Antriebsvorrichtung mit Reibradgetriebe. Reibradgetriebe gehören mit zu den ältesten Maschinenelementen und, bestochen durch ihre Einfachheit, hat man immer wie der versucht, solche Getriebe praktisch ver schleissfest und betriebssicher für Leistungen, wie sie in der Industrie durchweg vorkom men, zu entwickeln. Man wollte die Riemen-, Zahnradgetriebe und dergleichen durch etwas Besseres und Einfacheres ersetzen. Dies ist jedoch bisher nicht gelungen und nach dem heutigen Stand der Technik gilt in den mass gebenden Fachkreisen das Reibradgetriebe für industrielle Antriebe als nicht ausführ bar. Auch in den modernen literarischen Standardwerken über Maschinenelemente fin det man unter "Reibradgetriebe" immer noch den Hinweis, dass solche nur für kleine Lei stungen verwendbar sind.
Die Wege, welche man bei den Versuchen zur Entwicklung eines brauchbaren Reibrad getriebes ging, sind verschieden. Bei einer allgemein bekannten Anordnung erzeugt man die Anpressung der Reibscheiben dadurch, dass die eine Reibrolle mit sehr grossem Ge wicht ausgeführt wird, und dass dieselbe so angeordnet ist, dass möglichst das ganze Ge wicht der Rolle für die Anpressung wirksam wird. Auch wurde diese Wirkung, wenn er forderlich, durch Zusatzgewichte, Federn oder dergleichen verstärkt.
Es wurde auch vorgeschlagen, die Rolle und gegebenenfalls den Antriebsmotor an einem Hebelarm, der wiederum auf einem Drehbolzen gelagert ist, so anzuordnen, dass aus dem Gewicht der Rolle und gegebenenfalls des mit dieser zu sammen am Hebelarm befestigten Antriebs motors eine Kraftkomponente in Richtung des Anpressdruckes wirksam wird, welche ge nügt, um die Kraftübertragung sicherzustel len. Hierzu reichte bei Ausnutzung des Mo torgewichtes, in früheren Jahren, als die Elektromotoren noch das 5- bis 10fache des heutigen Gewichtes hatten, dieses Gewicht aus. Bei den heutigen Motoren mit sehr ge- ringem Gewicht hat man zur Erzielung eines genügend grossen Anpressdruckes deshalb noch zusätzliche Gewichte angebracht, um die Anpressung zu verstärken.
Alle diese Anordnungen haben jedoch den Nachteil, dass auch im Leerlauf oder bei Teil last der volle Anpressdruck an den Reib flächen wirksam ist, wodurch ein verhältnis mässig schneller Verschleiss eintritt. Ganz be sonders nachteilig bei diesen Anordnungen ist jedoch, dass die sich aus dem Gewicht oder dem Federzug ergebende Anpresskraft bei Überlastung oder bei Überlaststössen zur Übertragung des Drehmomentes nicht aus reicht, wodurch sich dann ein Schlupf zwi schen den beiden Reibscheiben ergibt, wel cher zu rapidem Verschleiss und zur Zerstö rung der Reibflächen führt. Diesen Schwie rigkeiten glaubte man dadurch begegnen zu können, dass man eine der Reibscheiben mit einem Belag aus hochelastischem Material mit hohem Reibungskoeffizienten, zum Bei spiel Gummi, versah.
Aber auch dies war ein Irrweg, da solches Material bei den Bean spruchungen, wie sie bei Getrieben für bei der Industrie übliche Leistungen auftreten, sehr schnell zerstört wird.
Weiterhin wurden Reibradgetriebe be kannt, bei welchen die Anpressung dadurch erzielt wurde, dass der Lagerabstand kleiner ausgeführt wurde, als er sich aus den Durch messern der beiden Reibscheiben ergibt. Bei diesen Getrieben wird also die Anpressung durch elastische Verbiegung der Wellen er zeugt. Abgesehen von den Nachteilen, die den zuerst geschilderten Getrieben anhaften. ist bei dieser Ausführung auch noch die Grösse des Anpressdruckes unkontrollierbar, und er kann durch Fabrikations-Ungenauig keiten im Rahmen der üblichen Fabrikations- Toleranzen so gross werden, dass eine Zerstö rung der Reibscheibenoberflächen sehr schnell eintritt.
Da ausserdem bei solchen Getrieben beide Scheiben aus Stahl, meist sogar aus gehärtetem Stahl, bestehen müssen, welcher einen sehr kleinen Reibungskoeffizient hat, werden hierbei auch die Lagerbeanspruchun- gen so gross und unkontrollierbar, dass die Ausführung von Reibradgetrieben in dieser Form für grössere Leistungen nicht möglich ist.
Ausserdem nimmt bei diesen zuletzt be schriebenen Getrieben der Anpressdruck mit zunehmendem Verschleiss ab, wodurch wie derum Schlupf und damit noch verstärkter Verschleiss auftritt. Es sind daher dann noch sehr komplizierte und teure Nachstelleinrich tungen erforderlich.
Bei andern bekannt gewordenen Kon struktionen, bei welchen die Anpressung durch elastische Verformung von Metallrin gen erzielt wird, treten dieselben Nachteile auf.
Eine andere Art von Reibradgetrieben bringt. den Anpressdruck dadurch in Abhän gigkeit vom Gegendrehmoment, dass zwischen den Reibrädern und der angetriebenen Ma schine ein Zahnräderpaar so angeordnet wird, dass der Rückdruck aus den Zahnrädern die erforderliche Anpresskraft erzeugt. Dasselbe kann auch mit einem zwischengeschalteten Riementrieb erreicht werden. Hierbei ist die Grösse des Anpressdruckes jedoch. nicht allein vom Gegendrehmoment, sondern auch von dem gewählten Übersetzungsverhältnis im Zahnrad bezw. Riementrieb abhängig.
Ab gesehen davon, dass die Zwischenschaltung eines solchen Getriebes die Gesamtanordnung sehr verteuert, wird der erreichbare Dreh zahlbereich auch weitgehend eingeengt, da zur Erzeugung eines genügend grossen An- pressdruckes das Zwischengetriebe mit sehr grosser Untersetzung ausgeführt werden muss.
Die vorliegende Erfindung ermöglicht nun die Schaffung einer Antriebsvorrichtung mit in seiner Anordnung verblüffend einfachem Reibradgetriebe für die Übertragung von Lei stungen jeder Grösse, 1> < :#i welchem Getriebe der Anpressdriick ohne Zwischenschaltung zu sätzlicher Konsi:
ruktionselernente immer so in Abhängigkeit von dem Gegendrehmoment bleibt, dass er gerade zur Überwindung des selben ausreicht, und bei welchem praktisch kein Schlupf auch bei Laststössen bis zum Kippmoment des Motors auftritt, so dass die Reibscheiben auch keinem nennenswerten Verschleiss ausgesetzt sind. Bei diesem Ge triebe wird die Wirkung des Eigengewichtes der Reibscheiben und der damit verbundenen Elektromaschine vorteilhaft nach Möglich keit so weit ausgeschaltet, dass in Richtung der Anpressung hiervon nur eine sehr kleine Komponente zur Sicherstellung der Berüh rung der beiden Reibflächen wirksam ist.
Jede Gewichtswirkung darüber hinaus ist im allgemeinen unerwünscht. Ist eine solche aus konstruktiven Gründen in Einzelfällen nicht ganz zu vermeiden, so wird sie zweckmässig bei der Auslegung des Getriebes besonders berücksichtigt.
Die prinzipielle erfindungsgemässe An ordnung wird im nachstehenden an Hand der anliegenden Zeichnung, welche einige Aus führungsbeispiele betrifft, erläutert. Als erstes Beispiel wird die Darstellung nach Fig. 1 gewählt, bei welcher das Getriebe mit vertikalen Achsen ausgeführt ist, so dass die Gewichtswirkung der schwingenden Rolle und des damit verbundenen Antriebsmotors ausgeschaltet ist.
In Fig. 1 ist die Antriebswelle. mit 1 und die getriebene Welle mit 2 bezeichnet. Beide Wellen sollen vertikal angeordnet sein. Mit der Welle 1, welche am Ende des Hebel armes 5 drehbar gelagert ist, ist die antrei bende Reibscheibe 3 fest verbunden. Der Hebelarm 5 ist mit seinem andern Ende dreh bar auf dem feststehenden Bolzen 6 (Fest punkt) angeordnet. Die getriebene Welle 2 ist in den beiden Lagern 7 drehbar gelagert und trägt die getriebene Reibscheibe 4. Na türlich kann diese Scheibe auch fliegend an geordnet sein.
Es wird angenommen, dass sich die antrei bende Reibscheibe 3 in der gestrichelt ge zeichneten Lage befinde, und die Welle 1 mit ihrer Reibscheibe 3 in eine Drehbewe gung in Pfeilrichtung versetzt werde. Führt man nun den Schwinghebel 5 und damit die rotierende Reibscheibe 3 nach links in die gezeichnete Betriebsstellung, so dass die ro tierende Reibscheibe 3 mit der stillstehenden Reibscheibe 4 in Berührung kommt, so will die Reibscheibe 3 auf dein. Umfang der Reib- Scheibe 4 abrollen. Da sie jedoch hieran durch den Hebelarm 5 gehindert wird, saugt sie sich am Umfang der Reibscheibe 4 fest und setzt letztere in eine Drehbewegung in Pfeil richtung.
Hierbei stellt sich an der Berüh rungsstelle der beiden Reibscheiben, infolge der Gegenwirkung der getriebenen Reib scheibe 4, die Anpressungskraft (Normal kraft) P ein, welche die Reibungskraft P . ,u am Umfang erzeugt. Der in vielen Fällen geringfügige Einfluss des vom Gehäuse der elektrischen Maschine herrührenden Gegen drehmomentes auf die Grösse von P wird zu nächst vernachlässigt und erst später berück sichtigt. Diese vorläufige Vereinfachung läuft (wie wir später erkennen werden) dar auf hinaus, dass wir zunächst den Halbmesser r des kleinen Rades als sehr klein annehmen gegenüber der Länge des Schwinghebels 5.
Um unter dieser Voraussetzung nun eine praktisch schlupf- und damit verlustlose Energieübertragung an den Reibscheiben zu erzielen, muss die Reibungskraft<I>P .</I> ,u gleich oder grösser als die sich aus dem Drehmoment ergebende Umfangskraft U sein. Der Rei bungskoeffizient ist angenähert konstant.
Mit Einführung von tg o als dem Verhältnis von Umfangskraft U zur Normalkraft P er gibt sich daher die Forderung
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d. h. das Reibradgetriebe wird die ihm an triebsseitig zugeführte Energie praktisch schlupf- und verlustlos übertragen, wenn der 2\angens des Winkels O gleich oder kleiner als e gewählt wird. Unter der obigen Annahme eines sehr kleinen Halbmessers des kleinen Rades müssen sich am Berührungspunkt der die Kräfte P,<I>U</I> und die in Richtung des Schwinghebels 5 fallende Achskraft im Gleichgewicht halten.
Darauf folgt aber die einfache Beziehung tg <I>p =</I> tg <I>a (2)</I> In den folgenden Fug. 2, 3 und 4-, für welche die noch gelten sollen, ist daher der in Fig. 1 mit a bezeichnete charakteristische Winkel von vornherein mit Q bezeichnet.
Aus diesen Über legungen geht weiter hervor, dass es gleich gültig ist, ob der Drehpunkt (Festpunkt) 6 auf der die Punkte 1 und 6 enthaltenden Ge raden auf dem mit plus oder minus bezeich neten Teil dieser Geraden liegt, wie auch das Resultat durch die Grösse des Abstandes des Punktes 6 vom Punkte 1 nicht beeinflusst -wird. Die Anordnung des Drehpunktes auf dem mit minus bezeichneten Teil der erwähn ten Geraden hat praktisch jedoch gewisse Nachteile. gegenüber der Anordnung auf dem mit plus bezeichneten Teil derselben, die an Hand der Fig. 2 näher erläutert werden.
In Fig. 2 ist wieder die Antriebswelle mit 1. und die getriebene Welle mit 2 bezeichnet, 6 ist der Drehpunkt des Schwinghebels auf dem mit plus bezeichneten Teil, 6' der Drehpunkt des Schwinghebels auf dem mit minus be zeichneten Teil der die Punkte 1 und 6 ent haltenden Geraden. Die Strecken 1-6 und 1-6' sind gleich gross gewählt. Betrachtet man nun zuerst die Anordnung mit dem Schwinghebel 1-6', so wird, wenn die an treibende Reibscheibe 3 in Pfeilrichtung in Drehbewegung versetzt wird, der Winkel o um so kleiner werden, je mehr sieh die Reib scheibe 3 an der getriebenen Reibscheibe 4 festsaugt.
Dieses Festsaugen ist bedingt durch die elastische Formänderung aller Teile infolge des Gegendrehmomentes und verknüpft mit einer Wanderung der Rolle bis beispielsweise in die gestrichelt dargestellte Lage 3'. Theoretisch kann der Winkel o hier bei sogar gleich 0 werden, wobei die Anpres sung und damit auch die Reibungskraft un endlich gross wird und die Reibscheibe 3 überkippen würde. Mit kleiner werdendem Winkel o wird aber auch durch das Wachsen der Anpressungskraft P die Oberflächen belastung der Reibscheiben und die Belastung der Lager grösser und damit ungünstiger. Das Umgekehrte ergibt sich bei der Betrachtung der Anordnung mit dem Schwinghebel 1-6.
Bei steigender Belastung durch das Gegen- drehmpm.ent und damit verbundenem grösse- rem Festsaugen der Reibscheibe 3 an die Reibscheibe 4 wird der Winkel g grösser und damit die Flächenbeanspruchung der Reib scheiben und die Lagerbelastung kleiner. Diese Veränderung entspricht nun den be trieblichen Erfordernissen, da die Verkleine rung der Anpresskraft infolge Vergrösserung des Winkels 9 dadurch ausgeglichen wird, dass der Reibungskoeffizient im vorliegenden Falle, bedingt durch die elastische Form änderung an den Reibflächen, grösser wird. Wie weiterhin aus der Abbildung ersichtlich ist, ist ein Überkippen der Reibscheibe 3 bei dieser Anordnung nicht möglich.
Diese Über legungen führen zu der Folgerung, dass sich eine besonders günstige Anordnung des Ge triebes dann ergibt, wenn der Drehpunkt 6 auf dem positiven Strahl liegt, das heisst, all gemein ausgedrückt, wenn der Drehpunkt 6 auf einem von Punkt 1 ausgehenden Strahl gewählt wird, welcher den um den Mittel punkt 2 geschlagenen Kreis, dessen Radius gleich der Summe der Radien der beiden Reibscheiben ist, schneidet. Genaue Unter suchungen haben ergeben, dass der Winkel o bei verschiedener Belastung etwa gleich bleibt, wenn der Drehpunkt nach 6" verlegt ,wird.
Der Punkt 6" entspricht hierbei etwa dem Fusspunkt des Lotes von Punkt 2 auf die den Strahl 1-6 enthaltende Gerade.
Das Ergebnis dieser Betrachtung be- züglieh des Grösser- oder Kleinerwerdens des Winkels o lä.sst sieh genauer in Kurvenform darstellen.
In Fig. 4 stellt die x-Achse die den Strahl 1-6 der Fig. 2 enthaltende Ge rade dar, auf welcher der Drehpunkt 6 bezw. 6' des Schwinghebels gewählt wird, während die g-Achse die Veränderung d o des Winkels n im Verhältnis zur Verlagerung des Punk tes 1 nach Punkt 1' um d S darstellt. Dieser Wert
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kann positiv, d. h. den Winkel o vergrössernd, oder negativ, d. h. den Winkel o verkleinernd, sein.
Der Schnittpunkt 1 der x- und y-Achse ist identisch mit dem Punkt 1 der Fig. 2. Der Abstand c der zur x-Achse gezogenen Parallelen von dieser entspricht einem bestimmten negativen Wert der Win- keländerung, welcher sich bei der Verlage rung des Drehpunktes 6 oder 6' in unendliche Entfernung ergibt. Wählt man nun in Fig. 2 den Drehpunkt des Schwinghebels bei 6", der dem Fusspunkt des Lotes von Punkt 1 auf die Verlängerung der Linie 1-6 ent spricht, so bleibt bei Verlagerung des Punk tes 1 nach Punkt 1', hervorgerufen durch die Vergrösserung des Drehmomentes, der Winkel 2 praktisch konstant.
Wird dieser Punkt 6" in Fig. 4 auf den positiven Teil der x-Achse übertragen, so ist dieser Punkt gleichzeitig ein Punkt der Kurve, welche die Winkel änderung im Verhältnis zu d S darstellt. Diese sich im Ganzen ergebende Kurve hat etwa die Form einer gleichseitigen Hyperbel.
Wie aus Fig. 4 ersichtlich, wird die Win keländerung positiv sein, wenn der Dreh punkt 6 zwischen den beiden Punkten 1 und 6" gewählt wird. Wird die Länge des Schwinghebels 1-6 grösser, als der Distanz der Punkte 1-6" voneinander entspricht, ge wählt, so wird die Winkeländerung negativ, kann jedoch als Maximum bei Verlagerung des Drehpunktes ins Unendliche höchstens den Wert c annehmen. Trägt man auf dem positiven Teil der x-Achse die Strecke 1-6 nach Fig. 2 auf und zieht von diesem Punkt aus eine Parallele zur y-Achse, so stellt die Entfernung 6-6<B>'</B> das Mass
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für die Zu nahme des Winkels 2 bei einer bestimmten Lastvergrösserung dar.
Trägt man vom Punkt 1 aus die .Strecke 1-6' (Fig. 2) auf der Mi nusseite der x-Achse auf und zieht von die sem Punkt aus die Parallele zur y-Achse, so ergibt die Entfernung 6'-6"" die Abnahme des Winkels O bei der gleichen Lastvergrösse rung. Hieraus ist ersichtlich, dass bei der An ordnung des Drehpunktes 6 zwischen den beiden Punkten 1-6" die Winkeländerung bei Belastungszunahme positiv ist, jedoch desto kleiner wird, je näher der Punkt 6 an den Punkt 6" verlegt wird. Wird der Dreh punkt 6 über 6" hinausverlegt, so ergibt sich zwar eine negative Winkeländerung, jedoch kann diese maximal nur gleich c werden.
Die Anordnung des Drehpunktes 6' auf dem ne- gativen Teil der x-Achse ergibt immer eine negative Winkeländerung bei Belastungs zunahme, welche bei unendlich grosser Länge des Schwinghebels als Minimum den Wert c erreichen kann, bei den praktisch möglichen Längen des Schwinghebels aber unter Um ständen so gross wird, dass die Betriebssicher heit des Getriebes nicht mehr gewährleistet ist.
Die in dieser graphischen Untersuchung vorliegenden Verhältnisse können nur bei Be rücksichtigung der Elastizität des für die Konstruktion verwendeten Materials in Er scheinung treten.
Wie aus Fig. 3 abzuleiten ist, liegen die Verhältnisse bei der dort gewählten Ausbil dung des Getriebes (Innenkämmung) bedeu tend günstiger. Es lässt sich nachweisen, dass das Schaubild nach Fig. 4 auch hierfür Gül tigkeit hat, jedoch mit umgekehrten Vorzei chen. Hier wird der Winkel g grösser, wenn sich, durch die Elastizität der Reibflächen ermöglicht, der Reibscheibendrehpunkt 1 um d S' nach 1' verlagert, und zwar bei Lage des Drehpunktes auf dem ganzen von 1 über 6' gezogenen Strahl, sowie bei Lage des Dreh punktes auf jenem Teil des von 1 über 6 gezogenen Strahls, der ausserhalb 6" liegt.
Lediglich bei Anordnung des Drehpunktes innerhalb der Zone 1-6" verkleinert sich der Winkel O bei der vorerwähnten Verlage rung von 1-1'; nur bei Lage des Drehpunk tes auf diesem Abschnitt wird
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negativ. Weiterhin wird nun noch tg O, d. h. das Verhältnis von Umfangskraft zu Normal kraft, durch das Gegendrehmoment der elek trischen Maschine beeinflusst. Wir lassen jetzt die bisherige Voraussetzung eines gegenüber der Schwinghebellänge sehr kleinen Halb messers des kleinen Rades fallen.
In Fig. 5 ist wie bisher die auf das Ritzel einwirkende Normal- oder Anpresskraft mit P, die von der getriebenen Scheibe am Umfang des Mo torritzels sich entgegenstemmende Kraft mit <I>LT</I> bezeichnet. Aus diesen beiden Kräften er. gibt sich eine auf das Motorritzel wirkende resultierende Kraft R, welche im Punkt 1 von der Welle des Motorläufers auf die La gerung desselben im Gehäuse übertragen wird.
Bei der Überführung der am Berüh- rungspunkt angreifenden Kraft R in die im Punkt 1 angreifende gleich grosse und gleich gerichtete Kraft R1 entsteht ein Drehmoment: R1 . e, welches dem vom Läufer elektro magnetisch auf das Gehäuse übertragenen Drehmoment das Gleichgewicht hält, die An pressung der beiden Reibscheiben jedoch ver ändert, und zwar, je nach der gewählten An ordnung, die Anpresskraft vergrössert oder verkleinert. Nach Fig. 5 und 6 ist:
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Nach Fig. 7 und 8 ist
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Um annehmen.
das den Summe Wie aus diesen Formeln und aus den Ab bildungen zu ersehen ist, ist die Wirkung des Gegendrehmomentes des Motorgehäuses so, dass sie bei Anordnung nach Fig. 5 und 6 die Anpresskraft verkleinert, bei Anordnung nach Fig. 7 und 8 die Anpresskraft vergrössert.
Wir gehen jetzt dazu über, auch noch die Wirkung äusserer Kräfte, die an der schwin genden Welle angreifen, in diese Betrachtun gen einzubeziehen (siehe Fig. 9). In vielen Fällen wird es sich um das Eigengewicht des schwingenden Teils handeln, es können aber auch andere Kräfte, wie Federkräfte, magne- tische usw., zur Erreichung besonderer Wir kungen hier in Betracht kommen. Um ganz allgemein zu sein, werden wir < also die Rich tung der Kraft Q nicht senkrecht nach unten, sondern beliebig annehmen.
(Diese äussere Kraft Q, welche die Resultante verschiedener äusserer Kräfte sein kann, möge den Winkel ss mit der Verbindungslinie der Mittelpunkte der Räder einschliessen.) In der Fig. 9 sind die Kräfte U, P und Q eingezeichnet, welche den schwingenden Teil zu drehen versuchen. Die Kraft durch den Festpunkt D brauchen wir jetzt nicht: zu ken nen, da es uns darauf ankommt, die Bedin gung für das Gleichgewicht gegen Drehung um den Festpunkt D für den gesamten schwingen den Teil anzuschreiben.
Wir setzen die aller Drehmomente um den Punkt D gleich 0 und erhalten jetzt: <B>+</B> <B>daraus</B> U (b . cos α - r) -Q . b . sin (α + b) (6) - P . b . sin α = 0 Mit der Definition
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ergibt sich erhalten
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Diese Formel gilt für eine Anordnung gemäss Fig. 5 und 6. Für Anordnungen gemäss Fig. 7 und 8 kehrt sich Glas Vorzeichen von r/b um und wir
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Diese beiden letzten Gleichungen für tg g bilden die Grundlage für den richtigen Ent wurf des erfindungsgemässen Getriebes. Sie gelten sinngemäss angewandt ganz allgemein für jeden Betriebszustand.
Der danach aus den Konstruktionsdaten gerechnete Wert für tg o darf die Grösse der Reibungszahl nicht übersehreit-en, sondern muss um einen Sicher- heitswert darunterbleiben. Man wird aber tg o nie kleiner machen als nötig ist, um das Schlüpfen zu verhindern, damit nicht der An- pressdruck unnötig gross wird.
Löst man die beiden letzten Gleichungen nach P auf, dann erhält man die Beziehung
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Wenn die Winkel für einen bestimmten Fall als etwa konstant angenommen werden, ergibt sich, wie die Gleichung zeigt, für den Zu- Das sammenhang zwischen der Normalkraft P und der Umfangskraft Ü eine gerade Linie, die nicht durch den Nullpunkt geht. Wenn jedoch der Einfluss der äussern Kraft ausge schaltet wird, was z. B. durch passende Wahl von ss jederzeit geschehen kann, so geht diese Gerade durch den Nullpunkt, tg g ist dann für alle Belastungen konstant.
Die Gleichungen 8 und 9 beziehen sich auf den stationären Lauf und beschreiben die Kräfte und Spannungsverhältnisse während der erfindungsgemässen Wirkungsweise. Das Einsetzen der erfindungsgemässen weise muss für sich kontrolliert werden. Er fahrungsgemäss gelingt es immer, durch pas sendes Abstimmen von a, r/b und Q . sin <I>(a.</I> -f- ,B) beim Anfahren das präzise Einsetzen der erfindungsgemässen Wirkung zu errei chen. Für dieses Abstimmen ist eine sehr grosse Anzahl von Kombinationen möglich.
Die Fig. 5 bis 8 stellen einige prinzipielle Anordnungen dar, bei welchen angenommen ist, dass der Antrieb von der kleineren, schwingend angeordneten Reibscheibe aus erfolgt. Beim Antrieb eines elektrischen Ge- nerators wird sehr häufig auch die grosse, ortsfest gelagerte Scheibe als antreibend ge wählt werden müssen. In diesem Falle er geben sich scheinbar andere Arbeitsbedingun gen, welche sich jedoch auf eine der vier in Fig. 5 bis 8 dargestellten Anordnungen zu rückführen lassen. Bei Änderung der Ener gieflussrichtung und gleichzeitiger Umkehr- der Drehrichtung bleibt die erfindungs gemässe Wirkungsweise aufrechterhalten.
Bei vielen Antrieben muss man nun auch eine bei gleichblei bender Richtung des Energieflusses erfolgen können. Ist bei der betreffenden Arbeits- maschine für beide Drehrichtungen die volle Arbeitsleistung nötig, so wird eine Anord nung nach Fig. 10 oder 11 gewählt. Hierbei ist erforderlich, dass die antreibende Rolle bei Drehrichtungsänderung um den Drehpunkt 6 geschwenkt wird, so dass dieselbe die ge strichelte Lage erreicht. Gleichzeitig muss durch einen geeigneten Schalter die Drehrich tung des Antriebsmotors geändert werden.
Umlegen der antreibenden Reibscheibe in die gestrichelte Lage kann von Hand aus direkt oder mittels entsprechend angeordne tem Gestänge erfolgen, oder aber auch auf elektrischem Wege, z. B. mittels Magneten, Bremslüftmotor oder dergleichen.
Bei den meisten Arbeitsmaschinen jedoch, bei welchen eine Drehrichtungsänderung er forderlich ist, ist für die Rücklaufrichtung nicht die volle Leistung notwendig, sondern nur eine Leistung, welche den Leerlaufkraft bedarf der Arbeitsmaschine überwindet. In diesem Falle wird bei dem Reibradgetriebe z. B. kein Umlegen der Reibrolle in die ge strichelte Lage erforderlich sein, sondern es genügt, die Drehrichtung des Motors umzu kehren und die Anordnung so zu wählen, dass das Eigengewicht der antreibenden Reib scheibe oder des Antriebsmotors bezw. die entsprechende äussere Kraft eine Anpresskraft erzeugt, welche so gross ist, dass sie für die schlupflose Betätigung des Rücklaufes ge nügt.
In diesem Falle gilt für die Auslegung des Getriebes bei 5 und 6 die Formel:
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bei F'ig. 7 und 8 die Formel:
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Da jede Arbeitsmaschine Schwungmassen besitzt, welche beim Anlauf zuerst beschleu nigt werden müssen und ein normaler An triebsmotor bei normaler Dreieckschaltung im Anzugsmoment Anlauf das zirka besitzt, müsste die Eigengewichtswirkung beim Rücklauf für dieses '-)"-',fache Anzugs moment ausgelegt -werden, wenn der Anlauf ohne Schlupf zwischen den Reibscheiben er folgen soll.
Es erscheint daher zweckmässig, den Antriebsmotor für den Rücklauf in Sternschaltung zu betätigen, in welcher er nur zirka das 0,8fache Anzugsmoment be sitzt, da hierbei die Anpressung aus dem Eigengewicht nur zirka 1/3 zu betragen braucht. Dasselbe kann durch Einschaltung von geeigneten Widerständen in die Strom zuleitung zum Antriebsmotor erreicht wer- den. Hierbei genügt es schon, in eine der Phasen einen solchen Widerstand zu legen.
In der Praxis kann es nun vorkommen, dass aus konstruktiven Gründen der Anbau des Getriebes an die Arbeitsmaschine nicht so erfolgen kann, dass sich aus der Eigen- gewichtswirkung der antreibenden Rolle bezw. des Antriebsmotors die für den Rück lauf erforderliche Anpressungskraft ergibt. Ist z. B. der Anbau nur nach Fig. 1? möglich oder wünschenswert, so ergibt sich aus dem Eigengewicht überhaupt keine Anpressung. Eine Anordnung nach Fig. 13 würde gege benenfalls eine zu. kleine Anpressung aus dem Eigengewicht für die Betätigung des Rück laufes ergeben.
In diesem Fall kann das Eigengewicht durch andere Kräfte Z, z. B. Menschenkraft, Federkraft, Magnetkraft und dergleichen, ersetzt werden. In dem Glied Q . sie (a. + ss) können, wie schon erwähnt, alle diese Varianten genau rechnerisch er fasst werden.
Die Berechnung der erforderlichen Reib scheibenbreite erfolgt nach den folgenden Formeln
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worin ,y und 7c von dem Material der beiden Reibscheiben abhängig sind und dr den rela tiven Durchmesser darstellt, unter welchem der Eingriff der beiden Reibscheiben erfolgt. dr errechnet sich nach folgenden Formeln: bei Aussenkämmung (Fig. 5 und 7)
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bei Innenhemmung (Fig. 6 und 8) Materialien auftretenden der Metall,
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Besondere Bedeutung kornrot nun der Wahl der Materialien für die beiden Reibscheiben zu.
Die Verwendung von gleichem Material für beide Reibscheiben ist unzweckmässig, da. eine eventuelle Abnützung sich hierbei bei beiden Reibscheiben auswirken würde. Es hat sich vielmehr als zweckmässig erwiesen, den eventuell Verschleiss in eine, und zwar in die. kleinere Reibscheibe zu ver legen, welche so ausgebildet wird, dass eine Auswechslung derselben sehr leicht und schnell und ohne grosse Kosten möglich ist.
Weitgehende Versuche haben gezeigt, dass sich die günstigsten Verhältnisse dann er geben, wenn eine der beiden Reibscheiben, vorteilhaft die grössere, aus Metall, vorzugs weise aus Gusseisen oder Stahl mit polierter ' Reibfläche angefertigt wird, für die andere, zweckmässig die kleinere und mit dem An triebsmotor verbundene Reibscheibe ein nicht metallisches, gering elastisches Material ge wählt wird, z. B. Hartholz, Hartschichtholz, Fiber, Kunstharzpressstoff, Kunstharzpress- stoff mit Gewebeeinlage usw.
Dieses Mate rial muss von grosser Festigkeit, insbesondere gegen Druckbeanspruchu ng, sein, muB eine gewisse, jedoch nicht zu grosse Elastizität besitzen, darf nach erfolgter Druckbeanspru chung in den für solche Getriebe vorkommen den Grössen leine bleibende Formänderung aufweisen und muss die Eigenschaft haben. dass sich seine Oberfläche bei Zusammenarbeit mit einer andern polierten Fläche selbst po liert.
Diese Eigenschaften besitzt in beson derem Masse der Kunstharzpressstoff mit Ge- webeeinlage, üblicherweise Gewebepressstoff genannt, so dass derselbe auch bei den erfin dungsgemässen Getrieben grösserer Leistung vorzugsweise Verwendung finden wird. Die ses Material wird in Tafeln verschiedenster Dicke unter Druck- und Hitzeeinwirkung hergestellt. Die Hitzeeinwirkung ist nun an den Aussenflächen grösser als in der Mitte der Tafel, und sind entsprechend auch die Lauf eigenschaften dieses Materials in den äussern Zonen anders als in der Mitte.
Diese Unter schiede sind nun selbstverständlich desto grösser, je dicker die Platte ist. Um nun auf der ganzen Reibfläche möglichst gleiche Ar beitsbedingungen zu schaffen, werden die Reibscheiben für grössere Leistungen nach Möglichkeit nicht aus einem entsprechend dicken Gewebestoffkörper hergestellt, son dern es wird dünneres Plattenmaterial ver wendet und mehrere solcher Platten auf einer Metallnabe zu einer entsprechend breiten Reibscheibe zusammengeschichtet.
Die Erfindung beruht somit auf der Er kenntnis, dass der z. B. aus dem Gewicht von Antriebsmotor, Antriebsscheibe, Schwing hebel und gegebenenfalls vorhandenen Zu satzkräften sich ergebende Anteil der An pressungskraft kleiner sein muss als die zur Übertragung des Antriebsmomentes erforder liche Kraft, eine Erkenntnis, die sich diame tral gegenüber den bisher vertretenen Auf fassungen bewegt und zu der weiteren erfin derischen Erkenntnis geführt hat;- dass für alle praktisch vorkommenden Fälle, die auf die Anpressung einwirkenden Kräfte aus den Werten O,<I>a,</I> Q, <I>U,</I> ss, <I>r</I> und b sich bestimmen lassen.
Dabei bedeuten, wie oben dargelegt: o den Winkel, den die Normalkraft mit der Umfangskraft einschliesst und für den die Bedingung eingehalten werden muss, dass tg o ,u bleiben muss, Q die äussere Kraft, U die Umfangskraft, r den Radius der schwingenden, also in der Regel der kleineren Reibrolle, und b die Länge des Schwinghebels der schwin genden Reibrolle.
Der vom Mittelpunkt des beweglichen Rades (Schwingrolle) in Richtung auf den Berührungspunkt der beiden Räder aus gehende Strahl (Zentrale der beiden Reib scheiben) schliesst mit dem Strahl in Richtung der von aussen her wirkenden Kraft den Winkel ss ein und mit dem durch den Auf hängepunkt des Schwinghebels gehenden Strahl den Winkel a; wobei dieser vom Be rührungspunkt her in der Arbeitsdrehrich tung des beweglichen Rades zu rechnen ist.
Drive device with friction gear. Friction gears are among the oldest machine elements and, impressed by their simplicity, attempts have always been made to develop such gears that are practically wear-resistant and reliable for performance that is common in industry. They wanted to replace the belt drives, gear drives and the like with something better and simpler. However, this has so far not been successful and according to the current state of the art, the friction gear for industrial drives is not considered to be executable in the relevant specialist circles. Even in the modern literary standard works on machine elements one finds under "friction gear" still the reference that such can only be used for small performance.
The paths that were taken in the attempts to develop a useful friction gear are different. In a well-known arrangement, the pressure on the friction disks is generated in that one friction roller is carried out with a very large Ge weight, and that the same is arranged so that as much as possible the entire Ge weight of the roller is effective for the pressure. If necessary, this effect was also reinforced by additional weights, springs or the like.
It was also proposed to arrange the roller and possibly the drive motor on a lever arm, which in turn is mounted on a pivot pin, so that a force component in the direction of the contact pressure is derived from the weight of the roller and possibly the drive motor attached to it together with the lever arm becomes effective, which is sufficient to ensure the power transmission len. In earlier years, when the electric motors still weighed 5 to 10 times their current weight, this weight was sufficient for this purpose. With today's motors with a very low weight, additional weights have therefore been added in order to achieve a sufficiently high contact pressure in order to increase the contact pressure.
However, all these arrangements have the disadvantage that the full contact pressure is effective on the friction surfaces even when idling or at part load, which means that wear occurs relatively quickly. Particularly disadvantageous with these arrangements, however, is that the contact force resulting from the weight or the spring balancer is insufficient to transmit the torque in the event of overload or overload surges, which then results in a slip between the two friction disks, which is too rapid Wear and destruction of the friction surfaces leads. It was believed that these difficulties could be overcome by providing one of the friction disks with a covering made of a highly elastic material with a high coefficient of friction, for example rubber.
But this, too, was a mistake, since such material is very quickly destroyed in the case of stresses, such as those that occur in transmissions for services that are common in industry.
Furthermore, friction gears were known in which the contact pressure was achieved in that the bearing spacing was made smaller than it results from the diameters of the two friction disks. In these gears, the pressure is generated by elastic bending of the shafts. Apart from the disadvantages that are inherent in the gear units described above. In this version, the size of the contact pressure is also uncontrollable, and it can be so great due to manufacturing inaccuracies within the scope of the usual manufacturing tolerances that destruction of the friction disk surfaces occurs very quickly.
In addition, since both disks in such gears must be made of steel, usually even hardened steel, which has a very small coefficient of friction, the bearing stresses are so great and uncontrollable that the design of friction gears in this form for greater performance is not possible is possible.
In addition, in the case of these last transmissions, the contact pressure decreases with increasing wear, which in turn leads to slippage and thus increased wear. There are therefore still very complicated and expensive Nachstelleinrich lines required.
In other known Kon structures in which the contact pressure is achieved by elastic deformation of Metallrin conditions, the same disadvantages occur.
Another type of friction gear brings. the contact pressure as a function of the counter torque by arranging a pair of gears between the friction wheels and the driven machine in such a way that the back pressure from the gears generates the required contact pressure. The same can be achieved with an intermediate belt drive. Here, however, is the size of the contact pressure. not only from the counter torque, but also from the selected gear ratio in the gear respectively. Belt drive dependent.
Apart from the fact that the interposition of such a gear makes the overall arrangement very expensive, the achievable speed range is also largely narrowed, since the intermediate gear has to be designed with a very high reduction in order to generate a sufficiently high contact pressure.
The present invention now enables the creation of a drive device with a friction gear mechanism that is amazingly simple in its arrangement for the transmission of power of any size, 1> <: # in which gear the contact pressure without the interposition of additional consi:
Ruktionselernente always remains as a function of the counter torque that it is just sufficient to overcome the same, and at which there is practically no slip even with load surges up to the breakdown torque of the motor, so that the friction disks are not exposed to any significant wear. In this Ge transmission, the effect of the dead weight of the friction disks and the associated electric machine is advantageously switched off as far as possible so that only a very small component of this is effective in the direction of contact pressure to ensure the touch of the two friction surfaces.
Any weight effect beyond that is generally undesirable. If this cannot be completely avoided in individual cases for structural reasons, it is expediently given special consideration when designing the gear unit.
The basic arrangement according to the invention is explained below with reference to the accompanying drawing, which relates to some exemplary embodiments. As a first example, the representation according to FIG. 1 is chosen, in which the transmission is designed with vertical axes, so that the weight effect of the vibrating roller and the drive motor connected to it is switched off.
In Fig. 1 is the drive shaft. with 1 and the driven shaft with 2. Both waves should be arranged vertically. With the shaft 1, which is rotatably mounted at the end of the lever arm 5, the propelling friction disc 3 is firmly connected. The lever arm 5 is arranged with its other end rotating bar on the fixed bolt 6 (fixed point). The driven shaft 2 is rotatably mounted in the two bearings 7 and carries the driven friction disk 4. Of course, this disk can also be arranged on the fly.
It is assumed that the driving friction disc 3 is in the position shown in dashed lines, and the shaft 1 with its friction disc 3 is set in a Drehbewe movement in the direction of the arrow. If you now lead the rocker arm 5 and thus the rotating friction disc 3 to the left in the operating position shown, so that the ro animal friction disc 3 comes into contact with the stationary friction disc 4, the friction disc 3 wants to be on your. Roll off the circumference of the friction disc 4. However, since it is prevented from doing so by the lever arm 5, it sucks on the circumference of the friction disk 4 and sets the latter in a rotary movement in the direction of the arrow.
Here, at the contact point of the two friction disks, as a result of the counteraction of the driven friction disk 4, the contact force (normal force) P a, which the frictional force P. , u generated on the circumference. The influence of the counter-torque from the housing of the electrical machine on the value of P, which is negligible in many cases, is initially neglected and only taken into account later. This preliminary simplification amounts to (as we will recognize later) that we initially assume the radius r of the small wheel to be very small compared to the length of the rocker arm 5.
In order to achieve a practically slip-free and thus loss-free energy transfer to the friction disks, the frictional force <I> P. </I>, u must be equal to or greater than the circumferential force U resulting from the torque. The friction coefficient is approximately constant.
With the introduction of tg o as the ratio of circumferential force U to normal force P er, the requirement arises
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d. H. the friction gear will transfer the energy supplied to it on the drive side with practically no slip or loss if the 2 angens of the angle O is chosen to be equal to or smaller than e. Under the above assumption of a very small radius of the small wheel, the forces P, <I> U </I> and the axle force falling in the direction of the rocker arm 5 must keep in balance at the point of contact.
But this is followed by the simple relationship tg <I> p = </I> tg <I> a (2) </I> In the following fug. 2, 3 and 4, for which these should still apply, the characteristic angle designated by a in FIG. 1 is therefore designated by Q from the start.
From these considerations it can also be seen that it is irrelevant whether the pivot point (fixed point) 6 on the straight line containing points 1 and 6 lies on the part of this straight line denoted by plus or minus, as is the result through the The size of the distance between point 6 and point 1 is not influenced. However, the arrangement of the pivot point on the minus part of the straight line mentioned has certain disadvantages in practice. compared to the arrangement on the part labeled plus, which will be explained in more detail with reference to FIG.
In Fig. 2, the drive shaft is again denoted by 1. and the driven shaft with 2, 6 is the pivot point of the rocker arm on the part labeled plus, 6 'is the pivot point of the rocker arm on the minus part of the points 1 and 6 containing straight lines. The distances 1-6 and 1-6 'are chosen to be the same size. If one now looks first at the arrangement with the rocker arm 1-6 ', then when the driving friction disk 3 is set in rotation in the direction of the arrow, the angle o becomes smaller, the more you see the friction disk 3 on the driven friction disk 4 sucks.
This sucking is caused by the elastic change in shape of all parts as a result of the counter torque and is linked to a migration of the roller to, for example, the position 3 'shown in dashed lines. Theoretically, the angle o can even be equal to 0 here, the contact pressure and thus also the frictional force becoming infinitely large and the friction disk 3 would tip over. However, as the angle o becomes smaller, the surface load on the friction disks and the load on the bearings also become greater and thus less favorable due to the increase in the contact pressure P. The reverse occurs when considering the arrangement with the rocker arm 1-6.
With increasing load from the counter-rotating torque and the associated greater suction of the friction disk 3 to the friction disk 4, the angle g becomes larger and thus the surface stress on the friction disks and the bearing load smaller. This change now corresponds to the operational requirements, since the reduction of the contact force due to the enlargement of the angle 9 is compensated for by the fact that the coefficient of friction in the present case, due to the elastic shape change on the friction surfaces, is greater. As can also be seen from the figure, the friction disk 3 cannot tip over with this arrangement.
These considerations lead to the conclusion that a particularly favorable arrangement of the transmission results when the pivot point 6 is on the positive beam, that is, in general terms, when the pivot point 6 is selected on a beam emanating from point 1 , which intersects the circle struck around the center point 2, the radius of which is equal to the sum of the radii of the two friction disks. Exact investigations have shown that the angle o remains roughly the same with different loads if the pivot point is moved to 6 ".
The point 6 ″ corresponds approximately to the base point of the perpendicular from point 2 to the straight line containing the ray 1-6.
The result of this observation with regard to the increasing or decreasing of the angle can be shown more precisely in the form of a curve.
In Fig. 4, the x-axis represents the straight line containing the beam 1-6 of FIG. 2, on which the pivot point 6 respectively. 6 'of the rocker arm is selected, while the g-axis represents the change d o of the angle n in relation to the displacement of the point 1 to point 1' by d S. This value
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can be positive, d. H. increasing the angle o, or negative, d. H. decreasing the angle o.
The point of intersection 1 of the x- and y-axes is identical to the point 1 of FIG. 2. The distance c of the parallels drawn to the x-axis from this corresponds to a certain negative value of the change in angle, which occurs when the Pivot point 6 or 6 'results in infinite distance. If you now select in Fig. 2 the pivot point of the rocker arm at 6 ", which corresponds to the base of the plumb bob from point 1 to the extension of the line 1-6, then remains when moving the Punk tes 1 to point 1 ', caused by Increasing the torque, angle 2 practically constant.
If this point 6 ″ in FIG. 4 is transferred to the positive part of the x-axis, this point is at the same time a point on the curve which represents the change in angle in relation to d S. This curve, which results as a whole, has approximately the same shape an equilateral hyperbola.
As can be seen from Fig. 4, the angle change will be positive if the pivot point 6 is selected between the two points 1 and 6 ". If the length of the rocker arm 1-6 is greater than the distance between points 1-6" from each other corresponds, ge selected, the change in angle is negative, but can assume the maximum value c as the maximum when the pivot point is shifted to infinity. If one plots the distance 1-6 according to Fig. 2 on the positive part of the x-axis and draws a parallel to the y-axis from this point, the distance 6-6 is the measure
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for the acquisition of the angle 2 at a certain load increase.
If one plots from point 1 the "distance 1-6 '(Fig. 2) on the minus side of the x-axis and draws the parallel to the y-axis from this point, the distance 6'-6" results "the decrease in the angle O with the same load increase. From this it can be seen that with the arrangement of the pivot point 6 between the two points 1-6 "the change in angle is positive when the load increases, but the smaller the closer the point 6 to the point 6" is relocated. If the pivot point 6 is moved beyond 6 ", the result is a negative change in angle, but this can only be equal to c at most.
The arrangement of the pivot point 6 'on the negative part of the x-axis always results in a negative change in angle when the load increases, which can reach the value c as a minimum with an infinitely great length of the rocker arm, but less than Um with the practically possible lengths of the rocker arm would become so large that the operational safety of the transmission is no longer guaranteed.
The conditions present in this graphic study can only appear when the elasticity of the material used for the construction is taken into account.
As can be deduced from Fig. 3, the conditions are in the chosen educa tion of the transmission (internal mesh) significant tend favorable. It can be demonstrated that the diagram according to FIG. 4 is also valid for this, but with the opposite signs. Here the angle g becomes larger when, due to the elasticity of the friction surfaces, the friction disc pivot point 1 shifts by d S 'to 1', namely with the position of the pivot point on the entire beam drawn from 1 to 6 ', as well as with the position of the The pivot point is on that part of the ray drawn by 1 over 6 that is outside 6 ".
Only when the pivot point is located within zone 1-6 "is the angle O reduced in the aforementioned displacement of 1-1 '; only when the pivot point is located on this section
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negative. Furthermore, tg O, i.e. H. the ratio of circumferential force to normal force, influenced by the counter torque of the electric machine. We now drop the previous requirement of a very small half-diameter of the small wheel compared to the rocker arm length.
In Fig. 5, as before, the normal or contact pressure acting on the pinion is designated by P, and the force counteracting by the driven disk on the circumference of the motor pinion is designated by <I> LT </I>. From these two forces he. there is a resulting force R acting on the motor pinion, which is transmitted at point 1 from the shaft of the motor rotor to the storage of the same in the housing.
When the force R acting at the contact point is converted into the force R1 acting in the same size and direction at point 1, a torque arises: R1. e, which keeps the torque transmitted from the rotor electromagnetically to the housing in balance, but changes the pressure on the two friction disks, depending on the selected order, increasing or decreasing the contact pressure. According to Fig. 5 and 6:
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According to Figs. 7 and 8 is
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To accept.
As can be seen from these formulas and from the illustrations, the effect of the counter-torque of the motor housing is such that it reduces the contact force in the arrangement according to FIGS. 5 and 6, and increases the contact force in the arrangement according to FIGS. 7 and 8 .
We are now moving on to also include the effect of external forces acting on the oscillating wave in these considerations (see Fig. 9). In many cases it will be the dead weight of the vibrating part, but other forces, such as spring forces, magnetic etc., can also come into consideration here to achieve special effects. To be very general, we will assume the direction of the force Q not vertically downwards, but arbitrarily.
(This external force Q, which can be the resultant of various external forces, should include the angle ss with the line connecting the center points of the wheels.) In Fig. 9, the forces U, P and Q are drawn, which turn the oscillating part to attempt. We do not now need to know the force through the fixed point D, since it is important for us to write down the condition for the equilibrium against rotation around the fixed point D for the entire swinging part.
We set all torques around the point D equal to 0 and now get: <B> + </B> <B> from this </B> U (b. Cos? - r) -Q. b. sin (α + b) (6) - P. b. sin? = 0 With the definition
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results obtained
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This formula applies to an arrangement according to FIGS. 5 and 6. For arrangements according to FIGS. 7 and 8, the sign of r / b is reversed and we
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These last two equations for tg g form the basis for the correct design of the transmission according to the invention. Applied mutatis mutandis, they apply very generally to every operating state.
The value for tg o then calculated from the design data must not exceed the size of the coefficient of friction, but must remain below by a safety value. However, tgo will never be made smaller than necessary to prevent slipping so that the contact pressure does not become unnecessarily large.
Solving the last two equations for P gives the relationship
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If the angles are assumed to be approximately constant for a certain case, the result, as the equation shows, for the relationship between the normal force P and the circumferential force U is a straight line that does not go through the zero point. However, if the influence of the external force is switched off, which z. B. can happen at any time by suitable choice of ss, this straight line goes through the zero point, tg g is then constant for all loads.
Equations 8 and 9 relate to stationary running and describe the forces and tension relationships during the mode of operation according to the invention. The onset of the manner according to the invention must be checked individually. Experience has shown that by matching a, r / b and Q. sin <I> (a. </I> -f-, B) to achieve the precise onset of the inventive effect when starting up. A very large number of combinations are possible for this tuning.
FIGS. 5 to 8 show some basic arrangements in which it is assumed that the drive takes place from the smaller, oscillating friction disk. When driving an electrical generator, the large, stationary disk will very often have to be selected as the driving force. In this case, he apparently give different Arbeitsbedingun conditions, which, however, can be traced back to one of the four arrangements shown in FIGS. If the direction of energy flow is changed and the direction of rotation is reversed at the same time, the mode of operation according to the invention is maintained.
In the case of many drives, it must now also be possible for the energy flow to flow in the same direction. If full work output is required for both directions of rotation on the machine in question, an arrangement according to FIG. 10 or 11 is selected. It is necessary here that the driving roller is pivoted about the pivot point 6 when the direction of rotation is changed, so that the same reaches the dashed position. At the same time, the direction of rotation of the drive motor must be changed using a suitable switch.
Moving the driving friction disc in the dashed position can be done by hand directly or by means of appropriately arranged system linkage, or by electrical means, eg. B. by means of magnets, brake release motor or the like.
In most work machines, however, in which a change in the direction of rotation is required, the full power is not required for the reverse direction, but only a power that overcomes the idle force required by the work machine. In this case, the friction gear z. B. no turning of the friction roller in the ge dashed position may be required, but it is sufficient to reverse the direction of rotation of the motor and choose the arrangement so that the weight of the driving friction disc or the drive motor BEZW. the corresponding external force generates a pressing force which is so great that it is sufficient for the slip-free actuation of the return.
In this case, the following formula applies to the design of the gearbox for 5 and 6:
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at Fig. 7 and 8 the formula:
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Since every working machine has centrifugal masses, which must first be accelerated when starting, and a normal drive motor with normal delta connection has approximately this at starting torque, the dead weight effect during return would have to be designed for this '-) "-', times the tightening torque, if the start-up without slip between the friction disks is to follow.
It therefore seems appropriate to operate the drive motor for the return in a star connection, in which it only sits about 0.8 times the tightening torque, since the pressure from its own weight only needs to be about 1/3. The same can be achieved by connecting suitable resistors in the power supply to the drive motor. It is sufficient to put such a resistance in one of the phases.
In practice it can happen that, for structural reasons, the gearbox cannot be attached to the machine in such a way that the dead weight of the driving roller or of the drive motor results in the contact pressure required for the return. Is z. B. the cultivation only according to Fig. 1? possible or desirable, the dead weight does not result in any contact pressure at all. An arrangement according to FIG. 13 would possibly be one too. small contact pressure from the dead weight for the actuation of the return flow.
In this case, the dead weight by other forces Z, z. B. human force, spring force, magnetic force and the like can be replaced. In the term Q. they (a. + ss) can, as already mentioned, all of these variants can be calculated precisely.
The calculation of the required friction disk width is based on the following formulas
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where, y and 7c are dependent on the material of the two friction disks and dr represents the rela tive diameter under which the engagement of the two friction disks takes place. dr is calculated using the following formulas: with external combing (Fig. 5 and 7)
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with internal restraint (Fig. 6 and 8) materials occurring the metal,
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The choice of materials for the two friction disks is now of particular importance.
The use of the same material for both friction disks is impractical because. any wear and tear would affect both friction disks. Rather, it has proven to be useful to reduce the possible wear and tear in one, namely in the. To lay a smaller friction disc, which is designed so that it can be replaced very easily and quickly and without great expense.
Extensive tests have shown that the most favorable conditions are when one of the two friction disks, advantageously the larger one, is made of metal, preferably made of cast iron or steel with a polished 'friction surface, for the other, suitably the smaller one and with the To drive motor connected friction disc a non-metallic, low elastic material ge is selected, for. B. hardwood, hard laminated wood, fiber, synthetic resin molding, synthetic resin molding with fabric insert, etc.
This material must be of great strength, especially against compressive stress, must have a certain, but not too great elasticity, and must have a permanent change in shape after compression in the sizes that occur for such gear units. that its surface polishes itself when working with another polished surface.
These properties are particularly possessed by the synthetic resin pressed material with a fabric insert, usually called fabric pressed material, so that it is also preferably used in the higher-performance gears according to the invention. This material is produced in panels of various thicknesses under the influence of pressure and heat. The effect of heat is now greater on the outer surfaces than in the middle of the board, and accordingly the running properties of this material are different in the outer zones than in the middle.
These differences are of course the greater the thicker the plate. In order to create the same working conditions as possible on the entire friction surface, the friction disks are not made of a correspondingly thick fabric body if possible, but thinner plate material is used and several such plates are layered together on a metal hub to form a correspondingly wide friction disk .
The invention is thus based on the recognition that the z. B. from the weight of the drive motor, drive pulley, rocking lever and possibly existing additional forces resulting portion of the pressing force must be smaller than the force required to transmit the drive torque, a finding that moves diametrically compared to the previously represented views and has led to the further inventive knowledge; - that for all practically occurring cases, the forces acting on the contact pressure from the values O, <I> a, </I> Q, <I> U, </I> ss , <I> r </I> and b can be determined.
As explained above: o the angle that the normal force forms with the circumferential force and for which the condition that tg o, u must remain, Q the external force, U the circumferential force, r the radius of the oscillating, so usually the smaller friction roller, and b is the length of the rocker arm of the vibrating friction roller.
The beam (center of the two friction disks) going from the center of the moving wheel (oscillating roller) in the direction of the point of contact of the two wheels forms the angle ss with the beam in the direction of the force acting from the outside and with that through the point of suspension of the rocker arm going beam the angle a; where this is to be expected from the point of contact in the direction of working direction of the movable wheel.