, je hromadění návinu na kraji cívky. Takový jev nastává tehdy, když má trajektorie v úvratích velký přechodový oblouk. Tato trajektorie závisí na zrychlování a brzdění v krajních polohách rozváděcího pohybu. Změna rychlosti je nutná, protože reverzaci pohybu v úvrati nelze provést okamžitě. [2]

Po nahromadění příze na krajích cívky dojde ke zvýšení tvrdosti v těchto místech. To může způsobovat další vady jako například květákový efekt či sedlový tvar

16 cívky, které mohou následně zkomplikovat odvíjení příze v dalším procesu textilní výroby.

Tomuto jevu lze zabránit způsobem, který se nazývá rozmazávání krajů. Tento způsob spočívá v posunutí bodu vratu, kterého se dosáhne přejetím rozváděcího elementu přes okraje cívky. Výsledek je zobrazen na obrázku 7. S ohledem na typ navíjené příze by měla být velikost rozmazávání krajů nastavitelná.

Obrázek 7: Tvar ovinů na krajích cívky

Přesné křížové vinutí

Tento typ vinutí vznikne tehdy, pokud je rozváděcí rychlost přímo úměrná rychlosti navíjené cívky. Cívka je tedy v tomto případě poháněná osově. Mezi konstantní veličiny u tohoto typu vinutí patří soukací poměr a stoupání ovinů. Úhel křížení se s rostoucím poloměrem navíjené cívky snižuje. Tyto parametry jsou znázorněny na obrázku 8. [1]

Obrázek 8: Poměry na cívce u přesného vinutí

17 Výhodou tohoto způsobu navíjení je možnost navíjet oviny těsně vedle sebe, čímž lze dosáhnout většího množství příze navinuté na dutince ve srovnání s cívkou s divokým křížovým vinutím. [1]

S rostoucím průměrem navíjené cívky se také zvyšuje navíjecí rychlost. Jelikož se tato rychlost mění, není vhodné používat tento typ vinutí u dopřádacích strojů, kde je třeba udržovat tuto rychlost konstantní. [1]

Toto vinutí lze rozdělit na tzv. vinutí otevřené a uzavřené. Oba způsoby jsou znázorněny na obrázku 9. Rozdíl mezi nimi spočívá v tom, že při vinutí otevřeném je mezi sousedními oviny patrná mezera. Takto navinutá cívka následně připomíná cívku s divokým vinutím, u které se ale mění úhel stoupání. [1]

Obrázek 9: Uzavřené a otevřené přesné křížové vinutí [1]

Uzavřené vinutí se snaží dosáhnout nulové mezery mezi sousedními nitěmi. Při tomto způsobu se ale velikost mezery v průběhu navíjení mění. Proto bylo nutné tuto změnu nějakým způsobem kompenzovat.

Dokonale přesné křížové vinutí

Toto vinutí vychází z přesného křížového vinutí. DPKV bylo vyvinuto na Katedře textilních a jednoúčelových strojů, Technické univerzity v Liberci, Ing.

Jozefem Kaniokem Ph.D. [1]

Hlavní myšlenkou tohoto vinutí bylo právě zabezpečit nulovou mezeru mezi sousedními nitěmi v celém průběhu navíjení. Tím by se dosáhlo dokonalé struktury návinu s maximálním množstvím příze pro daný rozměr cívky.

18 Konstantní mezery mezi nitěmi je dosaženo změnou jemného převodového poměru i2, přičemž celkový převodový poměr i=i₁*i₂. Převod i₁ je pevný a udává soukací poměr Rs. Změna převodu i2 se provádí také u přesného křížového vinutí, ale pouze před samotným navíjením a dále se již nemění. Právě díky změně jemného převodového poměru je dosaženo konstantní mezery mezi nitěmi v celém průběhu navíjecího procesu. Tento poměr je funkcí soukacího poměru Rs, šířky cívky h, tloušťky navíjené nitě t a poloměru navíjení r [1]. Jeho změnu lze vypočítat ze vztahu

𝑖

= 1 ± 𝑡√ 1 𝑟

+ (𝜋𝑅 ℎ )

2

2𝜋𝑅

(4)

Digitální křížové vinutí

Digitální křížové vinutí spojuje divoké a přesné vinutí. Vyznačuje se po částech konstantním soukacím poměrem a úhlem křížení pohybujícím se v určitém rozsahu.

Tyto změny jsou znázorněny na obrázku 10. Výsledkem je cívka s výbornou strukturou.

Princip řízení musí být ale plně elektronický, což je řešeno za pomoci vzájemné komunikace samostatných pohonů pro navíjení a rozvádění. Digitální vinutí je výhodné především pro barvení. [1]

Obrázek 10: Soukací poměry u jednotlivých křížových vinutí [1]

1.3 Navíjecí mechanismy pro divoké křížové vinutí

Abychom dosáhli návinu s odpovídajícími parametry, je nutné dodržet několik pravidel. Patři mezi ně zajištění přenosu krouticího momentu na cívku, kterého lze dosáhnout využitím navíjecího válečku pohánějícím tuto cívku po obvodu.

19 Důležité je také zajistit požadovanou velikost přítlaku cívky na navíjecí válec a tlumit kmitání navíjecích ramen. Toto kmitání je závislé na ovalitě návinu a jeho tuhosti. Přízi je také třeba daným způsobem rozvádět.

1.3.1 Způsoby rozvádění příze

Tyto způsoby se zpravidla rozdělují do dvou kategorií, konkrétně na systémy s hmotným rozváděním a systémy s nehmotným rozváděním. Jejich rozdíly a příklady systémů, které do dané kategorie spadají, budou rozepsány v dalších kapitolách.

Veškeré mechanismy jsou založeny na principu obvodového pohánění cívky a různým způsobem řešení rozváděcího mechanismu.

Systémy s hmotným rozváděním

Všechny tyto systémy používají k rozvodu příze vodič. Ten je zpravidla keramický a jeho pohyb je zajištěn pomocí rozváděcí tyče, na který je připevněný.

Nespornou výhodou je využití centrálního mechanismu pro rozváděcí pohyb.

Uplatnění těchto systémů bývá na dopřádacích strojích, pro které je nutná konstantní navíjecí rychlost. Tyto systémy mají ale i své nevýhody. Rychlost navíjení totiž výrazně ovlivňují dynamické síly působící v úvratích rozváděcího pohybu.

Rozvádění pomocí centrální rozváděcí vačky

Tento způsob patří mezi používané systémy rozvádění u rotorových dopřádacích strojů. Rozváděcí mechanismus s vačkou je zpravidla umístěn na boku stroje, přičemž pohyb pro rozvádění příze je zajištěn po celé délce stroje za pomoci rozváděcí tyče. [1]

Spolu s centrální vačkou se v tomto případě ještě využívá centrálního pohonu pro navíjecí hřídel, která obvodově pohání cívku přes soustavu navíjecích válců.

Konstantní poměr mezi rozváděcí a navíjecí rychlostí se zajistí hřídelí, která je svázaná převodem s rozváděcím mechanismem. Tím je zároveň zajištěn i konstantní úhel křížení. Ten lze podle potřeby měnit změnou převodového poměru i mezi otáčkami navíjecího hřídele a otáčkami vačky, viz obrázek 11. [1]

20 Obrázek 11: Rozvádění pomocí vačky a 1 motoru [1]

Jiným řešením konstrukce mechanismu s centrální vačkou je použití dvou pohonů – jeden je samostatný pro rozvádění a druhý je pro pohon navíjecí hřídele.

Jelikož lze v tomto případě elektronicky programovat rychlost navíjení, rušení pásmového vinutí a úhel křížení α0, je celé toto uspořádání výhodnější. Takový případ konstrukce je znázorněn na obrázku 12.

Obrázek 12: Rozvádění pomocí vačky a 2 motorů [1]

Rozvádění pomocí rozváděcího řemene

Další mechanismus využívá ozubený řemen, který je poháněn řízeným pohonem. Tento systém je znázorněn na obrázku 13. Na tento řemen je uchycena rozváděcí tyč s vodiči příze, díky kterým dochází následně k rozvádění příze po šířce cívky. Jelikož je toto řízení již plně elektronické, je proto možné naprogramovat tento systém pro různé šířky navíjení, rušit pásmové vinutí, ale také rozmazávání krajů.

Obrázek 13: Rozvádění pomocí rozváděcího řemínku

21 Rozvádění pomocí klikového mechanismu

Mezi další rozváděcí mechanismy patří systém s klikovým mechanismem, který je zobrazen na obrázku 14. Pracuje tak, že na rozváděcí člen se působí táhlem otočně uloženým na hlavní klice. Úhlová rychlost této kliky je ovlivňována rotačním elektronicky řiditelným pohonem, kdy se plynule zpomaluje nebo zrychluje v přímé závislosti na

požadovaném průběhu rychlosti, požadovaném úhlu křížení nebo poloze rozváděcího prvku. Aby došlo k rozmazávání okrajů, je nutné zajistit přídavný pohyb celého rozváděcího mechanismu. [5]

Rozvádění pomocí lanka a krokového motoru

Tento systém, znázorněný na obrázku 15, je velmi podobný již zmíněnému mechanismu s rozváděcím řemenem. Zde je však místo řemínku použito lanko, na kterém je připevněný rozváděcí vodič. Nepoužívá se tedy v tomto případě rozváděcí tyč, neboť tento způsob patří mezi

individuální způsoby rozvádění, a to jako jediný z již zmíněných systému.

Celé zařízení pro navíjení textilních cívek je umístěné proti navíjené cívce (7). Je složeno z rozváděcího vodiče (1), jenž je upevněný na lanku (2) ve tvaru uzavřené smyčky. Lanko je uloženo na poháněné kladky (3) a poháněcí kladku (4), která je spojena s krokovým motorem (5). Ten je řízen

vedle něho umístěným mikropočítačem (6). Toto zařízení se pro navíjení textilních cívek používá v textilním průmyslu na dopřádacích i soukacích strojích. [5]

Obrázek 14: Rozvádění pomocí klikového hřídele [5]

Obrázek 15: Rozvádění pomocí krokového motoru [5]

22

Systémy nehmotného rozvádění

Sem řadíme systémy, které využívají drážku pro rozvádění příze. Nejčastěji je v tomto případě použit rozváděcí válec. Jsou to systémy velmi jednoduché a jsou schopny dosáhnout vysokých navíjecích rychlostí. Jejich pomocí ale nelze docílit konstantních navíjecích rychlostí, a proto se pro dopřádací stroje nevyužívají. Lze se s nimi setkat u soukacích strojů.

Rozvádění pomocí rozváděcího válečku

K rozvádění příze dochází tak, že prochází drážkami rozváděcího válce, který zároveň pohání cívku po obvodu. Není tedy nutné použít žádný další nástroj, jak pro pohon cívky, tak pro rozvod příze od jedné úvratě ke druhé. Největší výhodou tohoto systému rozvádění je to, že odpadají veškeré nepříznivé dynamické síly působící v těchto úvratích.

Pravidelnou změnou otáček rozváděcího válečku se provádí rušení pásmového vinutí. Tím dochází k prokluzu mezi cívkou a rozváděcím válečkem. K rozmazávání krajů dochází posouváním rozváděcího válce přes okraje navíjené cívky. Rychlost není omezena žádnými jinými dynamickými vlivy a je tedy nutné hlídat pouze případné přetrhnutí nitě. Důležité je zmínit, že tento způsob také patří mezi individuální způsoby rozvádění. Cena celého stroje je tedy vyšší než u stroje s centrálním systémem rozvádění vzhledem k množství použitých pohonů.

Obrázek 16: Rozvádění pomocí rozváděcího válečku [4]

23

1.3.2 Problémy současných mechanismů pro bezvřetenové dopřádací stroje

Všechny systémy používané v současnosti na BD strojích mají svá omezení.

Například u použití vačkových mechanismů často vzniká při kontaktu mezi kladkou a vačkami v místech přechodu úvratí vysoký tlak. Vačky se tak postupně opotřebují a vznikne jistá vůle, která dále prohloubí tento vzniklý problém. Pokud k této vůli dojde, vznikne i kmitání, což omezuje rychlost navíjení. [3]

Rozváděcí tyč je další z omezujících faktorů. Vysoké zrychlení má za následek vznik velké setrvačné síly podélně deformující tyč. Tato deformace ovlivňuje zdvih vodičů příze, které jsou umístěny na protilehlém konci tyče. Z hlediska pevnosti a životnosti tyče se omezí rozváděcí rychlost.

24

2 Analýza původního konstrukčního řešení

Protože se stále zvyšují nároky na velikosti navíjecích rychlostí a to nejen u rotorových dopřádacích strojů, ale i u dalších technologických strojů, bylo potřebné navrhnout navíjecí mechanismus, který by byl schopný tyto nároky zajistit. Jelikož se na bezvřetenových dopřádacích strojích používá pro navíjení cívek divokého křížového vinutí, bylo nutné vybírat mezi rozváděcími systémy, které vytvářejí právě tento druh vinutí. Systémy s hmotným rozváděním jsou již dnes na hranici svých možností, a proto se původní řešení vydalo směrem k systémům s nehmotným rozváděním, konkrétně k rozvádění pomocí rozváděcího válečku. [3]

U rozvádění pomocí rozváděcího válečku odpadají dynamické síly v úvratích.

Největší omezení rychlosti je v tomto případě v přetrhovosti nitě.

Jelikož nebyly v původní práci žádné výpočty, budou zde k některým konstrukčním uzlům přidány výpočetní analýzy.

2.1 Konstrukce uložení cívkového rámu

Při použití rozváděcího válečku zároveň tento váleček obvodově pohání navíjenou cívku. Při rušení

pásmového vinutí následně ale nejde zajistit konstantní navíjecí rychlost. Proto bylo

využito poznatků

z předcházejících kapitol a pro docílení konstantní rychlosti navíjení byl použit navíjecí váleček (6), který obvodově pohání cívku (4).

Rozváděcí váleček (3) v tomto případě provádí pouze rozvádění příze v šířce

navíjené cívky. Toto řešení je znázorněno na obrázku 17. [3]

Obrázek 17: Konstrukce uložení cívkového rámu [3]

25 K zajištění funkčnosti takovéhoto uspořádání je nutné docílit specifické mezery mezi rozváděcím válečkem a navíjenou cívkou. Specifické proto, že na ní přímo závisí délka tečny, která charakterizuje délku příze při přechodu mezi těmito dvěma válci. Pro posuv cívkového rámu (5) při navíjení, ke kterému dochází vlivem zvětšujícího se průměru navíjené cívky, bylo navrženo lineární vedení složené ze dvou kolejnic (1) a dvou stejných vozíků. Na toto vedení byla připevněna konzole (2) nesoucí cívkový rám s navíjenou cívkou. Lineární vedení má výhodu v tom, že nemůže dojít k žádnému nežádoucímu pohybu cívkového rámu, ale pouze k pohybu ve směru tohoto vedení. [3]

2.1.1 Analýza posuvu cívkového rámu a úhlu působení přítlačné síly při navíjení

Jak již bylo zmíněno, při navíjecím procesu se zvětšuje průměr navíjené cívky, což způsobuje posuv cívkového rámu po lineárním vedení a také změnu úhlu působení přítlačné síly mezi navíjecím válečkem a navíjenou cívkou. Schematicky to znázorňuje obrázek 18.

Obrázek 18: Schéma posuvu cívkového rámu při navíjecím procesu

26 Jelikož bylo původní řešení navrženo pro navíjení cívek s průměrem do 250mm, zavede se do jediné proměnné průměr navíjené cívky s minimální hodnotou 60, což reprezentuje nulový návin na dutince, a s maximální hodnotou 250, jako maximální průměr plně navinuté cívky. Z následujících vztahů je možné vypočítat posuv cívkového rámu a měnící se úhel působení přítlačné síly mezi navíjenou cívkou a rozváděcím válečkem při navíjecím procesu. Tyto hodnoty jsou znázorněny v grafech 1 a 2.

𝑑 ∈ < 60; 250 > (5)

Vzdálenost mezi navíjenou cívkou a navíjecím válečkem lze vypočítat díky známým průměrům navíjecího válečku a navíjené cívky, který se mění, ze vztahu

𝑥_𝐶(𝑑) = √(𝑑_𝑛+ 𝑑

2 )

2

− 𝑦_𝑐² (6)

ve kterém je y-souřadnice této vzdálenosti, yc, známa z konstrukce původního řešení.

Při velkém zmenšení vzdálenosti yc by došlo ke kolizi mezi rozváděcím a navíjecím válečkem. Jelikož se cívkový rám nesoucí cívku odsouvá po lineárním vedení, je tato vzdálenost konstantní. Následně lze vyjádřit měnící se úhel působení přítlačné síly jako

𝛼(𝑑) = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 𝑦_𝑐

𝑥_𝑐(𝑑) (7)

a velikost posuvu cívkového rámu při určitém průměru navíjené cívky ze vztahu 𝑝(𝑑) = 𝑥_𝑐(𝑑) − 𝑥_𝑐(𝑑_𝑚𝑖𝑛) (8) 𝑝(𝑑_𝑚𝑎𝑥) = 𝑥_𝑐(𝑑_𝑚𝑎𝑥) − 𝑥_𝑐(𝑑_𝑚𝑖𝑛) (9) Posuv cívkového rámu při navíjecím procesu je znázorněný v grafu 1. Vlivem zvětšování průměru návinu na navíjené cívce se lineárně zvyšuje velikost posuvu cívkového rámu po přímočarém vedení. Maximální posuv p(dmax) při plně navinuté cívce je přibližně 103mm.

27 Graf 1: Velikost posuvu cívkového rámu v závislosti na průměru navíjené cívky

Křivka v grafu 2 znázorňuje změnu úhlu působení přítlačné síly mezi navíjecím válečkem a navíjenou cívkou. V průběhu navíjecího procesu, v důsledku zvětšování průměru navíjené cívky, nelineárně klesá úhel působení této síly.

Graf 2: Změna úhlu působení přítlačné síly v závislosti na průměru navíjené cívky

0 20 40 60 80 100 120

60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 250

Velikost posuvu cívkového rámu [mm]

Průměr navíjené cívky [mm]

Závislost velikosti posuvu cívkového rámu na průměru navíjené cívky

0 5 10 15 20 25 30 35 40

60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 250

Velikost úhlu přítlaku [°]

Průměr navíjené cívky [mm]

Závislost velikosti úhlu působení přítlačné síly na průměru navíjené cívky

28

2.1.2 Analýza mezery mezi rozváděcím válcem a navíjenou cívkou Pro kvalitní návin je zapotřebí, aby mezera mezi rozváděcím válečkem a navíjenou cívkou měla specifické parametry. Závisí na ní totiž důležitější parametr a to délka tečny mezi těmito dvěma válci, s kterým je přímo svázán tvar navinuté cívky.

V původní práci je ovšem pomyšleno pouze na velikost mezery, která by měla být malá a konstantní nebo se lehce zvyšovat. Na počátku procesu měla být 1,5mm. [3]

Obrázek 19: Schéma rozmístění válců v navíjecím ústrojí

Jelikož známe konstrukční uspořádání jednotlivých válců a také již vypočtený posuv cívkového rámu, lze snadným způsobem vyjádřit vztah pro výpočet velikosti této mezery v závislosti na průměru navíjené cívky

𝑚(𝑑) = √𝑦_𝑟𝑐²+ 𝑥_𝑟𝑐(𝑑)²−𝑑_𝑟+ 𝑑

2 , (10)

kde 𝑥_𝑟𝑐(𝑑) = 𝑥_𝑟𝑛+ 𝑥_𝐶(𝑑). (11)

29 Do grafu 3 je následně vynesena křivka velikosti této mezery v závislosti na průměru navíjené cívky. Dle požadavku uvedeného v práci [3] se tato mezera v průběhu navíjení zvětšuje nebo zůstává konstantní. Změna velikosti mezery není příliš velká, přibližně 0,8mm, ale tento parametr neudává nic zásadního, kromě informace, jak daleko bude rozváděcí váleček v průběhu navíjecího procesu od navíjené cívky. Průběh velikosti mezery vyšel stejný jako průběh v práci [3], kde se tyto hodnoty odečítaly z modelu.

Graf 3: Průběh velikosti mezery mezi rozváděcím válečkem a navíjenou cívkou Důležitějším parametrem je ovšem již zmíněná a v původním řešení opomenutá hodnota délky tečny mezi těmito dvěma válci. Právě na této hodnotě je závislý tvar vznikajícího návinu. Tato hodnota také závisí na hloubce drážky v úvratích rozváděcího válečku. Tato drážka je v těchto úvratích hluboká b=2,5mm. Následně lze délku tečny v závislosti na průměru cívky vyjádřit vztahem

𝑡(𝑑) = √(𝑑_𝑟+ 𝑑

2 + 𝑚(𝑑))

2

− (𝑑_𝑟+ 𝑑 2 − 𝑏)

2

. (12)

Průběh změny této hodnoty byl zaznamenán do grafu 4. Délka této tečny při nulovém návinu vyšla přibližně 25mm a s narůstajícím průměrem cívky se tato hodnota zvyšovala. Po navinutí cívky s průměrem 250mm vzrostla tato hodnota až nad 40mm.

To by mělo zřejmě za následek příliš výrazné snížení šířky cívky na konečném průměru cívky. Ze stávajícího uspořádání polohy vodiče příze na rotorových strojích vůči místu,

0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5

60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 250

Velikost mezery[°]

Průměr navíjené cívky [mm]

Závislost velikosti mezery na průměru navíjené cívky

30 kde dochází k uložení příze na cívku, vyplývá, že procentuální změna je výrazně menší než odpovídá zjištěné hodnotě v grafu 4, kde je tato změna cca 60%.

Graf 4: Průběh délky tečny mezi rozváděcím válečkem a navíjenou cívkou

2.1.3 Analýza lineárního vedení

Pro dosažení požadovaného pohybu cívkového rámu při navíjení bylo použito lineární vedení, které je složeno ze dvou kolejnic ve vzdálenosti přibližně šířky cívky a dvou stejných vozíků. Jelikož původní řešení neobsahuje žádný důvod, proč byl zvolen tento typ vedení a počet vozíků, provede se nyní jeho analýza. [3]

Protože je k dispozici celý konstrukční model, lze z něj získat pouze takovou část, která je připevněna právě k lineárnímu vedení. Díky přiděleným materiálům snadno zjistíme hmotnost a polohu těžiště této sestavy, což nám umožní následně vypočítat velikost momentů působících ve všech třech souřadnicových osách. Působí zde také síly od pneumotorů zajišťující přítlak cívky. Jelikož jsou ale vozíky dva ve vzdálenosti přibližně šířky cívky, momenty kolem os Y a Z budou minimální. Zajímá nás tedy pouze moment kolem osy X, který vyvozuje samotná tíha sestavy obsahující cívkový rám nesoucí cívku a konzoly, která spojuje cívkový rám s tímto vedením. Tuto sestavu znázorňuje obrázek 20.

V softwaru Creo bylo stanoveno, že hmotnost této sestavy je při plném návinu ms=6,7kg a vzdálenost těžiště od místa připevnění k vedení je rs=150mm.

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45

60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 250

Délka tečny [mm]

Průměr navíjené cívky [mm]

Závislost délky tečny na průměru navíjené cívky

31 Obrázek 20: Sestava připevněná k lineárnímu vedení

Moment, působící na každý vozík, lze vypočítat jako polovinu tíhové síly sestavy vynásobenou touto vzdáleností

𝑀_𝑥= 𝐺 ∗ 𝑟_𝑠

2 = 𝑚_𝑠∗ 𝑔 ∗ 𝑟_𝑠

2 (13)

Na každý vozík tedy působí moment o velikosti 4,93Nm. Navržený typ snese moment o velikosti až 190Nm [6].

2.2 Konstrukce systému přítlaku mezi navíjenou cívkou a navíjecím válečkem

Velikost přítlačné síly mezi navíjenou cívkou a navíjecím válečkem je jedním z nejdůležitějších faktorů při tvorbě návinu. Tato síla ovlivňuje výslednou kvalitu návinu, ale také samotný proces navíjení. Kdyby byla tato síla příliš nízká, docházelo by k nežádoucímu prokluzu mezi válečky. Naopak příliš vysoká síla by měla za následek rozválcování již navinutého materiálu.

V případě původního řešení byl tento problém s vyvozením dostatečné přítlačné síly vyřešen tak, že bylo použito dvou vhodně umístěných pneumatických válců. Jeden z nich byl umístěn v horizontální pozici, aby působil stále ve směru proti posuvu cívkového rámu. Díky tomu působil tento pneumotor proti posuvu konstantní silou.

Druhý pneumotor byl v konstrukci umístěn tak, aby se při navíjecím procesu postupně snižovala síla, kterou tento válec působil proti směru posuvu rámu. Toho se dosáhlo takovým způsobem, že na začátku samotného procesu navíjení byl natočený o 45°.

V konečné fázi se tento válec dostal do pozice kolmé k rovině posuvu, tudíž veškerou

32 sílu od tohoto válce zachycuje lineární vedení. Orientaci obou válců na počátku a konci navíjecího procesu prezentuje obrázek 21. [3]

2.2.1 Analýza systému vyvozující přítlačnou sílu

Z praxe je známo, že se velikost přítlačné síly pro dostatečně kvalitní návin pohybuje kolem v rozsahu mezi 35 – 20N. Příklad ideálního průběhu této síly je znázorněn v grafu 5. Tohoto průběhu je využíváno pro určitý typ bezvřetenového dopřádacího stroje. V první půlce navíjení tato síla klesá strměji než v půlce druhé, kde se její velikost postupně vyrovnává a při navíjení větších cívek než 250mm by mělo její snižování téměř ustat. V dalších kapitolách bude tento průběh brán jako ideální nebo také požadovaný.

Graf 5: Příklad ideálního průběhu přítlačné síly v závislosti na průměru cívky

0 5 10 15 20 25 30 35 40

60 75 90 105 120 135 150 165 180 195 210 225 240 255 270 285 300

Přítlačná síla [N]

Průměr navíjené cívky [mm]

Velikost ideální přítlačné síly v závislosti na průměru navíjené cívky Obrázek 21: Orientace působení pneumatický válců [3]

33 Jak již bylo zmíněno v předcházející kapitole, v původní navržené konstrukci byly pro vyvození přítlačné síly mezi navíjecím válečkem a navíjenou cívkou použity dva pneumatické válce. Pro výpočet výsledné přítlačné síly takovéto konstrukce byly do obrázku 22 znázorněny všechny potřebné parametry.

Obrázek 22: Schéma působení pneumotorů v původním konstrukčním řešení Jelikož již z kapitoly 2.1.1 známe velikost posuvu cívkového rámu a měnící se úhel působení přítlačné síly, z konstrukčního řešení umístění natočeného pneumotoru a síly, které tyto válce vyvozují, můžeme vypočítat hodnoty výsledné přítlačné síly mezi cívkou a navíjecím válečkem v závislosti na průměru navíjené cívky z následujících vztahů. Velikosti konstantních sil, které tyto pneumotory vyvozují, jsou u horizontálního válce Fpn1=20N a u natočeného válce Fpn2=15N.

𝑥_𝑃(𝑑_𝑚𝑖𝑛) = 𝑝(𝑑_𝑚𝑎𝑥) = 𝑦_𝑃 (14) 𝑥_𝑃(𝑑_𝑚𝑎𝑥) = 𝑥_𝑃(𝑑_𝑚𝑖𝑛) − 𝑝(𝑑_𝑚𝑎𝑥) = 0 (15) Změna úhlu β(d) natočení druhého pneumotoru

𝑥_𝑃(𝑑) = 𝑥_𝑃(𝑑_𝑚𝑖𝑛) − 𝑝(𝑑) (16) 𝛽(𝑑) = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 𝑦_𝑃

𝑥_𝑃(𝑑)= 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 𝑦_𝑃

𝑦_𝑃− 𝑝(𝑑) (17)

34 Síly, které pneumotory vyvozují v rovině posuvu cívkového rámu

𝐹_{𝑝𝑛1𝑥} = 𝐹_𝑝𝑛1 (18)

𝐹_{𝑝𝑛2𝑥}(𝑑) = 𝐹_𝑝𝑛2∗ cos 𝛽(𝑑) (19) 𝐹_𝑝𝑛𝑥(𝑑) = 𝐹_{𝑝𝑛1𝑥}+ 𝐹_{𝑝𝑛2𝑥}(𝑑) (20) Tyto síly jsou následně zaznamenány do grafu 6 a odpovídají průběhům uvedených v práci [3].

Graf 6: Průběh velikosti sil od pneumotorů v ose X

Nakonec se požadovaná přítlačná síla navíjené cívky na navíjecí váleček při působení dvou takto uspořádaných pneumotorů vypočte ze vztahu

𝐹_𝑃(𝑑) = 𝐹_𝑝𝑛𝑥(𝑑)

cos 𝛼(𝑑) (21)

Průběh této síly je zaznamenán v grafu 7. Z tohoto grafu vyplývá, že má výsledná křivka nevyhovující průběh. Na počátku navíjecího procesu dochází ke snižování této síly, ale s rostoucím průměrem cívky by se toto klesání mělo zpomalovat.

V tomto případě ale přítlačná síla klesá téměř lineárně po celý průběh navíjení. Také její hodnoty jsou vyšší než hodnoty ideální.

0 5 10 15 20 25 30 35

50 70 90 110 130 150 170 190 210 230 250

Síla vyvozená pneumotory [N]

Průměr navíjené cívky [mm]

Závislost síly vyvozené pneumotory (v ose X) na průměru cívky

Síla pneumotoru 1 Síla pneumotoru 2 Celková síla pneumotorů

35 Graf 7: Průběh velikosti přítlačné síly skutečné a ideální v závislosti na průměru cívky

2.3 Konstrukční řešení rozmazávání krajů

Způsob rozmazávání krajů je znázorněn na obrázku 23. K rozmazávání dochází vlivem přesouvání rozváděcího válečku (7) přes okraje cívky. Společně s válečkem se musí pohybovat i hřídel (1), na níž je váleček pevně nalisován. Problém posuvu hřídele za její současné rotace je vyřešen tak, že je hřídel vložena do náboje (2), který je uchycen v ložiskách (3). Z motoru na náboj se přenáší krouticí moment pomocí ozubené řemenice (4) a pera. Použití pera je výhodné také pro přenesení krouticího momentu z náboje na hřídel. Toto pero ale nemůže být těsné, protože musí umožňovat axiální pohyb ve vnitřní drážce náboje. Pro zajištění tohoto pohybu je třeba volit vhodné umístění hřídele v náboji. Válcové plochy v díře náboje a na hřídeli musí být broušeny pro minimální tření. [3]

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45

60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 250

Přítlačná síla [N]

Průměr navíjené cívky [mm]

Závislost velikosti přítlačné síly na průměru navíjené cívky

Skutečná síla Ideální síla

36 Obrázek 23: Princip rozmazávání krajů [3]

Pomocí pneumatického válce (6) je docíleno posuvu hřídele s rozváděcím válečkem. Tento válec je na hřídel uchycen přes ložiskový domeček (5), v němž je radiální ložisko. Maximální vzdálenost přejetí přes okraje navíjené cívky je 5mm na každé straně, vzhledem ke zdvihu použitého pneumotoru.

Výhodou je také plynulost přesouvání a možnost nastavení vzdálenosti přejetí přes okraj cívky mechanickými zarážkami. Tuto vzdálenost lze definovat pomocí dvojice šroubů (9) umístěných na omezovacím rámu (8). [3]

2.4 Nedostatky původního konstrukčního řešení

Z předcházejících kapitol lze konstatovat určité nedostatky, které původně navržená konstrukce obsahuje. Mezi hlavní patří nevyhovující průběh přítlačné síly, který by neměl mít téměř lineární průběh. Systém pro vyvození této síly, složený ze dvou pneumatických válců, je příliš složitý, což zbytečně prodražuje řešení.

Dále potom nevhodně navržený průběh velikosti mezery mezi rozváděcím válečkem a navíjenou cívkou, kdy nebyla zmíněna vazba této mezery na délku tečny mezi těmito dvěma válci, která charakterizuje velikost změny šířky návinu. Tato změna je v tomto konstrukčním řešení příliš vysoká, což by pravděpodobně způsobilo výrazné zmenšení šířky cívky.

V neposlední řadě také zbytečně předimenzované lineární vedení, které svoji cenou také nepřispívá k dosažení ideálního konstrukčního řešení.

Vůbec nezmíněné, ale o to důležitější ústrojí celého navíjecího zařízení, je odtahové ústrojí. Samotný proces navíjení by bez této části nemohl fungovat. Toto

37 ústrojí by mělo být ještě před rozváděcím válečkem a být také svázáno s ústrojím navíjecím. Mezi odtahovým válečkem a válečkem navíjecím by měl být rozdíl v obvodových rychlostech k dosažení potřebné tahové síle v navíjené přízi.

Dalším chybějícím prvkem původního navíjecího ústrojí je kompenzace, která je nutná při průchodu příze rozváděcím válečkem. Délka příze potřebná pro průchod válečkem se mění jak při rozvádění od jedné úvratě k druhé tak při vedení drážkou, jejíž hloubka není konstantní.

Dále také nevhodný systém rozmazávání krajů s využitím pneumatického válce.

Tento systém by mohl být vhodný pro funkční model, ne však pro celý dopřádací stroj.

38

3 Návrhy nového konstrukčního řešení

Z výše zmíněných kapitol vyplývá, že je zapotřebí provést optimalizaci určitých konstrukčních uzlů, mezi které patří především mechanismus pro vyvození požadované přítlačné síly mezi navíjecím válečkem a navíjenou cívkou, ale také například citlivější navržení lineárního vedení pro pohyb cívkového rámu.

Pro zaručení konkurenceschopnosti je zapotřebí, aby optimalizované navíjecí ústrojí umožňovalo navíjet cívky s průměrem až 300mm.

3.1 Optimalizace systému přítlaku

Jak již bylo zmíněno v kapitole 2.2, v původní konstrukci byl přítlak řešen dvěma pneumatickými válci. Výsledná přítlačná síla mezi navíjenou cívkou a navíjecím válečkem měla v takovéto konstrukci nevhodný průběh. Navíc i její velikost byla nad požadovanými hodnotami. Proto byla provedena optimalizace této části konstrukce.

3.1.1 Optimalizace systému přítlaku s 2 pneumotory

Původně byly použity 2 pneumatické válce, z nichž jeden byl natočený. V první části optimalizace se tedy hledalo umístění tohoto natočeného válce tak, aby se dosáhlo zlepšení průběhu přítlačné síly. Měnily se ale také další parametry, které jsou znázorněny na obrázku 24.

Obrázek 24: Schéma umístění pneumotorů

39 Mezi tyto parametry tedy patřily souřadnice umístění pneumotoru, které se měnily v intervalech

𝑥_𝑝(𝑑_𝑚𝑖𝑛) = −300 − 300𝑚𝑚 𝑠 𝑘𝑟𝑜𝑘𝑒𝑚 5𝑚𝑚 (22)

𝑦_𝑝 = 0 − 200𝑚𝑚 𝑠 𝑘𝑟𝑜𝑘𝑒𝑚 5𝑚𝑚 (23)

Záporné hodnoty x-ové souřadnice umisťují pneumatický válec tak, že se jeho úhel natočení v průběhu navíjecího procesu snižuje. Kladné hodnoty této souřadnice značí naopak pozici, kdy se jeho úhel zvyšuje.

Dále také velikosti konstantních sil, které pneumotory vyvozují

𝐹_𝑝𝑛12 = 0 − 30𝑁 𝑠 𝑘𝑟𝑜𝑘𝑒𝑚 0,5𝑁 (24) Posledním měnícím se parametrem byly parametr yc, který definuje vzdálenost mezi navíjenou cívkou a navíjecím válečkem v ose y. Bylo zjištěno, že při zvětšování této hodnoty bude docházet k výraznějšímu poklesu přítlačné síly v první půlce navíjecího procesu. Toto zjištění bylo vzhledem k optimálnímu průběhu této síly velice optimistické. Tento parametr se měnil v mezích

𝑦_𝑐 = 38 − 53𝑚𝑚 𝑠 𝑘𝑟𝑜𝑘𝑒𝑚 0,5𝑚𝑚. (25) Následně lze vypočítat změnu úhlu působení natočeného pneumotoru jako

𝛽(𝑑) = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 𝑦_𝑝

𝑥_𝑝(𝑑)= 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 𝑦_𝑝

𝑥_𝑝(𝑑_𝑚𝑖𝑛) − 𝑝(𝑑) (26) a samotnou sílu, kterou vyvozuje pneumatický válec v ose x

𝐹_{𝑝𝑛1𝑥}(𝑑) = 𝐹_𝑝𝑛1∗ cos (𝛽(𝑑)) (27) Na závěr může být spočtena přítlačná síla mezi navíjenou cívkou a navíjecím válečkem při působení dvojice pneumatických válců ze vztahu

𝐹_𝑝(𝑑) = 𝐹_𝑝𝑛2+ 𝐹_{𝑝𝑛1𝑥}(𝑑)

cos 𝛼(𝑑) (28)

Pro tuto optimalizaci byl vytvořen v softwaru Matlab výpočtový program (příloha M268-A1), který pro zadané parametry vykreslí křivky průběhu přítlačné síly