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Webstuhl
Gegenstand der Erfindung ist ein Webstuhl mit zum Zwecke der Kettbaumsteuerung in beweglichen
Lagerhebeln gelagertem Hauptstreichbaum.
Die der Erfindung zugrunde liegende Aufgabe besteht darin, Mittel und Wege zu finden, um die Grundspannung der Kette in absoluten Werten festlegen zu können. Bekanntlich spielt diese Grundspannung in bezug auf'die Eigenschaften des Gewebes eine wesentliche Rolle, und es besteht, insbesondere im Hinblick auf gewisse Nachbehandlungen des Gewebes, ein wesentliches Bedürfnis, nicht nur von einem Webstuhl Gewebe mit gleicher und im voraus genau bestimmter Kettspannung zu erhalten, sondern eine Mehrzahl von Webstühlen derart einstellen zu können, dass diese Grundspannung bei allen die gleiche und eine im voraus bestimmte ist. Wohl warenansich Einrichtungen bekannt (z. B. eine solche gemäss der deutschen Patentschrift Nr. 650888), bei welchen eine Einstellmöglichkeit bestand. Mitsolchen Einstelleinrichtungen, z. B.
Federn mit einstellbarer Vorspannung, war aber weder eine Konstanthaltung der Grundspannung noch deren Einstellung auf einen ganz bestimmten Wert möglich. Der Grund für dieses Versagen war die Federkonstante, indem die von einer Feder ausgeübte Kraft der Deformation proportional ist, was zur Folge hat, dass diese Kraft von der Steihlna : des Streichbaumesahlbhänp'-, d. h. je nach der Streichba Llmstellung eine andere ist. Dass sich auf diese Welse eine Konstanthaltung der Grundspannung der Kette nicht erreichen liess. dürfte einleuchtend sein, indem bei Webstühlen mit beweglich gelagertem Streichbaum die Lage dieses Streichbaumes eben ändert.
So bestand bis heute bekanntlich das einzige Mittel, die Grundspannung zu bestimmen, darin, dass der Weber von Hand empirisch und erfahrungsmässig ungefähr abschätzte, ob die Kettspannung für das betreffende Gewebe die richtige sei oder nicht.
Die erste Voraussetzung, um die Kettspannung in der genannten Weise unter Kontrolle bringen zu können, ist demnach die, diese Grundspannung zum mindesten weitgehend konstant zu halten.
Es wurde bereits vorgeschlagen, zu diesem Zwecke den Streichbaum in beweglichen Lagerhebeln zu halten, welche Einrichtungen. es gestatteten, die freie Kettlänge abzutasten und in Funktion dieser freien Kettlänge den Nachschaltschritt des Kettbaumes zusteuern. Bei diesen vorbekannten Einrichtungen konnte aber nicht vermieden werden, dass sich die Grundspannung der Kette mit der Lage des Streichbaumes änderte.
Dies ist leicht einzusehen, wenn man sich die auf den Streichbaum einwirkenden Kräfte vergegen- wärtigt, Bezeichnet man bei einer der vorbekannten Einrichtungen, bei welchen das verschwenkbar gelagerte Aggregat ausschliesslich aus einem einzigen Streichbaum besteht, den senkrechten Abstand der vom Kettbaum ablaufenden Kettfäden vom Drehpunkt des Aggregates mit"a"und denjenigen der auf das Aggregat bzw. den Streichbaum auflaufenden Kettfäden mit "b" (analog der Bezeichnung in Fig. 5), so übt die Kette auf dieses Aggregat ein Drehmoment aus, welches proportional a - b ist.
Die vorbekannte Anordnung hatte nun zur Folge, dass, wenn bei einer Verschwenkung des Aggregates bzw. des Streich- baumes"a"abnimmt,"b"grösser wird, d. h. der Wert a - b und damit die Grundspannung der Kette sich ganz erheblich verändert. Dieser Abhängigkeit der Grundspannung der Kette von der Lage des Streichbaumes wegen ist natürlich bei den vorbekannten Webstühlen eine angenäherte Konstanthaltung der Kettspannung nicht möglich.
Von diesem Stand der Technik ausgehend hat sich nun die Patentinhaberin die Aufgabe gestellt, durch eine einfache konstruktive Massnahme innerhalb des praktisch vorkommenden Verschwenkwinkels des Streichbaumes eine weitgehende Konstanthaltung und Kontrolle der Kettengrundspannung zu ermöglichen.
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Dies wird erfindungsgemäss dadurch erreicht, dass, in Laufrichtung der Kettfäden gesehen, vor dem Hauptstreichbaum ein zu diesem paralleler Nebenstreichbaum vorgesehen ist, der in den gleichen Lagerhebeln wie der Hauptstreichbaum gelagert ist, und dass mit den Lagerhebeln Schwenkkörper verbunden sind, welche ihrerseits mit dem Kettbaumantrieb in Verbindung stehen. Dies hat zur Folge, dass bei einer 5 Verdrehung der Lagerhebel, d. h. einer Veränderung der Lage des Hauptstreichbaumes, innerhalb der praktisch in Frage kommenden Grenzen eine Verkleinerung des Hebelarmes a auch eine Verkleinerung des Hebelarmes b bewirkt, so dass das zur Differenz dieser Hebelarme (a. b) proportionale und die Kettspannung bestimmende Moment praktisch konstant bleibt.
Dadurch aber ist die Unabhängigkeit der Grundspannung der Kette von der jeweiligen Lage des Hauptstreichbaumes erreicht und so die Voraussetzung für die Konstanthaltung der Grundspannung der Kette erfüllt.
In der Zeichnung ist eine beispielsweise Ausführungsform des Erfindungsgegenstandes dargestellt, u. zw. zeigt Fig. l eine Ansicht einer Einrichtung zur Kettbaumsteuerung von hinten, Fig. 2 eine Draufsicht auf diese, Fig. 3 eine Seitenansicht hievon in Richtung der Pfeile A in Fig. l und 2, Fig. 4 eine Seitenansicht hievon in Richtung der Pfeile B in Fig. l und 2, Fig. 5 eine schematische Darstellung des kinematischen Teiles der Einrichtung, Fig. 6 eine Draufsicht auf die Antriebsnockenscheibe, Fig. 7 eine graphische Darstellung der Nockensteuerung und Fig. 8 einen Schnitt durch eine Bremsvorrichtung.
In der Zeichnung ist der hintere Teil eines Webstuhles dargestellt, in welchem der Kettbaum 1 zwischen zwei mit dem Maschinengestell 2 verschraubten Lagerplatten 3a und 3b drehbar gelagert ist. Der Antrieb des Kettbaumes erfolgt über ein auf der Kettbaumwelle la sitzendes Schneckenrad 4. welches mit der auf der Welle 5 sitzenden Schnecke 6 kämmt. Die Welle 5 ist über eine Freilaufkupplung7 mit dem Antriebszapfen 8 verbunden, wobei die Freilaufrichtung derjenigen Drehrichtung entspricht. die das Abwickeln der Kette vom Kettbaum bewirkt.
Der Sinn der Freilaufkupplung 7 ist der, dass die Drehbewegungen des Zapfens 8 nur in einem Drehsinne, nämlich demjenigen'zur Abwicklung der Kette, auf die Welle 5 übertragen werden, wobei weiter die Möglichkeit besteht, ohne erst die Kupplung zwischen der Welle 5 und dem Zapfen 8 lösen zu müssen, so dass die Welle 5 vermittels des Handrades 9 in beliebigem Drehsinn verdreht werden kann. An der Lagerplatte 3 ist ein Lagerbock 10 befestigt, in welchem die das Winkelrad 11 tragende Achse 12 drehbar gelagert ist, wobei dieses Winkelgrad mit einem entsprechenden Rad 13 des Antriebszapfens 8 in Eingriff steht.
Auf dem über die Vorderseite des Lagerbockes 10 hinausstehenden Ende der Achse 12 ist frei drehbar eine Hebelhülse 14 aufgeschoben, von deren mit ihr aus einem Stück bestehenden Hebeln 15 und 16 der erste (15) mit der im Takte der Bewegungen der nicht dargestellten Lade hin-und hergehenden Schubstange 17 und der zweite (16) mit der Antriebsstange 18 ge- lenkig verbunden ist. Auf dem gleichen Ende der Achse 12 sitzt der Hebel 19 fest, der seinerseits an die Steuerstange 20 angelenkt ist.
Über den Lagerplatten 3a und 3b sind auf der Rückseite des Webstuhles am Gestell 2 die doppelwandigen Lagergestelle 21a und 21b befestigt, welche unter anderem der Lagerung der Schaltwelle 22 dienen, auf deren Bedeutung und Antrieb an späterer Stelle zurückgekommel1 werden wird. MitderLagerplatte21a ist der Träger 23 verschraubt. Dieser Träger 23 besitzt-zwei Paare von Augen 24, die der Befestigung von je einer Gleitschiene 25 dienen, auf welchen Schienen die Kulisse 26 verschiebbar angeordnet ist. Um den Zapfen 26a dieser Kulisse ist das eine Ende des Führungsstückes 27 schwenkbar, wobei ein Zapfen 20a der Steuerstange 20 in diese Führung hineinreicht und dort verschiebbar gehalten ist, während die Antriebsstange 18 an einen festen Drehzapfen 27a dieser Führung 27 angelenkt ist.
Der Zapfen 20a der Steuerstange 20 wird durch den Hebel 30, welcher mittels eines Ringstückes 30a frei drehbar um die Schaltwelle gelagert ist, stets in einem konstanten Abstand vom Zentrum des Ringstückes 30a gehalten. Auf dem über die Lagerplatte 21a hinausragenden Ende der Schaltwelle 22 sitzt das Ritzel 31 fest, welches mit einer Zahnstange 26b der Kulisse 26 kämmt. Daraus ergibt sich, dass der Zapfen 20a der Steuerstange 20 einerseits um den Drehzapfen 26a der Kulisse 26 und anderseits um den Mittelpunkt des Ringstückes 30a verschwenkbar ist, wobei die Grösse der Verschwenkbewegung abhängig ist vom Abstand zwischen den Zapfen 20a und 26a, d. h. von der relativen Lage der Kulisse 26 zum Gestell 2 bzw. zum Ringstück 30a, welche relative Stellung durch eine Verschiebung der Kulisse 26 verändert werden kann.
Eine solche Verschiebung tritt dann ein, wenn sich (auf später noch beschriebene Weise) das Ritzel 31 verdreht und so über die Zahnstange 26b die Kulisse 26 längs den Gleitschienen 25 bewegt. Wenn sich nun die Schubstange 17, wie erwähnt, im Rhythmus der Bewegungen der nicht dargestellten Lade hin-und herbewegt, so wird diese Hin-und Herbewegung über den Hebel 15, die Hebelhülse 14. und den Hebel 16 auf die Antriebsstange 18 übertragen, welche demzufolge im gleichen Takt auf-und abschwingt, wodurch das Führungsstück 27 um den Zapfen 26a der Kulisse 26 verschwenkt wird.
Die gleichen Verschwenkbewegungen führt demnach auch der Zapfen 20a der Steuerstange 20 aus, mit dem Unterschied, dass er sich zusätzlich noch im Führungsstück 26 hin- und herverschiebt, da, des He-
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bels 30 wegen, sich sein Abstand von der Mitte des Ringstückes 30a nicht ändern kann. Da in der darge- stellten Lage (Fig. 4) der Zapfen 20a der Steuerstange 20 dem Verschwenkzapfen 26a des Führungsstückes
17 näher liegt als der feste Anlenkzapfen 27a der Antriebsstange 18, werden, immer auf die dargestellte
Phase bezogen, die auf die Steuerstange übertragenen Auf- und Abbewegungen von geringerer Amplitude sein, als diejenigen der Antriebsstange 18.
Die Grosse dieser Amplitude kann nun abp : durch eine Ver- drehung der Schaltwelle 22 variiert werden, deren Ritzel 31 in die Zahnsta e 26b der Kulisse 26 ein- greift. In Fig. 4 ist die Kulisse 26 in einer rnittlelen Lage dargestellt.
Erfolgt nun eine Verschiebung der
Kulisse nach links (Fig. 4), sovergrössertsichun.. erder. Einfluss des Hebels 30 der Abstand des Zapfens 20a der Steuerstange 20 vom Schwenkzapfen 26a des Filhiungsstückes 27, womit sich die Amplitude deo alter- nierenden Auf-und Abbewegung der Steuerstange vergrössert., während eine VerscnieDung nach rechts wieder eine Verkleinerung dieser Amplitude zur Folge hat, die schliesslich gleich null wird, wenn der
Zapfen 26a von der Welle 22 den gleichen Abstand hat wie der Zapfen 20a.
Daraus ergibt sich, dass. wenn vermittels der Schaltwelle 22 bzw. des Ritzels 31, die Kulisse 26 verschoben wird, je nach der Verschie- berichtung eine Vergrösserung oder Verkleinerung der Amplitude der Bewegungen der Steuerstange 20 er- folgt.
Die Schwingbewegungen dieser Steuerstange 20 werden nun über den Hebel 19, die Welle 12 und die
Winkelräder 11 und 13 auf den Antriebszapfen 8 und die Freilaufkupplung 7 übertragen, von wo aus aber. die weitere Bewegungsübertragung, der Freilaufkupplung wegen, nur noch in einem Drehsinn, nämlich demjenigen, der der Abwicklung der Kette entspricht, über die Welle 5, die Schnecke 6 auf das Schneckenrad und damit auf die Kettbaumwelle erfolgt. Daraus ergibt sich, dass durch die Auf- und Abbewegungen der Steuerstange 20 die Kettbaumwelle la schrittweise geschaltet wird, wobei die Grösse des Schaltschrittes von der Amplitude der Schwingbewegung der Steuerstange abhängt.
Diese Amplitude ist nun wieder eine
Funktion der Stellung des Steuerstangendrehzapfens 20a innerhalb des Führungsstückes relativ zu dessen
Drehpunkt, nämlich dem Zapfen 26a der Kulisse 26. Wenn demzufolge, von der Stellung gemäss Fig. 4 ausgehend, die Kulisse durch eine entsprechende Verdrehung der Schaltwelle 22 mittels des Ritzels 31 und der Zahnstange 26b nach links bewegt wird, so vergrössern sich die Scha1tschritte des Kettbaumes, woraus schon jetzt ersichtlich ist, dass die erwähnte Drehung der Schaltwelle bei abnehmendem Durchmesser der auf dem Kettbaum aufgewickelten Kette erfolgen muss. Auf welche Weise diese Drehung zustandekommt, wird an späterer Stelle erläutert werden.
Auf der im Maschinengestell gelagerten und vom Webstuhlantrieb her in Umlauf gesetzten Welle 32 sitzt die Nockenscheibe 33, welche mit der am Ende des um den Drehpunkt 34 schwenkbaren Tasterhe- bels 35 gelagerten Rolle 36 zusammenarbeitet. Um den gleichen Drehpunkt schwenkbar ist der Übertra- gungshebel 37, der mittels des Winkelbleches 38 mit dem Tasterhebel 35 verbunden ist, wobei in Schlitze
39 des Winkelbleches eintretende Schrauben 40 gestatten, den Winkel zwischen den beiden einen Win-
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sitzenden HebelhUlse 46 angelenkt. Die Achse 45 ist ihrerseits in zwei Schwenkkörpern 47 und 48 gelagert, welche um die beidseitig des Maschinengestellhinterteiles zwischen den Schenkeln der doppelwan- digen LagcrplatMi 21a und 21b gelagerte Schwenkachse 49 gemeinsam verschwenkbar sind.
Aufder Achse 45 sitzt der gelenkig mit dem einen Ende des Lenkers 51 verbundene Hebel 50, während das andere Ende dieses Lenkers 51 an den Lagerhebel 52 angelenkt ist, dessen anderes Ende frei um die Schwenkachse 49 der Körper 47, 48 verdrehbar ist. Dem Lenker 51 und dem Lagerhebel 52 entspricht auf der andern Seite des Maschinengestelles (Fig. 4) ein gleicher Lenker 53 bzw. ein gleicher Lagerhebel 54, wobei das freie Ende des Lenkers 53 an einen dem Arm 50 entsprechenden und um die Achse 45 drehbaren Arm 55 angelenkt ist, während das freie Ende des Lagerhebels 54 ebenfalls um die Schwenkachse 49 drehbar ist.
Die beiden Lagerhebel 52 und 54 weisen entsprechende Lager 56 und 57 bzw. 58 und 59 auf, in welche Lager die Welle 60 des Streichbaumes 61 bzw. die Welle 62 einer Umleitwalze 63 eingelegt sind. Unterhalb der Umleitwalze 63 ist weiter eine feste Umleittrommel 89 vorgesehen, so dass die Kette 76 vom Kettbaum 1 über die Umleittrommel 89, die Umleitwalze 63 und den Streichbaum 61 verläuft.
Aus diesem Aufbau ergibt sich, dass die Lagerhebel 52 und 53 bzw. der Streichbaum 61 in zwei verschiedene Übertragungssysteme eingebaut und demzufolge zwei verschiedenen Beeinflussungen ausgesetzt sind. So bewirkt die Nockenscheibe 33 eine Verschwenkung des starren Doppelhebels 35,37 um den Drehpunkt 34 und damit über den Lenker 42 eine Verschwenkung der Hebelhülse 46 sowie der Achse 45 und damit schliesslich über die Lenker 51 und 53 eine Verschwenkung der Lagerhebel 52 und 54 samt dem Streichbaum 61 und der Umleitwalze 63.
Eine analoge Verschwenkung kann aber auch von den Schwenkkörpern 47 und 48 her erfolgen, u. zw. so, dass eine Verschwenkung dieser Körper um die Achse 49 über
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die in ihnen gelagerte Welle 45 und über die Arme 50 und 55 und die Lenker 51 und 53 eine entsprechende Verschwenkung der Lagerhebel 52 und 54 um die Schwenkachse 49 bewirkt. Ein Verschwenkmoment auf die Körper 47 und 48 wird nun durch das Gewicht 64 ausgeübt, welches über das über die Rolle 65 umgelenkte Stahlband 66 an der auf der Schaltwelle 22 sitzenden Trommel 67 befestigt ist. Die Schwenki körper 47 und 48 besitzen je eine Durchbrechung 68 bzw. 69 mit einer Innenverzahnung 70 bzw. 71, durch welche Durchbrechungen die Schaltwelle 22 durchtritt, auf der zwei mit je einer dieser Innenverzahnungen 70 und 71 kämmende Zahnräder 72 und 73 sitzen.
Daraus ergibt sich, dass das Gewicht 64 in Fig. 3 den Schwenkkörpern ein Drehmoment im Uhrzeigersinn erteilt. Am Schwenkkörper 47 greift weiter eine im wesentlichen durch einen Kolben 74 und einen Zylinder 75 gebildete Bremsvorrichtung (vgl. Fig. 8) von ganz besonderer Charakteristik an. Im Hohlkolben 74 ist unterhalb der Durchbrechung 74a ein Ventil 81 eingebaut, welches von unten her durch die Feder 82 gegen seinen Sitz 83 zum Zwecke des Abschlusses der Durchlauföffnung 88 angepresst wird. Der Kolbenkopf 84 ist dichtend gleitbar innerhalb des Zylinders 75 gelagert und von einer Bohrung 85 durchbrochen. Ein Überlaufstutzen ist mit 86'bezeichnet.
Die Bremseinrichtung besitzt demnach zwei Räume, nämlich einen ersten Raum 86, der aus dem über dem Ventil 81 gelegenen Hohlraum des Kolbens 74 und dem mit diesem Hohlraum durch die Durchbrechung 74a kommunizierenden Zylinderhohlraum über dem Kolbenkopf 84 besteht, und einem zweiten Raum 87 unterhalb des Ventiles 81 und des Kolbenkopfes 84. Die beiden Räume 86 und 87 sind stets durch die Bohrung 85, und, bei offenem Ventil, durch die Durchlauföffnung. 88 miteinander verbunden. Im betriebsbereiten Zustand sind beide Räume 86 und 87 mit Flüssigkeit, z. B. Öl, gefüllt. Wird nun der Kolben nach oben gezogen, so entsteht im Raum 87 ein Unterdruck, das Ventil 81 gibt die Durchlauföffnung 88 frei und der Druckausgleich zwischen den beiden Räumen erfolgt ohne merkbare Bremsung der Aufwärtsbewegung über die genannte Durchlauföffnung.
Beim Einstossen des Kolbens hingegen wird das Ventil 81 durch den Überdruck im Raum 87 gegen seinen Sitz 83 gepresst. Es kann deshalb die Durchlauföffnung 88 nicht freigeben, so dass der Druckausgleich zwischen den Räumen 86 und 87 ausschliesslich durch die Bohrung 85 erfolgen muss. Dies hat zurFolge, dass einerseits langsame Abwärtsbewegungen des Kolbens ebenfalls praktisch ungebremst erfolgen können, anderseits aber Abwärtsbewegungen, die eine gewisse Geschwindigkeit überschreiten, stark gebremst werden.
Die von der Nockenscheibe 33 abgeleiteten und die von den Schwenkkörpern 47,48 herrührenden Bewegungen der Lagerhebel 52,53 dürfen sich gegenseitig nicht beeinflussen. Diese Bedingung ist nur dann erfüllt, wenn die von den Zentren 41 und 49 aus durch den Gelenkpunkt 43 beschriebenen zwei Kreisbogenabschnitte in einem genügend grossen Abschnitt praktisch zusammenfallen.
Dieser Bedingung wird beim dargestelltenAusführungsbeispiel in praktisch genügendem Masse dadurch Rechnung getragen. dass die beiden Zentren 41 und 49 sehr nahe beieinander liegen, d. h., dass der beim Umlauf der Nockenscheibe 33 vom Zentrum 34 aus durch den Gelenkpunkt 41 beschriebene Kreisbogen die Achse 49 schneidet, wobei der Zapfen 41 von diesem Schnittpunkt aus nach beiden Seiten hin ungefähr gleich weit ausschlägt und dass ferner die an diesen Kreisbogen in diesem Schnittpunkt gelegte Tangente mit der Richtung des Gelenkhebels 42 zusammenfällt, wennsichdie Schwenkkörper 47, 48 in einer mittleren Lage befinden, d. h. in einer etwas tieferen als in den Fig. 3 und 4 dargestellt.
Aus dem beschriebenen Aufbau ergibt sich, dass, wenn man einstweilen von der ohnehin nur eine zusätzliche Vervollkommnung darstellenden Steuerung durch die Nockenscheibe 33 absehen will, auf die Schwenkkörper 47 und 48 einerseits über die Lagerhebel 52 und 54, die Lenker 51 und 53 sowie die Arme 50 und 55 durch die Spannung der Uber den Streichbaum 61 und die Umleitwalze 63 geführten und auf dem Kettbaum 1 aufgewickelten Kette 76 ein Drehmoment M und anderseits über die Zahnräder 72 und 73 durch das Gewicht 64 ein entgegengesetzt wirkendes Drehmoment B ausgeübt wird, wobei das Drehmoment B konstant, das Drehmoment M jedoch eine Funktion der Kettspannung ist.
Dass das Drehmoment M praktisch nur eine Funktion der Kettspannung und nicht in merkbarem Masse auch von der Winkelstellung der Lagerhebel 52 und 54 abhängig ist, hat seinen Grund darin, dass die Lagerhebel sowohl der Lagerung des Streichbaumes 61 als auch der Lagerung der Umleitwalze 63 dienen, so dass eine Bewegung der Lager des Streichbaumes zwangsläufig eine entsprechende Bewegung der Lager der Umleitwalze bewirkt. Bezeichnet man die Kettspannung mit K, so ist das auf die Lagerhebel und somit auf die Schwenkkörper wirkende Drehmoment M = K (a-b) ; vgl. Fig. 5.
Dank der gewählten Lagerung des Streichbaumes 61 und der Umleitwalze 63 in den gleichen Lagerhebeln 52 und 54 gelingt es nun, die geometrischen Hebelarme a und b in eine solche Beziehung zueinander zu bringen, dass die Differenz (a-b) auch bei einer Verdrehung der Lagerhebel praktisch konstant und dank der Anordnung der festen Umleittrommel 89 vom Durchmesser des Kettbaumes unabhängig bleibt. Um eine vorgeschriebene Kettspannung jederzeit ohne Umstände einstellen zu können, soll ein zweckmässiges Übersetzungsverhältnis zwischen Gewicht und Kettspannkraft
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gewählt werden. So ist im Ausführungsbeispiel dieses Verhältnis auf 1 : 10 festgesetzt, was wegen der knap- pen Platzverhältnisse zur Wahl einer Innenverzahnung der Schwenkkörper 47,48 führte (B : (a-b) = 10. G.).
Genau dimensionierte Gewichtsplatten von 5,2, 1 und 0,5 kg erlauben eine leichte Einstellung der Kett- spannkraft mit der Möglichkeit einer Stufenvariation von jeweils 5 kg. Ist nun beispielsweise die Kett- 5 spannung gering und M < B, so verdrehen sich die Schwenkkörper samt dem Streichbaum 61 und der Um- leitwalze 63 in Fig. 3 im Uhrzeigersinn, wodurch die Kette gespannt wird, das Drehmoment M sich ver- grössert und die Bewegung des Streichbaumes erst dann aufhört, wenn der Gleichgewichtszustand zwischen den beidenDrehmomentenund damit die gewünschte und durch die Bemessung des Gewichtes einstellbare
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spannung im Verlaufe des Webvorganges, und wird demzufolge M > B, so verschwenkt sich der Streich- baum 61 bzw. verdrehen sich die Schwenkkörper 47 und 48 in Fig.
3 im Gegenuhrzeigersinn, welche Ver- schwenkbewegung nun aber, je nach ihrer Geschwindigkeit, durch die Einrichtung 74,75 gebremst wird.
Rührt ein allfälliger Anstieg des Drehmomentes M z. B. von zu kleinen Kettbaumschaltungen her, so erfol- gen die entsprechenden Verschwenkbewegungen der Schwenkkörper 47 und 48 praktisch widerstandslos, da solche Bewegungen, wie alle, die durch die üblichen Kettspannungsdifferenzen hervorgerufen werden, stets nur langsam sind.
In bezug auf schnelle und kurzzeitige Kettspannungsanstiege, wie sie z. B. durch den Blattanschlag hervorgerufen werden, verhält sich die Bremseinrichtung 74, 75 ganz anders. Sie wirkt wie eine starre
Blockierung der Schwenkkörper, so dass die Blattanschläge keine Bewegung, sei es der Schwenkkör- per 47,48, des Streichbaumes 61 oder des Gewichtes 64 zu verursachen vermögen.
Daraus ergibt sich, dass es die beschriebene Anordnung ermöglicht, bei kurzen und heftigen Anstiegen der Kettspannung die Schwenkkörper zu blockieren, während langsame Kettspannungserhöhungen eine
Verschwenkung der Schwenkkörper 47, 48 in Fig. 3 im Gegenuhrzeigersinn bewirken. Eine solche Ver- schwenkbewegung hat nun über die Innenverzahnungen 70 und 71 und die Zahnräder 72 und 73 eine Ver- drehung der Schaltwelle 22 zur Folge, u. zw. in Fig. 3 im Gegenuhrzeigersinn bzw. in Fig. 4 im Uhrzei- gersinn.
Wie an früherer Stelle schon erwähnt, bewirkt eine solche Verdrehung der Schaltwelle eine Ver- schiebung der Kulisse 26 (Fig. 4) nach links und damit auch eine Verschiebung des Steuerstangenzapfens 20a innerhalb des Führungsstückes 27, u. zw. in Fig. 4 nach rechts. Dadurch vergrössert sich der Abstand dieses
Zapfens 20a vom Drehzapfen 26a und damit die Amplitude der Auf-und Abbewegung der Steuerstange 20, wodurch, wie schon erwähnt, eine Vergrösserung des Nachschaltschrittes des Kettbaumes erfolgt. Dies be- wirkt eine vermehrte Abwicklung der Kette 76 vom Kettbaum 1, so dass die Kettspannung und damit das
Drehmoment M absinkt. Durch eine durch das Gewicht 64 bewirkte gegenläufige Bewegung der Schwenk- körper 47 und 48 bzw. des Streichbaumes 61 wird so das Gleichgewicht wieder hergestellt.
Daraus er-
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kann und in der Lage ist, die Kettbaumnachstellung zu steuern, und sich schliesslich gleichzeitig bei der heftigen, aber zeitlich sehr kurzen Beanspruchung durch den Blattanschlag praktisch so verhält wie ein unbeweglich gelagerter Streichbaum.
Darüber hinaus aber kann der Streichbaum mittels der Nockenscheibe 33 noch zusätzlich selbst zwangsläufig gesteuert werden, u. zw. über die Hebel und Lenker 35, 37,42, 44,50, 53 unter der Voraussetzung, dass die schon erwähnte Bedingung in bezug auf die gegenseitige Lage der Bahn des Gelenkpunktes 41 und der Schwenkachse 49 erfüllt ist.
Eine solche zwangsläufige Steuerung ist insbesondere in bezug auf dfe Fachkompensation sowie auf einen Gegenzug beim Anschlag der Lade erwünscht. Im ersten Fall werden die durch die Fachöffnung und Fachschliessung hervorgerufenen Spannungsschwankungender Kette ausgeglichen, während im zweiten Fall im Augenblick des Anschlages der Lade ein Gegenzug erzeugt werden kann.
In Fig. 6 ist eine entsprechend ausgebildete Nockenscheibe 33 und in Fig. 7 die dadurch auf den Streichbaum während zwei Umdrehungen der Nockenwelle ausgeübte Kraft in Funktion des Verdrehungswinkels dieser Nockenscheibe dargestellt. Der kreisrunde Nockenscheibenabschnitt 77 bewirkt keine zusätzliche Steuerung des Streichbaumes ; der Abschnitt 78 hat eine entsprechend der Schliessung des Faches stetig zunehmende Verschwenkung des Streichbaumes in Fig. 3 im Uhrzeigersinn um die Achse 49, d. h. also ein zunehmendes Strecken der Kette bis zur völligen Schliessung des Faches (79) zur Folge, während der Anschnitt 80 schliesslich einen zeitlich beschränkten und mit dem Anschlag der Lade koordinierten Gegenzug bewirkt.
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lich zwangsläufig und mechanisch anzutreiben.
PATENTANSPRÜCHE : 1. Webstuhl mit zum Zwecke der Kettbaumsteuerung in beweglichen Lagerhebeln gelagertem Haupt- streichbaum, dadurch gekennzeichnet, dass, in Laufrichtung der Kettfäden (76) gesehen, vor dem Haupt- streichbaum (61) ein zu diesem paralleler Nebenstreichbaum (63) vorgesehen ist, der in den gleichen La- gerhebeln (52,54) wie der Hauptstreichbaum gelagert ist, und dass mit den Lagerhebeln Schwenkkörper (47,48) verbunden sind, welche ihrerseits mit dem Kettbaumantrieb (4, 6) in Verbindung stehen.
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loom
The invention relates to a loom which is movable for the purpose of controlling the warp beam
Main backrest mounted on bearing levers.
The object on which the invention is based is to find ways and means to be able to determine the basic tension of the chain in absolute values. As is well known, this basic tension plays an essential role in relation to the properties of the fabric, and there is, in particular with regard to certain subsequent treatments of the fabric, an essential need not only to obtain fabric from a loom with the same and precisely determined warp tension, but rather to be able to adjust a plurality of looms in such a way that this basic tension is the same for all and a predetermined one. Apparatuses were known per se (e.g. one according to German patent specification No. 650888) in which there was an adjustment option. With such adjustment devices, e.g. B.
Springs with adjustable preload, but it was neither possible to keep the basic tension constant nor to set it to a specific value. The reason for this failure was the spring constant, in that the force exerted by a spring is proportional to the deformation, with the result that this force from the Steihlna: des Streichbaumesahlbhänp'-, i.e. H. is different depending on the position of the string. That the basic tension of the chain could not be kept constant on this catfish. should be plausible because the position of this backrest changes in looms with a movable backrest.
Until today, as is well known, the only means of determining the basic tension was for the weaver to roughly estimate by hand, empirically and based on experience, whether or not the warp tension was correct for the fabric in question.
The first prerequisite for being able to bring the warp tension under control in the above-mentioned manner is therefore to keep this basic tension at least largely constant.
It has already been proposed to keep the backrest in movable bearing levers for this purpose, which facilities. it made it possible to scan the free warp length and to control the downstream step of the warp beam as a function of this free warp length. With these previously known devices, however, it could not be avoided that the basic tension of the chain changes with the position of the backrest.
This is easy to see if you consider the forces acting on the backrest. In one of the previously known devices in which the pivotably mounted unit consists exclusively of a single backrest, the vertical distance of the warp threads running off the warp beam from the pivot point of the Aggregates with "a" and those of the warp threads running onto the aggregate or the backrest with "b" (analogous to the designation in FIG. 5), the chain exerts a torque on this aggregate which is proportional to a - b.
The previously known arrangement now had the consequence that when "a" decreases when the unit or the backrest is pivoted, "b" becomes larger, i.e. H. the value a - b and thus the basic tension of the chain changes quite considerably. Because of this dependence of the basic tension of the warp on the position of the backrest, it is of course not possible to keep the warp tension approximately constant in the previously known looms.
Based on this prior art, the patent proprietor has now set himself the task of making it possible to keep the basic chain tension largely constant and control the basic chain tension by means of a simple structural measure within the practically occurring pivoting angle of the backrest.
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This is achieved according to the invention in that, viewed in the direction of the warp threads, a secondary backrest parallel to this is provided in front of the main backrest, which is mounted in the same bearing levers as the main backrest, and that pivoting bodies are connected to the bearing levers, which in turn are connected to the warp beam drive keep in touch. This has the consequence that with a 5 rotation of the bearing lever, i. H. a change in the position of the main backstop, within the practically applicable limits a reduction in the lever arm a also causes a reduction in the lever arm b, so that the moment that is proportional to the difference between these lever arms (a, b) and that determines the warp tension remains practically constant.
As a result, however, the independence of the basic tension of the chain from the respective position of the main backrest is achieved and the prerequisite for keeping the basic tension of the chain constant is fulfilled.
In the drawing, an example embodiment of the subject invention is shown, u. 1 shows a view of a device for warp beam control from the rear, FIG. 2 shows a plan view of this, FIG. 3 shows a side view thereof in the direction of the arrows A in FIGS. 1 and 2, FIG. 4 shows a side view thereof in the direction of FIG Arrows B in FIGS. 1 and 2, FIG. 5 a schematic representation of the kinematic part of the device, FIG. 6 a plan view of the drive cam disk, FIG. 7 a graphic representation of the cam control and FIG. 8 a section through a braking device.
The drawing shows the rear part of a loom in which the warp beam 1 is rotatably supported between two bearing plates 3a and 3b screwed to the machine frame 2. The warp beam is driven by a worm wheel 4 that is seated on the warp beam shaft 1 a and meshes with the worm 6 that is seated on the shaft 5. The shaft 5 is connected to the drive pin 8 via an overrunning clutch 7, the freewheeling direction corresponding to that direction of rotation. which causes the chain to unwind from the warp beam.
The purpose of the overrunning clutch 7 is that the rotary movements of the pin 8 are only transmitted to the shaft 5 in one direction of rotation, namely that of the unwinding of the chain, with the further possibility of not first having the coupling between the shaft 5 and the To have to loosen pin 8, so that the shaft 5 can be rotated by means of the handwheel 9 in any direction of rotation. A bearing block 10 is attached to the bearing plate 3, in which the axis 12 carrying the angle wheel 11 is rotatably mounted, this angular degree being in engagement with a corresponding wheel 13 of the drive pin 8.
On the end of the axle 12 protruding beyond the front of the bearing block 10, a lever sleeve 14 is pushed freely rotatably, of whose levers 15 and 16, which are made in one piece with it, the first (15) with the in the cycle of the movements of the drawer, not shown. and the forward push rod 17 and the second (16) is articulated to the drive rod 18. The lever 19, which in turn is articulated to the control rod 20, is firmly seated on the same end of the axle 12.
Over the bearing plates 3a and 3b, the double-walled bearing frames 21a and 21b are attached to the back of the loom on the frame 2, which, among other things, serve to support the control shaft 22, whose importance and drive will be returned to later. The carrier 23 is screwed to the bearing plate 21a. This carrier 23 has two pairs of eyes 24 which each serve to attach a slide rail 25, on which rails the link 26 is slidably arranged. One end of the guide piece 27 can be pivoted about the pin 26a of this link, a pin 20a of the control rod 20 reaching into this guide and being held there displaceably, while the drive rod 18 is hinged to a fixed pivot 27a of this guide 27.
The pin 20a of the control rod 20 is always held at a constant distance from the center of the ring piece 30a by the lever 30, which is freely rotatably mounted around the switching shaft by means of an annular piece 30a. The pinion 31, which meshes with a toothed rack 26b of the link 26, is firmly seated on the end of the selector shaft 22 protruding beyond the bearing plate 21a. This means that the pin 20a of the control rod 20 can be pivoted on the one hand around the pivot pin 26a of the link 26 and on the other hand around the center of the ring piece 30a, the size of the pivoting movement being dependent on the distance between the pins 20a and 26a, i.e. H. of the relative position of the gate 26 to the frame 2 or to the ring piece 30a, which relative position can be changed by moving the gate 26.
Such a shift occurs when the pinion 31 rotates (in a manner to be described later) and thus moves the link 26 along the slide rails 25 via the rack 26b. If the push rod 17, as mentioned, moves back and forth in the rhythm of the movements of the drawer (not shown), this back and forth movement is transmitted via the lever 15, the lever sleeve 14 and the lever 16 to the drive rod 18, which consequently swings up and down in the same cycle, whereby the guide piece 27 is pivoted about the pin 26a of the link 26.
The same pivoting movements accordingly also carries out the pin 20a of the control rod 20, with the difference that it also moves back and forth in the guide piece 26, since the lift
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bels 30 because of its distance from the center of the ring piece 30a cannot change. Since in the position shown (FIG. 4) the pin 20a of the control rod 20 corresponds to the pivot pin 26a of the guide piece
17 is closer than the fixed pivot pin 27a of the drive rod 18, will always be on the one shown
In terms of phase, the up and down movements transmitted to the control rod may be of a lower amplitude than those of the drive rod 18.
The size of this amplitude can now be varied by rotating the selector shaft 22, the pinion 31 of which engages in the toothed position 26b of the link 26. In Fig. 4, the gate 26 is shown in a middle position.
There is now a shift in
The backdrop to the left (Fig. 4), so enlarged. Influence of the lever 30, the distance of the pin 20a of the control rod 20 from the pivot pin 26a of the Filhiungsstückes 27, whereby the amplitude of the alternating up and down movement of the control rod increases, while a kneeling to the right again results in a reduction of this amplitude, which ultimately equals zero when the
Pin 26a from shaft 22 is at the same distance as pin 20a.
This means that if the link 26 is shifted by means of the shift shaft 22 or the pinion 31, the amplitude of the movements of the control rod 20 is increased or decreased depending on the direction of displacement.
The oscillating movements of this control rod 20 are now on the lever 19, the shaft 12 and the
Angle gears 11 and 13 transferred to the drive pin 8 and the overrunning clutch 7, but from where. the further transmission of movement, because of the overrunning clutch, only takes place in one direction of rotation, namely that which corresponds to the unwinding of the chain, via the shaft 5, the worm 6 to the worm wheel and thus to the Kettbaumwelle. It follows that the up and down movements of the control rod 20 switch the warp beam shaft 1 a step by step, the size of the switching step depending on the amplitude of the oscillating movement of the control rod.
This amplitude is now one again
Function of the position of the control rod pivot 20a within the guide piece relative to the latter
Fulcrum, namely the pin 26a of the gate 26. If, starting from the position according to FIG. 4, the gate is moved to the left by a corresponding rotation of the selector shaft 22 by means of the pinion 31 and the rack 26b, the switching steps of the increase Kettbaumes, from which it can already be seen that the mentioned rotation of the selector shaft must take place with decreasing diameter of the chain wound on the warp beam. How this rotation comes about will be explained later.
On the shaft 32 mounted in the machine frame and set in circulation by the loom drive, the cam disk 33 sits, which works together with the roller 36 mounted at the end of the probe lever 35 pivotable about the pivot point 34. The transmission lever 37, which is connected to the pushbutton lever 35 by means of the angle plate 38, can be pivoted about the same pivot point, with slots
39 of the angle plate entering screws 40 allow the angle between the two a win-
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seated lever sleeve 46 hinged. The axis 45 is in turn mounted in two swivel bodies 47 and 48 which can be jointly swiveled around the swivel axis 49 mounted on both sides of the rear part of the machine frame between the legs of the double-walled bearing plates 21a and 21b.
The lever 50, which is articulated to one end of the link 51, sits on the axis 45, while the other end of this link 51 is articulated to the bearing lever 52, the other end of which is freely rotatable about the pivot axis 49 of the bodies 47, 48. The link 51 and the bearing lever 52 on the other side of the machine frame (FIG. 4) correspond to an identical link 53 or an identical bearing lever 54, the free end of the link 53 to an arm 50 corresponding to the arm 50 and rotatable about the axis 45 55 is articulated, while the free end of the bearing lever 54 is also rotatable about the pivot axis 49.
The two bearing levers 52 and 54 have corresponding bearings 56 and 57 or 58 and 59, in which bearings the shaft 60 of the backrest 61 and the shaft 62 of a diverting roller 63 are inserted. A fixed deflecting drum 89 is also provided below the deflecting roller 63, so that the chain 76 runs from the warp beam 1 over the deflecting drum 89, the deflecting roller 63 and the backing beam 61.
This structure results in the bearing levers 52 and 53 or the backrest 61 being built into two different transmission systems and consequently exposed to two different influences. So the cam 33 causes a pivoting of the rigid double lever 35,37 about the pivot point 34 and thus a pivoting of the lever sleeve 46 and the axis 45 via the link 42 and thus ultimately a pivoting of the bearing levers 52 and 54 together with the link 51 and 53 Backrest 61 and the deflecting roller 63.
An analog pivoting can also take place from the pivoting bodies 47 and 48, u. zw. So that a pivoting of this body about the axis 49 about
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the shaft 45 mounted in them and, via the arms 50 and 55 and the links 51 and 53, causes the bearing levers 52 and 54 to pivot about the pivot axis 49 accordingly. A pivoting moment on the bodies 47 and 48 is now exerted by the weight 64, which is fastened to the drum 67 seated on the selector shaft 22 via the steel band 66 deflected via the roller 65. The pivoting body 47 and 48 each have an opening 68 and 69 with internal teeth 70 and 71, through which openings the shift shaft 22 passes, on which two gears 72 and 73 meshing with one of these internal teeth 70 and 71 sit.
It follows from this that the weight 64 in FIG. 3 gives the swivel bodies a torque in the clockwise direction. A braking device formed essentially by a piston 74 and a cylinder 75 (see FIG. 8) of very special characteristics also acts on the swivel body 47. In the hollow piston 74, a valve 81 is installed below the opening 74a, which is pressed from below by the spring 82 against its seat 83 for the purpose of closing the passage opening 88. The piston head 84 is seated so that it can slide in a sealing manner within the cylinder 75 and is pierced by a bore 85. An overflow nozzle is marked 86 '.
The braking device accordingly has two spaces, namely a first space 86, which consists of the cavity of the piston 74 located above the valve 81 and the cylinder cavity above the piston head 84 communicating with this cavity through the opening 74a, and a second space 87 below the valve 81 and the piston head 84. The two spaces 86 and 87 are always through the bore 85 and, when the valve is open, through the passage opening. 88 connected to each other. In the operational state, both rooms 86 and 87 are filled with liquid, e.g. B. Oil, filled. If the piston is now pulled upwards, a negative pressure is created in space 87, valve 81 releases passage opening 88 and pressure equalization between the two spaces takes place without noticeable braking of the upward movement via the passage opening mentioned.
When the piston is pushed in, however, the valve 81 is pressed against its seat 83 by the overpressure in the space 87. It can therefore not clear the passage opening 88, so that the pressure equalization between the spaces 86 and 87 has to take place exclusively through the bore 85. As a result, on the one hand, slow downward movements of the piston can also take place practically unbraked, but on the other hand, downward movements that exceed a certain speed are strongly braked.
The movements of the bearing levers 52, 53 derived from the cam disk 33 and those originating from the swivel bodies 47, 48 must not influence one another. This condition is only fulfilled if the two circular arc sections described by the centers 41 and 49 through the hinge point 43 practically coincide in a sufficiently large section.
This condition is taken into account to a practically sufficient extent in the illustrated embodiment. that the two centers 41 and 49 are very close to one another, d. This means that the circular arc described by the hinge point 41 from the center 34 when the cam disk 33 revolves intersects the axis 49, with the pin 41 deflecting approximately the same distance from this intersection to both sides and that furthermore the arc on this circular arc in this The tangent at the intersection point coincides with the direction of the articulated lever 42 when the pivoting bodies 47, 48 are in a central position, i. H. in a somewhat deeper than shown in FIGS. 3 and 4.
From the structure described it follows that, if one wants to disregard the control by the cam 33, which is only an additional perfection anyway, on the swivel body 47 and 48 on the one hand via the bearing levers 52 and 54, the links 51 and 53 and the arms 50 and 55 a torque M is exerted by the tension of the chain 76, which is guided over the backing beam 61 and the deflecting roller 63 and wound on the warp beam 1, and on the other hand an opposing torque B is exerted via the gear wheels 72 and 73 by the weight 64, the torque being exerted B constant, but the torque M is a function of the warp tension.
The reason that the torque M is practically only a function of the warp tension and not to a noticeable extent also on the angular position of the bearing levers 52 and 54 is due to the fact that the bearing levers serve both to support the backrest 61 and to support the deflection roller 63, so that a movement of the backrest bearings inevitably brings about a corresponding movement of the deflection roller bearings. If the warp tension is denoted by K, then the torque acting on the bearing lever and thus on the swivel body is M = K (a-b); see. Fig. 5.
Thanks to the chosen mounting of the backrest 61 and the diverting roller 63 in the same bearing levers 52 and 54, it is now possible to bring the geometric lever arms a and b into such a relationship that the difference (ab) is practically constant even when the bearing levers are rotated and thanks to the arrangement of the fixed diversion drum 89 remains independent of the diameter of the warp beam. In order to be able to set a prescribed warp tension at any time without inconvenience, a suitable transmission ratio between weight and warp tension should be established
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to get voted. In the exemplary embodiment, this ratio is set at 1:10, which, because of the limited space available, led to the choice of internal teeth of the swivel bodies 47, 48 (B: (a-b) = 10th G.).
Precisely dimensioned weight plates of 5.2, 1 and 0.5 kg allow easy adjustment of the chain tension with the possibility of a step variation of 5 kg each. If, for example, the warp tension is low and M <B, then the swivel bodies together with the backrest 61 and the deflecting roller 63 rotate clockwise in FIG. 3, whereby the chain is tensioned, the torque M increases and the movement of the backrest only stops when the state of equilibrium between the two torques and thus the desired and adjustable through the weight measurement
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tension in the course of the weaving process, and accordingly if M> B, the backrest 61 swivels or the swivel bodies 47 and 48 in FIG.
3 counterclockwise, which pivoting movement is now braked by the device 74, 75 depending on its speed.
If a possible increase in torque M z. B. from too small warp beam circuits, the corresponding pivoting movements of the pivoting bodies 47 and 48 take place practically without resistance, since such movements, like all those caused by the usual warp tension differences, are always slow.
With respect to rapid and short-term warp tension increases, as z. B. caused by the blade stop, the braking device 74, 75 behaves quite differently. It seems like a rigid one
Blocking of the swivel body so that the blade stops are unable to cause any movement, be it the swivel body 47, 48, the backrest 61 or the weight 64.
It follows that the arrangement described enables the swivel body to be blocked in the event of short and sharp increases in the warp tension, while slow warp tension increases a
Swiveling the swivel body 47, 48 in Fig. 3 in the counterclockwise direction. Such a pivoting movement now results in a rotation of the selector shaft 22 via the internal gears 70 and 71 and the gears 72 and 73, and the like. between counterclockwise in FIG. 3 and clockwise in FIG. 4.
As mentioned earlier, such a rotation of the selector shaft causes a shift of the link 26 (FIG. 4) to the left and thus also a shift of the control rod pin 20a within the guide piece 27, and the like. between. In Fig. 4 to the right. This increases the distance between this
Pin 20a from the pivot pin 26a and thus the amplitude of the up and down movement of the control rod 20, whereby, as already mentioned, the subsequent step of the warp beam is increased. This causes an increased unwinding of the chain 76 from the warp beam 1, so that the warp tension and thus the
Torque M decreases. A counter-rotating movement of the swivel bodies 47 and 48 or the backrest 61 caused by the weight 64 thus reestablishes the balance.
From this he
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can and is able to control the warp beam adjustment, and at the same time behaves practically like an immovable backrest beam in the case of the violent but very brief stress caused by the reed impact.
In addition, however, the backrest can also be automatically controlled by means of the cam 33 itself, u. between the levers and links 35, 37, 42, 44, 50, 53 provided that the condition already mentioned with regard to the mutual position of the path of the hinge point 41 and the pivot axis 49 is met.
Such an unavoidable control is particularly desirable with regard to the specialist compensation and a counter-pull when the drawer stops. In the first case, the tension fluctuations in the chain caused by the compartment opening and closing are compensated for, while in the second case a counter-tension can be generated when the drawer is hit.
6 shows a correspondingly designed cam disk 33 and FIG. 7 shows the force exerted on the backrest during two revolutions of the camshaft as a function of the angle of rotation of this cam disk. The circular cam disk section 77 does not cause any additional control of the backrest; the section 78 has a steadily increasing pivoting of the backrest in FIG. 3 in a clockwise direction about the axis 49 in accordance with the closure of the compartment. H. thus an increasing stretching of the chain until the compartment (79) is completely closed, while the gate 80 finally effects a counter-pull that is limited in time and coordinated with the stop of the drawer.
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Lich inevitably and mechanically driven.
PATENT CLAIMS: 1. Loom with main backrest beam mounted in movable bearing levers for the purpose of warp beam control, characterized in that, viewed in the running direction of the warp threads (76), a secondary backrest beam (63) parallel to it is provided in front of the main backrest beam (61) , which is mounted in the same bearing levers (52,54) as the main backrest, and that pivoting bodies (47,48) are connected to the bearing levers, which in turn are connected to the warp beam drive (4, 6).