Verstellbare Keilriemenscheibe für Regelgetriebe Die Erfindung betrifft verstellbare Keilriemen scheiben für Regelgetriebe mit axialbeweglichen Keilflankenscheiben, die axial unter der Wirkung von an der Scheibenwelle sich abstützenden Federn stehen.
Bei den bekannten Keilriemenscheiben dieser Art sind die Keilflankenscheiben zur Übertragung des Drehmomentes über Kerbverzahnungen, Keilführun gen und dergleichen mit der Scheibenwelle verbun den. Diese zwischen der Scheibenwelle und den Flankenscheiben befindlichen Führungsorgane erfor dern besondere Arbeitsgänge bei der Getriebeher stellung. Zudem müssen die Führungsflächen genau bearbeitet sein, damit die Führungen bei wechseln der Last oder bei Drehsinnänderungen nicht vorzeitig zerstört werden.
Im Gegensatz zu den bekannten verstellbaren Keilriemenscheiben werden erfindungsgemäss nun mehr die Keilflankenscheiben drehelastisch über die axial auf sie wirkenden Federn mit der Scheiben welle verbunden. Es erübrigen sich somit die er wähnten Führungsorgane, und es können einfach zu bearbeitende, zylindrische Führungsflächen verwen det werden, da nunmehr die Umfangskräfte von den Federn aufgenommen werden, die gleichzeitig auch auf die Keilflankenscheiben wirken bzw. die Aaspres sung des Keilriemens bewirken.
Zudem ergibt sich bei der erfindungsgemässen Scheibe der wesentliche Vorteil, dass die Umfangs kräfte elastisch unter weitgehender Schonung der Ge triebeteile sowie der mit dem Getriebe zusammen arbeitenden Maschinen oder dgl. übertragen werden. Um Resonanzerscheinungen auszuschalten, ist es hierbei sehr vorteilhaft, eigengedämpfte Federn zum Anpressen des Keilriemens und zum übertragen des Drehmomentes zu wählen, und zwar vorzugsweise Gummihohlfedern, welche die Scheibenwelle um fassen und eine unmittelbare Verbindung zwischen den Keilflankenscheiben und der Welle bzw. einem hierauf angeordneten Widerlager herstellen.
Drei Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in der Zeichnung dargestellt, und zwar zeigen: Fig. 1 bis 3 je einen Axialschnitt durch je eine von drei verstellbaren Keilriemenscheiben, und Fig. 4 einen Schnitt nach der Linie IV-IV der Fig. 3.
Die verstellbare Keilriemenscheibe besteht im wesentlichen aus der Welle 1, den beiden axial hier auf verschiebbar gelagerten Keilflankenscheiben 2, zwischen denen der Keilriemen 3 angeordnet ist, und den Gummihohlfedern 4, die sich an einem Wider lager 5 abstützen und axial auf die Scheiben 2 wirken.
Die Gummihohlfedern 4 sind nach den beiden Beispielen gemäss Fig. 1 und 2 nach Art eines abge stumpften kegeligen Hohlkörpers gestaltet und greifen mit ihren im Durchmesser grösseren Rand an .den Scheiben 2 an. Die Ränder der Federn 4 werden fest mit den Scheiben 2 und den Widerlagern 5 verbunden, so dass sie in der Lage sind, die vom Riemen 3 auf die Welle 1 oder umgekehrt über tragenen Umfangskräfte drehelastisch weiterzuleiten, wobei die Federn auf Verdrehung beansprucht wer den. Die Federn 4 dienen gleichzeitig zum Erzielen der zwischen den Scheiben 2 und dem Riemen 3 erforderlichen Aaspressung.
Um bei weitest geöffneter Scheibe schon einen gewissen Pressdruck zu erhalten, werden die Federn 4 mit gewisser Vorspannung ein gebaut, und zwar werden sie axial vorgespannt. Die noch unverformten Federn sind mit 4a bezeichnet. Zum Zwecke der Drehzahlregelung können die Schei ben 2 axial bewegt werden, wobei z.
B. die rechte Scheibe in die gestrichelt dargestellte Stellung 2' be wegt werden kann, in der die Feder 4 rinnenförmig gebogen ist. Die Befestigung der Ränder der Federn 4 kann gemäss Fig. 1 erfolgen durch Spannringe 6 und 7, die beim Anziehen der zugehörigen -Verschraubung die Ränder der Feder 4 durch Verklemmen fixieren.
Gemäss Ag. 2 können die Widerlager 5 und die Scheiben 2 mit Ringnuten 8 versehen sein, in denen die mit Vorteil verdickten Ränder der Federn 4 formschlüssig gehalten sind. Zweckmässigerweise wer den die Querschnitte der verdickten Ränder und der Nuten 8 so gehalten, dass sich die Ränder der Fe dern 4 beim Einführen in die Nuten 8 elastisch ver formen und sich hier durch Vorspannung halten.
Die Welle 1 besitzt eine zylindrische Aussen fläche 9. Die Scheiben 2 sind mit einer entsprechen den Bohrung versehen und mit Lauf- oder Gleitsitz auf der Welle 1 gelagert.
Beim dritten Beispiel nach Fig. 3 und 4 besitzen die Gummihohlfedern 4 eine im wesentlichen zylin drische Aussenfläche 10, die um ein geringes Mass nach aussen duschgewölbt ist. Die Innenflächen 11 der Federn 4 sind hingegen nach aussen gewölbt; sie werden von Kegelflächen gebildet, können aber auch von einer gleichmässig nach aussen duschgewölbten, gekrümmten Linie begrenzt sein. Durch die Flächen 10 und 11 erhält der von ihnen begrenzte Teil der Feder 4 in seinem Mittelteil eine geringere Stärke als an den Enden.
An den Federenden sind Schrägflächen 12 vor gesehen, und ihnen benachbart liegen senkrecht zur Welle 1 verlaufende Gegenflächen 13 der Scheiben 2 und der Widerlager 5. Darüber hinaus sind die Feder enden mit einer Verzahnung 14 versehen, die mit einer entsprechenden Verzahnung der Widerlager 5 und der Scheiben 2 korrespondiert. Bei Verwendung der Verzahnung 14 erübrigt sich eine Befestigung der Federenden durch besondere Klemmglieder. Die durch die Verzahnung bedingte formschlüssige Ver bindung wird hingegen noch verstärkt durch die Schrägflächen 15 an den Widerlagern 5 und den Scheiben z.
Bei axialer Belastung haben die Flächen 15 das Bestreben, die Pressung zwischen der Ver zahnung 14 und den benachbarten verzahnten Flä chen der Teile 2 und 5 zu erhöhen.
Etwa radial innerhalb der Abschrägungen 12 stützt sich die Feder 4 mit ringförmigen Wülsten 16 auf Aussenflächen der Widerlager 5 und der Schei ben 2 ab.
Beim Verstellen des Regelgetriebes, wenn also z. B. der Riemen 3 in die Stellung 3' übergeht, wer den mit beginnender Belastung die Federn 4 axial auf Druck beansprucht, wobei zunächst die Flächen 12 an den Gegenflächen 13 zur Anlage kommen. Nachdem dieses eingetreten ist oder im wesentlichen stattgefunden hat, baucht sich die Feder 4 aus und geht hierbei in die Stellung 4' über.
Da mit dem Verformen der Feder 4 in ihre am äussern Umfang gelegenen Schichten eine verhältnis mässig grosse Zerrspannung eingeleitet wird, kann die Feder zum Vermindern dieser Spannungen in ihrem Mittelteil mit einer Ringwulst 17 geringer Breite versehen sein.
Bei der Keilriemenscheibe nach Fig.3 und 4 kommen bei Axialbelastung der Gummihohlfeder 4',. also beim Verstellen der Keilflankenscheiben 2, zu nächst die an den Federenden befindlichen Abschrä- gungen 12 an den ihnen benachbarten Gegenflächen 13 zur Anlage, ohne dass der zwischen den Abschrä- gungen befindliche Federmittelteil im Sinne einer Durchmesservergrösserung verformt wird.
Erst wenn die Abschrägungen anschlagen, wird der Federmittel teil beansprucht und wölbt sich nach aussen aus. Diese Auswölbung wird mit Sicherheit durch das Vorhandensein des in seiner Stärke geringeren Feder mittelteils erzielt. Hierdurch wird bei möglichst grösster Einfederung und Belastung die Federdurch- messervergrösserung verhältnismässig klein gehalten, was vor allem mit Rücksicht auf die räumliche Un terbringung bzw. eine gedrängte Bauart günstig ist. Gerade bei solchen Anwendungen, bei denen eine metallische Schraubenfeder durch eine Gummifeder ersetzt werden soll, ist dies von grosser Bedeutung.
Es ist ferner von besonderer Wichtigkeit, dass bei einer Axialbelastung der Gummihohlfeder zunächst die an den Federenden vorgesehenen Abschrägungen 12 zum Anschlag gelangen, und erst dann, wenn diese Abschrägungen wenigstens zum grössten Teil zum Anschlag gekommen sind, die Verformung der Gummihohlfeder im Mittelteil erfolgt. Diese Vor gänge bedingen einen zügigen wünschenswerten Ver lauf der Kennlinie; diese steigt zunächst steil an, geht dann harmonisch in einen annähernd waag rechten Sattel über, um schliesslich vor Erreichen des maximalen Federweges wiederum anzusteigen.
Die Feder 4 ist vorzugsweise so eingebaut, dass der Kennlinien-Mittelteil, also der im wesentlichen waag recht verlaufende Sattel der Kennlinie wirksam ist, wodurch sichergestellt ist, dass der Keilriemen 3 über den Regelbereich weg gleiche oder annähernd gleiche Pressungen erfährt.
Adjustable V-belt pulley for control gear The invention relates to adjustable V-belt pulleys for control gear with axially movable V-flank pulleys which are axially under the action of springs supported on the pulley shaft.
In the known V-belt pulleys of this type, the V-flank pulleys are verbun to transmit the torque via serrations, Keilführerun conditions and the like with the disk shaft. These guide elements located between the disk shaft and the flank disks require special operations in the gearbox production. In addition, the guide surfaces must be precisely machined so that the guides are not prematurely destroyed when the load changes or when the direction of rotation is changed.
In contrast to the known adjustable V-belt pulleys, according to the invention, the V-flank pulleys are now more torsionally connected to the pulley shaft via the springs acting axially on them. It is therefore unnecessary he mentioned guide organs, and it can be easily machined, cylindrical guide surfaces are used as the circumferential forces are now absorbed by the springs, which also act on the V-flank pulleys or cause the Aaspres solution of the V-belt.
In addition, the disk according to the invention has the essential advantage that the circumferential forces are transmitted elastically while largely protecting the gear parts and the machines or the like that work together with the gear. In order to eliminate resonance phenomena, it is very advantageous to choose self-damped springs for pressing the V-belt and for transmitting the torque, preferably hollow rubber springs that encompass the pulley shaft and a direct connection between the V-flank pulleys and the shaft or an abutment arranged on it produce.
Three exemplary embodiments of the invention are shown in the drawing, namely: FIGS. 1 to 3 each show an axial section through one of three adjustable V-belt pulleys, and FIG. 4 shows a section along the line IV-IV in FIG. 3.
The adjustable V-belt pulley consists essentially of the shaft 1, the two axially slidably mounted V-flank pulleys 2, between which the V-belt 3 is arranged, and the hollow rubber springs 4, which are supported on a counter bearing 5 and act axially on the discs 2.
The hollow rubber springs 4 are designed according to the two examples according to FIGS. 1 and 2 in the manner of a truncated conical hollow body and attack the discs 2 with their edge larger in diameter. The edges of the springs 4 are firmly connected to the disks 2 and the abutments 5 so that they are able to transfer the circumferential forces transmitted from the belt 3 to the shaft 1 or vice versa in a torsionally elastic manner, the springs being stressed to twist. The springs 4 also serve to achieve the squeezing required between the pulleys 2 and the belt 3.
In order to obtain a certain pressure when the disc is as wide as possible, the springs 4 are built in with a certain bias, namely they are axially biased. The springs that are not yet deformed are denoted by 4a. For the purpose of speed control, the discs can be moved axially ben 2, with z.
B. the right disk in the position shown in dashed lines 2 'be moved, in which the spring 4 is bent channel-shaped. The fastening of the edges of the springs 4 can take place according to FIG. 1 by means of clamping rings 6 and 7, which fix the edges of the spring 4 by clamping when the associated screw connection is tightened.
According to Ag. 2, the abutments 5 and the disks 2 can be provided with annular grooves 8 in which the advantageously thickened edges of the springs 4 are held in a form-fitting manner. Conveniently, whoever the cross-sections of the thickened edges and the grooves 8 held so that the edges of the Fe countries 4 are elastically shaped when inserted into the grooves 8 and are held here by bias.
The shaft 1 has a cylindrical outer surface 9. The disks 2 are provided with a corresponding bore and mounted on the shaft 1 with a running or sliding fit.
In the third example according to FIGS. 3 and 4, the hollow rubber springs 4 have a substantially cylin drical outer surface 10 which is curved to the outside by a small amount. The inner surfaces 11 of the springs 4, however, are curved outwards; They are formed by conical surfaces, but can also be bounded by a curved line that is evenly curved towards the outside. As a result of the surfaces 10 and 11, the part of the spring 4 delimited by them is given a smaller strength in its central part than at the ends.
At the spring ends inclined surfaces 12 are seen before, and adjacent to them are perpendicular to the shaft 1 running counter surfaces 13 of the discs 2 and the abutment 5. In addition, the spring ends with a toothing 14 provided with a corresponding toothing of the abutment 5 and the Slices 2 correspond. When using the toothing 14, there is no need to fasten the spring ends by means of special clamping members. The positive connection caused by the toothing Ver is, however, reinforced by the inclined surfaces 15 on the abutments 5 and the discs z.
With axial load, the surfaces 15 tend to increase the pressure between the toothing 14 and the adjacent toothed surfaces of the parts 2 and 5.
Approximately radially inside the bevels 12, the spring 4 is supported with annular beads 16 on the outer surfaces of the abutment 5 and the disc 2 from.
When adjusting the control gear, so if z. B. the belt 3 in the position 3 'passes, who with the beginning of the load, the springs 4 axially under pressure, first the surfaces 12 come to the mating surfaces 13 to the plant. After this has occurred or has essentially taken place, the spring 4 bulges out and here goes over to the position 4 '.
Since with the deformation of the spring 4 in its layers located on the outer circumference, a relatively moderately large distortion stress is introduced, the spring can be provided with an annular bead 17 of small width in its central part to reduce these stresses.
In the V-belt pulley according to FIGS. 3 and 4, the hollow rubber spring 4 ',. Thus, when adjusting the wedge-flank washers 2, first of all the bevels 12 located at the spring ends to rest against the opposing surfaces 13 adjacent to them, without the central part of the spring located between the bevels being deformed in the sense of increasing the diameter.
Only when the bevels strike, the spring means is partially stressed and bulges outwards. This bulge is achieved with certainty by the presence of the smaller in its strength spring middle part. As a result, with the greatest possible deflection and load, the increase in the diameter of the spring is kept relatively small, which is advantageous especially with regard to the spatial accommodation or a compact design. This is of great importance especially in applications in which a metallic helical spring is to be replaced by a rubber spring.
It is also of particular importance that when the hollow rubber spring is subjected to an axial load, the bevels 12 provided at the spring ends first come to a stop, and only when these bevels have at least for the most part come to a stop, the deformation of the hollow rubber spring takes place in the central part. These processes require a speedy, desirable course of the characteristic curve; this initially rises steeply, then merges harmoniously into an approximately horizontal saddle, and finally increases again before reaching the maximum spring travel.
The spring 4 is preferably installed in such a way that the central part of the characteristic curve, i.e. the saddle of the characteristic curve that runs essentially horizontally, is effective, which ensures that the V-belt 3 experiences the same or approximately the same pressures over the control range.