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COMMANDE POUR BANDE DE TRANSPORTEUR A BANDE.
L'invention concerne une commande ou dispositif dentralne- ment de bande de transporteurs à bande dans laquelle la bande transporteuse (courroie de transport) est guidée autour de deux tambours tournant,de préférence, en sens inverse. Pour pouvoir, dans toutes les conditions de charge,transmettre par les tambours des bandes de la puissance utile et rendre sans importance un effet de freinage sur l'un ou 1'autre des tambours, on a, dans la transmission à engrenages entre le moteur de commande et les tambours de commande, proposé de placer des transmissions de compensation sous forme de transmissions planétaires.
Ces transmissions de compensation assurent la répartition de la puissance de commande., dans un rapport déterminé,entre les deux tambours, ce qui ne correspond pas toujours à la capacité d'entrainement des deux tambours. La capacité d'entraînement dépend comme on le sait de 1'arc d9enveloppement et du coefficient de frottement. Si ces grandeurs sont égales pour les deux tambours, on peut charger davantage le tambour antérieur. Si, par exemple par mouillage du côté de roulement de la bande, le coefficient de frottement tombe fortement sur le premier tambour, le deuxième tambour devrait reprendre la plus grande partie de la puissance du moteur, ce qu'il ne peut cependant pas faire à cause du rapport de répartition déterminé par le choix fait une fois pour toutes de la transmission de compensation.
La commande toute entière ne peut donc, dans ce cas, dé- velopper u9une force de traction totale faible et n'est pas pleinement utilisée.
On obtient, par 1 invention, une indépendance plus grande par rapport aux conditions de frottement, qui varient beaucoup en cours d'exploitation, par le fait qu'entre le tambour que parcourt la bande en premier, et la roue d'engrenage qui la commande, on a agencé un dispositif de roue libre à rattrapage, et entre le deuxième tambour et la roue d'engrenage qui le commande, on a agencé un accouplement à friction (à glissement), et par
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le fait que les rapports de transmission (démultiplication) ou les diamètres des tambours sont dimensionnés de telle façon que sans jeu de la roue
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libre et sans glissement de 19accouplement à friction,
la vitesse périphé- rique du deuxième tambour est légèrement supérieure-environ de 1/2 à 1 %- à celle du premier tambour.
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Le couple transmissible par l accouplement à friction est alors quelque peu inférieur au couple d9entra3.nement correspondant . la force dpentralnement du second tambour, pour une tension deexplo3.tation moyenne de la bande dans le brin de départ. Par suite de ces dispositifs, pour un faible débit, c9est-à-dire pour un brin transporteur peu chargé, c9est d'a- bord le deuxième tambour qui entraînera la bande, et le tambour antérieur sera entraîné par la bande dans la course à vide qui est rendue possible par la roue libre.
Si la charge du dispositif de transport croît tellement que
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la puissance nécessaire ne peut plus être transmise par l9accouplement à friction seul, il se produit dans celui-ci un glissement qui a pour effet de faire tomber la vitesse périphérique du deuxième tambour à la vitesse du premier ou à une vitesse un peu inférieure, de sorte que la puissance manquante est fournie par le tambour antérieur. La fraction de puissance fournie par le tambour antérieur continue à croître avec la charge jusqu'à
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ce que soit atteinte sa force d9entra.nement dépendant de la tension inter- médiaire de la bande.
Dans les accouplements à friction, le couple transmissible
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dépend de la pression doapplication des joues (ou mâchoires) de frottement, et du coefficient de frottement. En raison des variations fréquentes du coefficient de frottement, le couple est très variable.
Dans les accouplements à friction de construction connue, pour entraînement lent, comme il est à considérer pour les bandes transporteuses, les joues de frein sont pressées contre les tambours au moyen de
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ressorts, qui agissent radialement c9est à-dire perpendiculairement à la p4- riphérie du tambour.
L'objet de 1?invention développée est une conformation particulière des joues de frottement agencées sur le moyeu de l'accouplement et des ressorts qui pressent les joues de frottement contre le bord intérieur de la couronne du tambour, conformation pour laquelle 1?influence qu'a une variation du coefficient de frottement, est notablement inférieure.
Une caractéristique importante du nouvel accouplement à friction est que la direction suivant laquelle agit le ressort qui assure 1'ap- plication des joues de frein n'est pas perpendiculaire à la direction de
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glissement des joues (c9est-àdi.re à la tangente à la périphérie du tambour); bien plutôt, la direction de la pression du ressort et la direction de rotation du tambour forment un angle aigu.
Une autre caractéristique importante pour un accouplement à friction de ce genre est l'angle que forme la direction de glissement de la joue (qui est opposée à la direction de rotation) avec la direction de guidage. Sous le nom de "direction de guidage" on entend la direction dans laquelle la joue de frein montée à pivotement tourne autour de ce pivot ; c'est donc la direction de pivotement autour du pivot. Cet angle entre la direo- tion de guidage et la direction de glissement doit être de préférence plus grand que l'angle aigu entre la direction de pression du ressort et la direction de rotation.
Cet agencement entraîne 19avantage supplémentaire que les ressorts qui sont placés directement dans l'espace annulaire entre le moyeu d'accouplement et la couronne du tambour, à peu près en direction périphérique, agissent sans transmission à levier coudé, sur les joues de frottenent et trouvent place même dans des espaces annulaires étroits, avec une longueur suffisante, et peuvent être munis d'un dispositif de tension.
Sur le dessin ci-annexé, la figure 1 représente une coupe dans les deux tambours et leurs moyeux de commande.
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- la figure 2 est une coupe axiale à plus grande échelle dans un tambour postérieur; - la figure 3 est une coupe correspondant à la ligne II-II de la figure 2; - la figure 4 est un schéma des forces.
A la figure 1 on a désigné par 1 le tambour antérieur, par
2 le tambour postérieur, par 3 la bande transporteuse, par 4 les joues de frottement de 1'accouplement à friction, par 5 le moyeu d'accouplement, par 6 la biellette fixée au moyeu et aux joues de frottement, par 7 les res- sorts de pression, par 8 les appuis des ressorts sur le moyeu. 9 est le dispositif de roue libre entre le tambour antérieur 1 et le moyeu denté 10 du dispositif d'entrainement du tambour antérieur. Le diamètre du tambour postérieur 2 est quelque peu supérieur à celui du tambour antérieur 1. Le moyeu à roue libre et le moyeu d'accouplement ont le même nombre de tours avec des sens de rotation opposés.
Les particularités de l'accouplement à friction qui est appliqué au tambour postérieur sont mieux visibles aux figures 2 et 3. De la représentation donnée ici il apparaît aussi en particulier, comment les divers éléments de 19accouplement à friction peuvent être logés dans un petit espace annulaire.
Le moyeu d'accouplement 5 est solidarisé en rotation, par des clavettes, avec l'arbre du pignon 11, et le tambour 2, coaxial à cet arbre, peut tourner librement autour de lui. Les appuis ou bras 8 s'écartent de la direction radiale. Par les boulons 16 sont retenues les paires de biellettes 6 aux extrémités desquelles sont fixées, au moyen des boulons 17, les joues de frein 4 Les bras 8 servent en même temps d'appui pour les ressorts de pression d'angle 7 dont on peut produire la tension préalable; ces ressorts s'appuient par une de leurs extrémités, par l'intermédiaire de la genouillère 19, à la vis de pression 18 réglable axialement, et par l'en- tre extrémité contre la joue de frottement 4 au moyen du plateau de ressort à fourche 20, qui peut tourner autour de l'axe 21.
Lorsque la joue de frottement 4 s'applique contre le bord intérieur du tambour 2, il y a intersection des directions de l'axe du ressort 7 et du bras 8 à peu près sur la ligne de bord intérieur de la couronne du tambour au milieu des joues de frottement. L'angle entre les lignes de réunion qui joignent ce point d'intersection au centre de l'arbre d'une part et l'axe des ressorts d'autre part, est désigné par Ó et celui qui existe entre la ligne de réunion et l'axe de la biellette est désigné par ss L'angle /µ est avantageusement sensiblement inférieur à l'anle complémentaire de l'angle Ó de sorte que la joue de frottement est aussi guidée suivant un angle avec sa direction de glissement, qui est plus faible que celui suivant lequel elle s'appuie au ressort.
Le couple transmissible est, pour le sens de rotation indiqué par la flèche 13, considéré de la couronne du tambour, R.r. sin #, où R est la force de frottement résultante de la force tangentielle et de la pression d'application # est 3/angle de frottement, r est le rayon du bord de frottement du tambour. D'autre part, le moyeu d'accouplement agit sur chaque mâchoire de frottement avec le couple F.r.Sin Ó = L.r.sin ss, si l'on désigne par F la force du ressort et par L la force d'appui de la biellette.
Du diagramme des forces représenté à la figure 4 il résulte qu'on a les rapports :
L F - sin ( Ó - #): sin (ss + #)
De l'égalisation des couples, il résulte, en considérant les transformations du rapport L :
F, la relation suivante entre la force tangentielle U (au bord de frottement) et la force du ressort F :
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Fa sin ±/ ( 1- lUe ctg 0\. ) Fosin o (ctg ctg fi) 7u Fdsin ( 1 + 11).0 ctg 0\. ) F si-n (etg 1+ lU ctg où seul le dernier terme du second membre contient la variable /u = tg #
Si l'on choisit comme angle par exemple 15 , la force tangen- tielle ne diminue que de 26 pourcent (de 100 % à 74,1 %) lorsque le coeffi- cient de frottement tombe de 0,5 à 0,25, donc à la moitié de la valeur ad- mise pour le frottement au repos, 0,5.
En marche, le coefficient de frotte- ment oscillera peut être entre 0,25 et 0,35 et corrélativement le couple transmissible ne variera que d'environ 15 %, de 100 % à 85 %.
Comme on le voit, ces rapports peuvent s'interpréter en ce sens qu'une force de frottement R résultante croissant par suite d'un frot- tement plus grand a tendance à comprimer davantage le ressort et à soulager la joue de frein guidée par la biellette. Lorsque, par réaliser la force de ressort nécessaire, on choisit un ressort assez mou et à déformation de mise sous tension grande, la force de ressort F n'est pratiquement pas mo- difiée par le petit chemin d'écartement de la joue. Au lieu de réaliser le guidage par une paire de biellettes, la joue de frottement peut être guidée par deux paires de biellettes de même longueur et parallèles suivant l'agen- cement de manivelles parallèles, ou par une voie de glissement ou de roule- ment placés obliquement de manière correspondante.
Pour le montage du moyeu d'accouplement dans la couronne du tambour, la vis de mise sous tension 18 est ramenée d'autant qu'il faut pour que la genouillère repose directement sur son bras 8. Alors la joue de frot- tement rapproche aussi du point central de l'arbre et 19accouplement peut être introduit dans la couronne du tambouro Alors on met les ressorts sous tension au moyen des vis de tension 18 et les joues de frottement sont ap- pliquées à la couronne du tambour.
REVENDICATIONS.
1. Commande pour bande de transporteur à bande dans lequel la bande transporteuse est guidée autour de deux tambours de commande tournant de préférence en sens contraire, caractérisée en ce qu'entre le tambour en- touré d'abord par la bande et la roue d'engrenage qui le commande est agencé un dispositif de roue libre à rattrapage, et entre le deuxième tambour et sa roue de commande, est agencé un accouplement à friction (à glissement) et en ce que les rapports de transmission ou les diamètres des tambours sont tels que sans jeu de la roue libre et sans glissement dans l'accouplement à @riction, la vitesse périphérique du deuxième tambour est un peu plus grande que celle du premier tambour.
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ORDER FOR BELT CONVEYOR TO BELT.
The invention relates to a belt drive or device for conveyor belts in which the conveyor belt (conveyor belt) is guided around two drums rotating, preferably in opposite directions. In order to be able, under all load conditions, to transmit the useful power through the drums of the bands and to make a braking effect on one or the other of the drums irrelevant, we have, in the gear transmission between the motor control and control drums, proposed to place compensating transmissions in the form of planetary transmissions.
These compensating transmissions ensure the distribution of the control power, in a determined ratio, between the two drums, which does not always correspond to the driving capacity of the two drums. As is known, the driving capacity depends on the developmental arc and the coefficient of friction. If these sizes are equal for both drums, the front drum can be loaded more. If, for example by wetting the running side of the belt, the coefficient of friction falls sharply on the first drum, the second drum should take up most of the engine's power, which it however cannot do at cause of the distribution ratio determined by the choice made once and for all of the compensation transmission.
In this case, therefore, the entire control cannot develop a low total traction force and is not fully utilized.
One obtains, by the invention, a greater independence with respect to the conditions of friction, which vary greatly during operation, by the fact that between the drum which the belt travels first, and the gear wheel which runs it. control, we have arranged a freewheel device with take-up, and between the second drum and the gear wheel which controls it, we have arranged a friction coupling (sliding), and by
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the fact that the transmission ratios (reduction) or the diameters of the drums are dimensioned in such a way that there is no play of the wheel
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free and slip-free friction clutch,
the peripheral speed of the second drum is slightly greater - about 1/2 to 1% - than that of the first drum.
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The torque transmitted by the friction clutch is then somewhat lower than the corresponding drive torque. the centralization force of the second drum, for an average tension deexplo3.tation of the strip in the starting strand. As a result of these devices, for a low flow, that is to say for a lightly loaded conveyor strand, it is first of all the second drum which will drive the band, and the front drum will be driven by the band in the running race. vacuum which is made possible by the freewheel.
If the load of the transport device increases so much that
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the necessary power can no longer be transmitted by the friction coupling alone, a slip occurs in it which has the effect of dropping the peripheral speed of the second drum to the speed of the first or to a slightly lower speed, from so that the missing power is supplied by the front drum. The fraction of power supplied by the front drum continues to increase with the load until
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that is reached its d9entra.nement force dependent on the intermediate tension of the band.
In friction couplings, the transmissible torque
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depends on the application pressure of the friction cheeks (or jaws), and the friction coefficient. Due to the frequent variations in the coefficient of friction, the torque is highly variable.
In friction couplings of known construction, for slow drive, as is to be considered for conveyor belts, the brake cheeks are pressed against the drums by means of
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springs, which act radially, that is to say perpendicular to the periphery of the drum.
The object of the developed invention is a particular conformation of the friction cheeks arranged on the hub of the coupling and the springs which press the friction cheeks against the inner edge of the crown of the drum, a conformation for which the influence which 'has a variation of the coefficient of friction, is notably lower.
An important feature of the new friction clutch is that the direction in which the spring acts which ensures the application of the brake cheeks is not perpendicular to the direction of the brake.
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sliding of the cheeks (ie at the tangent to the periphery of the drum); rather, the direction of the spring pressure and the direction of rotation of the drum form an acute angle.
Another important feature for such a friction clutch is the angle formed by the sliding direction of the cheek (which is opposite to the direction of rotation) with the guiding direction. The term “guiding direction” is understood to mean the direction in which the pivotally mounted brake cheek rotates around this pivot; it is therefore the direction of pivoting around the pivot. This angle between the guiding direction and the sliding direction should preferably be greater than the acute angle between the direction of spring pressure and the direction of rotation.
This arrangement results in a further advantage that the springs which are placed directly in the annular space between the coupling hub and the drum crown, approximately in the peripheral direction, act without elbow lever transmission, on the friction cheeks and find themselves. place even in narrow annular spaces, with sufficient length, and can be fitted with a tension device.
In the accompanying drawing, Figure 1 shows a section through the two drums and their control hubs.
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- Figure 2 is an axial section on a larger scale in a rear drum; - Figure 3 is a section corresponding to the line II-II of Figure 2; - Figure 4 is a diagram of the forces.
In Figure 1 we denote by 1 the front drum, by
2 the rear drum, by 3 the conveyor belt, by 4 the friction cheeks of the friction coupling, by 5 the coupling hub, by 6 the connecting rod fixed to the hub and to the friction cheeks, by 7 the res- pressure spells, by 8 the spring supports on the hub. 9 is the freewheel device between the front drum 1 and the toothed hub 10 of the front drum drive device. The diameter of the rear drum 2 is somewhat larger than that of the front drum 1. The freewheel hub and the coupling hub have the same number of turns with opposite directions of rotation.
The peculiarities of the friction coupling which is applied to the rear drum are best seen in Figures 2 and 3. From the representation given here it is also apparent in particular how the various friction coupling elements can be accommodated in a small annular space. .
The coupling hub 5 is secured in rotation, by keys, with the shaft of the pinion 11, and the drum 2, coaxial with this shaft, can rotate freely around it. The supports or arms 8 move away from the radial direction. By the bolts 16 are retained the pairs of rods 6 at the ends of which are fixed, by means of the bolts 17, the brake cheeks 4 The arms 8 serve at the same time as a support for the angle pressure springs 7 which can be produce the preliminary tension; these springs are supported by one of their ends, via the toggle lever 19, against the axially adjustable pressure screw 18, and by the other end against the friction cheek 4 by means of the spring plate with fork 20, which can turn around the axis 21.
When the friction cheek 4 rests against the inner edge of the drum 2, there is an intersection of the directions of the axis of the spring 7 and of the arm 8 approximately on the inner edge line of the crown of the drum in the middle. rubbing cheeks. The angle between the meeting lines which join this point of intersection at the center of the shaft on the one hand and the axis of the springs on the other hand, is designated by Ó and that which exists between the meeting line and the axis of the rod is designated by ss The angle / µ is advantageously significantly less than the complementary anle of the angle Ó so that the friction cheek is also guided at an angle with its sliding direction, which is weaker than that according to which it is supported by the spring.
The transmissible torque is, for the direction of rotation indicated by arrow 13, considered from the crown of the drum, R.r. sin #, where R is the friction force resulting from the tangential force and the application pressure # is 3 / friction angle, r is the radius of the friction edge of the drum. On the other hand, the coupling hub acts on each friction jaw with the torque F.r.Sin Ó = L.r.sin ss, if we denote by F the force of the spring and by L the support force of the rod.
From the force diagram shown in figure 4 it follows that we have the ratios:
L F - sin (Ó - #): sin (ss + #)
From the equalization of the couples, it results, by considering the transformations of the ratio L:
F, the following relation between the tangential force U (at the friction edge) and the force of the spring F:
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Fa sin ± / (1- lUe ctg 0 \.) Fosin o (ctg ctg fi) 7u Fdsin (1 + 11) .0 ctg 0 \. ) F si-n (etg 1+ lU ctg where only the last term of the second member contains the variable / u = tg #
If one chooses as angle for example 15, the tangential force decreases only by 26 percent (from 100% to 74.1%) when the friction coefficient falls from 0.5 to 0.25, so at half of the value allowed for friction at rest, 0.5.
In operation, the coefficient of friction may oscillate between 0.25 and 0.35 and correspondingly the transmissible torque will vary only about 15%, from 100% to 85%.
As can be seen, these ratios can be interpreted as meaning that a resulting friction force R increasing as a result of greater friction tends to compress the spring more and relieve the brake cheek guided by the brake. connecting rod. When, in order to achieve the necessary spring force, one chooses a spring that is fairly soft and with a large tensioning deformation, the spring force F is practically not modified by the small gap between the cheek. Instead of guiding by a pair of rods, the friction cheek can be guided by two pairs of rods of the same length and parallel according to the arrangement of parallel cranks, or by a sliding or rolling track. placed obliquely in a corresponding manner.
To mount the coupling hub in the crown of the drum, the tensioning screw 18 is brought back as much as necessary so that the knee lever rests directly on its arm 8. Then the friction cheek also moves closer. from the center point of the shaft and the coupling can be introduced into the crown of the drum. Then the springs are put under tension by means of the tension screws 18 and the friction cheeks are applied to the crown of the drum.
CLAIMS.
1. Control for conveyor belt in which the conveyor belt is guided around two control drums preferably rotating in opposite directions, characterized in that between the drum surrounded firstly by the belt and the wheel d The gear which controls it is arranged a freewheel device with catch-up, and between the second drum and its control wheel, is arranged a friction clutch (sliding) and in that the transmission ratios or the diameters of the drums are Such as without freewheel play and slip in the friction coupling, the peripheral speed of the second drum is a little larger than that of the first drum.