Bremsrolle für die Laufregeluiig von Fördergut in Durchlaufregalen oder Rollengängen
Die Erfindung bezieht sich auf eine Bremsrolle, die in Durchlaufregalen oder Rollengängen verwendet wird, um den Lauf von Fördergut zu regeln.
Derartige Bremsrollen sind in einer Anzahl von Konstruktionen bekannt. So werden beispielsweise Bremsrollen verwendet, die über ein Getriebe hochübersetzt angetrieben Fliehgewlchte enthalten. Neben dem Verschleiss der Fliehgewichte sowie der Reibflächen macht sich störend bemerkbar, dass beim Auflaufen schnell laufender Lasten auf solche Rollen infolge der hohen Beschleunigung die Getriebe starken, stossweisen Beanspruchungen ausgesetzt sind, so dass ihre Lebensdauer oft nur gering ist. Elektrisch wirksame Bremsrollen erweisen sich als kostspielig, so dass eine Vielzahl solcher Rollen aufweisende Durchlaufregale oder Rollengänge einen hohen Aufwand erfordern und daher nicht wirtschaftlich zu arbeiten vermögen.
Es sind weiterhin Bremsrollen bekannt, bei denen der vom Mantel der Rolle umschlossene Raum abgedichtet und teilweise mit einer Flüssigkeit hoher Viskosität gefüllt ist. Mit der Achse und/oder dem Mantel sind besondere Körper verbunden, welche bei der Drehung der Bremsrolle durch die Flüssigkeit getrieben werden und vermittels von Bremsflächen im wesentlichen durch Verwirbelung dem Bewegungsvorgang Energie entziehen, d. h. ihn abbremsen. Derartige Rollenbremsen stellen keinen zu hohen Aufwand dar, und sie sind praktisch auch kaum mit Verschleiss behaftet.
Als nachteilig wurde jedoch das zu geringe Bremsvermögen empfunden.
Die vorliegende Erfindung geht von der Aufgabe aus, derartige als Bremsmittel eine Flüssigkeit aufweisende Bremseinrichtungen in Bremsrollen zu verbessern. Insbesondere ist es Aufgabe der Erfindung, eine Bremsrolle zu schaffen, deren Bremseinrichtung beim Erreichen der hierfür vorgesehenen Grenz-bzw. Nenngeschwindigkeiten hohe Bremsmomente aufzunehmen vermag. Ein weiteres Ziel der Erfindung ist es, eine Bremsvorrichtung zu schaffen, die nicht nur hohe Bremsmomente zu entwickeln vermag, sondern darüber hinaus auch noch durch Auflagekräfte mechanisch stark belastbar ist. Weiterhin wird es als eine Aufgabe der Erfindung betrachtet, eine Bremsrolle zu schaffen, die auch in der Lage ist, Fördergut abzubremsen, das auf höhere Temperaturen erhitzt ist, ohne dass die Bremsrolle Schaden erleidet oder sich in ihrem Bremsverhalten ändert.
Zur Lösung der vorstehenden Aufgaben wird erfindungsgemäss vorgeschlagen, als Bremseinrichtung eine durch die Drehbewegung zwischen Achsteilen und Rollenmantel betätigte hydraulische Pumpe vorzusehen, wobei zwischen deren Druck- und Saugseite ein Druckausgleich vorgesehen ist.
Im einzelnen ist die Erfindung im folgenden an Hand der Beschreibung von Ausführungsbeispielen in Verbindung mit diese darstellenden Zeichnungen erläutert. Es zeigen hierbei:
Fig. 1 den Längsschnitt durch eine Bremsrolle,
Fig. 2 einen Längsschnitt durch eine mit einem gesonderten Aussenmantel ausgestattete Bremsrolle, die mit einer Friktionskupplung ausgerüstet ist und eine regelbare Drosselstrecke aufweist,
Fig. 3 einen Schnitt entlang der Linie A-B der Fig. 2,
Fig. 4 geschnitten eine federbelastete Klauenkupplung zur Verwendung an Stelle der Friktionskupplung der Bremsrolle der Fig. 2 und
Fig. 5 ein Freilaufgesperre als weitere Alternative der Friktionskupplung der Fig. 2.
In Fig. 1 ist im Längsschnitt eine Bremsrolle dargestellt, deren Roflenmantel 1 sich über Flansche 2 und 3 und ihnen zugeordnete Lager 4 und 5 auf Achsteile 6 und 7 abstützt, die zur Montage in Durchlaufregalen, Rollengängen oder dergleichen mit Gewinden ausgestattet sind. Im Rollenmantel ist weiterhin, mit diesem drehfest und nicht verschiebbar verbunden, das Pumpengehäuse 8 angeordnet, das mittels der Dich rung 9 abgedichtet und durch den Gehäusedeckel 10 abgeschlossen ist. Im Gehäusedeckel ist ein Gleitlager 11 zum Abstützen des freien Endes des Achsteiles 7 vorgesehen.
Das in den vom Trommelmantel 1 um grenzten Raum fassende Ende des Achsteiles 6 ist drehfest mit einem eine Innenverzahnung 12 aufweisenden Zahnkörper 13 verbunden, der über einen Kugelring 14 sich auf eine Lauffläche 15 des Pumpengehäuses
8 abstützt.
In Bohrungen des Pumpengehäuses 8 sowie des Gehäusedeckels 10 ist eine Welle 16 gehalten, auf der das Zahnrad 17 gelagert ist. Das Gegenzahnrad 18, welches das Zahnrad 17 zu einer Zahnradpumpe ergänzt, ist drehfest auf einer Antriebswelle 19 angeordnet, deren freies Ende ein mit der Innenverzahnung
12 kämmendes Ritzel 20 aufweist. Das Pumpengehäuse ist mit einer Flüssigkeit gefüllt, und die an der Drucksowie der Saugseite der durch die Zahnräder 17 und 18 gebildeten Zahnradpumpe vorgesehenen Gehäusekammern sind ohne besonderen Verbindungsweg ausgeführt.
Gegen Flüssigkeitsverluste ist die Zahnradpumpe durch die Gehäusedichtung 9 sowie die die Antriebswelle 19 umfassende Achsdichtung 21 gesichert. Die einzige Verbindung zwischen den Gehäusekammern der Druckund Saugseite ist daher durch die zwischen den Zahnrädern 17 und 18 einerseits sowie den diese umfassenden Wandungen des Pumpengehäuses 8 sowie des Gehäusedeckels 10 gebildeten Spalte gegeben.
Abmessungen und Toleranzen dieser Spalte werden so gewählt, dass in Verbindung mit der Viskosität des verwendeten Bremsmittels die gewünschte Bremscharakteristik erhalten wird.
Im Ausgangszustand bei der praktischen Verwendung findet über die erwähnte Spalte ein vollständiger Druckausgleich des Druckmittels statt, so dass die Bremsrolle in der jeweils gewählten der beiden Drehrichtungen ohne Kraftaufwand gedreht werden kann.
Läuft abrollendes Fördergut auf eine stehende Bremsrolle auf, so setzt sie deren Trommelmantel 1 in Umdrehung, die das mit ihm verbundene Pumpengehäuse 8 mitnimmt. Auch die in dem Pumpengehäuse gelagerte Antriebswelle 19 nimmt an dieser Drehung teil, und deren Ritzel 20 wälzt sich in der Innenverzahnung 12 des auf dem Achsteil 9 fest vorgesehenen Zahnkörpers 13 ab. Der Zahnkörper 13 vermag an diesen Bewegungen nicht teilzunehmen, da der Achsteil 9 im Durchlaufregal, in der Rollenbahn bzw. deren Halterungen fest eingespannt ist.
Bei der Bewegung der Antriebswelle 19 entlang einer Kreisbahn wird daher durch das in der Innenverzahnung 12 sich abwälzende Ritzel 20 die Antriebswelle 19 entsprechend den kinetischen Be ziehungen eines Umlaufgetriebes in Umdrehung versetzt und nimmt das mit ihr verbundene Zahnrad 18 sowie das mit diesem kämmende Zahnrad 17 mit, so dass die aus diesen beiden Zahnrädern gebildete Zahnradpumpe zu arbeiten beginnt. Wie bereits beschrieben, war im Stillstand durch die neben bzw. am Umfange der Zahnräder gebildeten Spalte ein vollkommener Druckausgleich der im Pumpengehäuse vorgesehenen Druckflüssigkeit erfolgt, so dass im Moment des Anlaufes der Zahnradpumpe diesem zunächst kein nennens- wertes Bremsmoment entgegenwirkt.
Mit zunehmender Abrollgeschwindigkeit des Fördergutes sowie wachsender Drehgeschwindigkeit des Trommelmantels 1 sowie der Zahnräder 17 und 18 wird durch die Zahnradpumpe Druckmittel von der an der Saugseite gebildeten Gehäusekammer in die auf der Druckseite befindliche gefördert. Von der druckseitigen Gehäusekammer zur gegenüberliegenden vermag das Druckmittel nur unter Überwindung eines grossen Widerstandes der die Zahnräder 17 und 18 umgebenden Spalte zu passieren, so dass während der Wirksamkeit der Zahnradpumpe in der druckseitigen Gehäusekammer ein verhältnismässig hoher Druck induziert wird, der seinerseits auf die Wirkflächen der Zahnräder 17 und 18 ein entsprechend hohes Brelmsmoment ausübt, das den Trommelmantel belastet und damit das abrollende Fördergut verzögert.
Verstärkt wird diese Wirkung durch die zwischen der Innenverzahnung 13 und dem Ritzel 20 bewirkte Übersetzung: Die Drehgeschwindigkeit des Trommelmantels wird zur Zahnradpumpe hin übersetzt, so dass durch deren schnelleren Lauf höhere Drücke aufgebaut werden können. Diese höheren Drücke bewirken ein verstärktes Bremsmoment, das durch die Untersetzung von der Zahnradpumpe zum Trommelmantel hin weiter überhöht wird.
Die beschriebene Bremsrolle erweist sich als äusserst vorteilhaft, da sie ein äusserst geringes Anlaufmoment aufweist. Da im Stillstand ein vollkommener Druckausgleich stattfinden konnte und der das Bremsmoment bewirkende Gegendruck erst mit der Bewegung der Zahnradpumpe aufgelbaut wird, erfolgen die ersten Phasen einer Drehbewegung praktisch ohne Bremsmoment, das erst mit Zunehmen der Drehbewegung aufgebaut wird. Dieser Umstand ist auch dafür verantwortlich, dass die mechanischen Teile der Bremsrolle auch beim Auflaufen schnell abrollenden Fördergutes keiner starken Stossbelastung ausgesetzt sind und daher nicht überdimensioniert zu werden brauchen und praktisch nur geringem Verschleiss unterliegen: Eine schnell anrollende Last braucht im Moment des Auflaufens nur die Bremsrolle selbst und ihre mechanischen Teile zu beschleunigen.
Erst mit zunehmender Drehung baut sich ein Druck in der Zahnradpumpe und damit ein Gegenmoment bzw. Bremsmoment auf, das nach Zurücklegen einer ausreichenden Drehung, beispielsweise um 90 bis 120 , in den Bereich eines quasi-stationären Endwertes gelangt und sich diesem asymptotisoh nähert. Dieser quasi; stationäre Endwert des Bremsmomentes ist mit einem den Wert 1 überschreitenden Exponenten ges chwindig keitsabhängig, so dass die Geschwindigkeit abrollenden Fördergutes leicht und sicher auf vorgegebene Werte sich begrenzen lässt, wobei die jeweils erreichten End- geschwindigkeiten weitgehend vom Gewicht des Fördergutes bzw. der Neigung der Rollenbahn unabhängig sind.
Als vorteilhaft erweist sich darüber hinaus, dass bei vorgegebenen Abmessungen einer Bremsrolle, deren Bremscharakteristika auch nachträglich leicht vorgegebenen Werten anpassbar sind, indem ein Bremsmittel entsprechender Viskosität verwendet wird. So kann beispielsweise eine ursprünglich für schwere Lasten bzw. langsame Ablaufgeschwindigkeiten vorgesehene Rolle auf höhere Ablaufgeschwindigkeiten umgestellt werden, indem das ursprünglich vorgesehene Bremsmittel gegen ein solches geringerer Viskosität ausgetauscht wird.
Eine weitere Ausführung einer insbesondere zum Ablaufien schwerer Lasten vorgesehenen Bremsrolle ist in Fig. 2 gezeigt. Zur Versteifung der Bremsrolle ist der diese abschliessende Rollenmantel 22 von einem Aussenmantel 23 umgeben, der die Belastung abrollenden, schweren Fördergutes direkt übernimmt und auf die Flansche 24 und 25 überträgt, ohne den inneren, abschliessenden Rollenmantel selbst zu belasten. Elastische Deformationen der mechanisch getriebenen Teile der Bremsrolle werden so auch bei schwerstem Fördergut sicher vermieden, und durch Unterbindung von Durchbiegungen und dergleichen wird ein sicheres Arbeiten der masshaltig bleibenden Teile des eigentlichen Mechanismus erreicht.
Darüber hinaus kann zur Erhöhung des Reibkoeffizienten sowie zum elastischen Abfangen der Stösse schnell auflaufenden Fördergutes der Aussenmantel 23 mit einer äusseren Gummi- bzw.
Plastikschicht versehen werden, ohne dass die Gefahr von Wärmestauungen zu befürchten ist, da die innerhalb der Zahnradpumpe anfallende Wärme über den unbedeckten Rollenmantel 22 abgegeben werden kann. Der Wärmeaustausch wird dadurch begünstigt, dass die Flansche 24 und 25 in ihren ringförmigen, zwischen dem Rollenmantel 22 und dem Aussenmantel 23 sich erstreckenden Bereichen mit einer Anzahl von Durch brechungen 26 ausgestattet sind, die einen ungehindier- ten Luftdurchtritt gestatten. In den Fig. 1 und 2 sind solche äusseren, aus Gummi bzw. Kunststoff bestehenden Überzüge bzw. Schichten nicht dargestellt, sie können aber in jedem Falle, in dem sie wünschenswert erscheinen, vorgesehen werden.
Die Anwendung eines gesonderten, vom Rollenmantel 22 getrennten Aussenmantels 23 gestattet auch die Anwendung von Bremsrollen für auf hohe Temperaturen erhitztes Fördergut, beispielsweise Glühgut, ohne dass die Bremsrollen bzw. ihre Funktion durch den Einfluss dieser Temperaturen beeinträchtigt werden. Beispielsweise das Glühgut liegt in diesem Falle auf dem Aussenmantel 23 auf, der durch die zwischen den Mänteln 22 und 23 befindliche Luftschicht von der eigentlichen Bremsrolle thermisch isoliert ist; durch die Durchbrechungen strömende Luft erhöht mit ihrer Strö mungsgeschwindigkeit zwar den Wärmeübergang, da sie aber erhitzt am anderen Ende aus dem Zwischenraum auszutreten vermag, bewirkt eine solche Strömung eine Kühlung sowohl des Rollenmantels 22 als auch des Aussenmantels 23.
Bei der in Fig. 2 dargestellten Bremsrolle ist der die Innenverzahnung aufweisende Zahnkörper 27 drehbar auf dem Achsteil 28 gelagert. Die Verbindung zwischen dem das Drehmoment übermittelnden Achsteil 28 und dem die Zahnradpumpe treibenden Zahnkörper 27 ist durch eine Friktionskupplung 29 gebildet, deren Eingangsteile 30 mit dem Achsteil 28 verbunden ist, während der Abtriebsteil 31 auf den Zahnkörper 27 wirkt.
Durch Anwendung einer Friktionskupplung, deren Reibflächen beispielsweise durch eine Feder konstant gegeneinander vorgespannt sind, lässt sich die in Fällen für besonders schwere Lasten vorgesehenen Bremsrollen oft wünschenswerte Begrenzung des maximalen Drehmomentes erreichen; bei Überschreiten eines maximalen Bremsmomentes gibt die Friktions- kupplung nach, und der Zahnkörper 27 vermag sich gegenüber dem Achsteil 28 zu drehen.
Es hat sich aber auch bewährt, die Anpresskraft der Reibflächen der Friktionskupplung wegabhängig zu halten, beispielsweise indem bei beginnender Drehung der Zahnkörper 27 zunächst mit dem Pumpengehäuse 32 umläuft und erst mit zunehmender Drehung der Abtriebsteil 31 mit dem Eingangs teil 30 der Friktionskupplung 29 festeren Reibschluss erhält, so dass erst nunmehr der Achsteil 28 mit dem Zahnkörper 27 fester verbunden wird. Erreichen lässt sich dies beispielsweise dadurch, dass der Abtriebsteil 31 auf einem Gewinde des Eingangsteiles 30 oder des Achsteiles 28 vorgesehen, nach Entlastung der Bremsrolle durch eine Feder abgehoben bzw. zurückgeschraubt wird und bei einsetzender Drehung gegen die gegenüberstehende Friktionsfläche vorgeschoben wird.
Durch derartige Massnahmen werden, gegebenenfalls zusätzlich zur Bremsmomentbegrenzung, besonders günstige Anlaufeigenschaften höchstbelastbarer Bremsrollen erzielt.
Es haben sich aber zur Verbesserung der Eigenschaften insbesondere schwerer Bremsrollen weitere Kupplungsorgane bewährt, die entweder zusätzlich bzw. in Kombination mit einer Friktionskupplung 29 Anwendung finden können oder aber an Stelle einer solchen Friktionskupplung vorgesehen sein können. So ist in Fig. 4 eine Klauenkupplung derart geschnitten dargestellt, dass der Blick gegen den Abtriebsteil 33 gerichtet ist, während der einstückig mit dem Achsteil erstellte Eingangsteil 32 geschnitten gezeigt ist.
Mittels in der Figur nicht dargestellter Federelemente, beispielsweise einer Schlingfeder, werden Eingangsteil und Abtriebsteil in der Ausgangsstellung so gegeneinander verdreht, dass bei einsetzendem Antriebe beide entgegen der Wirkung der Kraft der Feder gegeneinander um etwa 600 verdreht werden, ehe die in der Ausgangsstellung freistehenden Klauenflächen zur Auflage gelangen und Eingangsteil und Abtriebsteil in fester Wirkverbindung steL hen. Auch hier wird ein leichtes Anlaufen für höchste Bremsmomente entwickelter Bremsrollen erzielt. In Fig. 5 dagegen ist ein Freilaufgesperre gezeigt, das den Aufbau von Bremsrollen gestattet, welche Bremsmomente nur beim Antrieb in einer der beiden Drehrichtungen ausüben, während ein Zurückschieben der Lasten ohne Behinderung durch die Bremsrolle stattfinden kann.
Hierdurch wird einerseits eine gelegentliche Einspeisung von Lagergut vom kopfseitigen Ende der Durchlaufregale ermöglicht, ohne dass es erforderlich ist, das Bremselement aller belasteten Bremsrollen zu überwinden. Anderseits können auch Rollengänge aufgebaut werdn, bei denen eine rückwärtige Bewegung innerhalb des üblichen Programms möglich ist bzw. vorkommt. Bei dem in Fig. 5 dargestellten, achsnormal geschnitten dargestellten Freilaufgesperre 34 sind der Achsteil sowie der Eingangsteil 35 des Freilaufgesperres leinstückig ausgeführt. Während der Abtriebsteil 36 als zylinderförmiger Ansatz eines Zahnkörpers 27 der Fig. 2 ausgeführt ist, weist der Eingangsteil 35 Rollen 37 enthaltende keilförmige Nuten 38 auf.
Bei Drehen des Abbriebsteiles entgegen dem Uhrzeigersinn werden die Rollen 37 in tiefere Bereiche der Nuten 38 geführt und geben die Verbindung frei; bei Drehung im Uhrzeigersinn werden die Rollen 37 in flachere Bereiche ! der Nuten 38 gedrängt, bis die zwischen dem Abtriebstil 36 und dem Grunde der Nuten 38 eingeklemmten Rollen 37 eine kraftschlüssige Verbindung herstellen.
Zur weitergehenden Beeinflussung der Briemscharak- teristik der in Fig. 2 dargestellten Bremsrolle sind die an der Druck- und der Saugseite der Zahnradpumpe vorgesehenen Gehäusekammern miteinander über im Gehäusedeckel vorgesehene Druckausgleichkanäle 40 verbunden, deren Querschnitt an einer Stelle durch eine einstellbare Regulierschraube beliebig einengbar ist.
Sollen bei vorgegebenem Fördergut und vorgegebener Neigung einer Rollenbahn höhere Ablaufgeschwindigkeiten erzielt werden, so kann die Regulierschraube 41 durch Linksdrehen mehr oder weniger aus dem Durchtrittsquerschnitt der Druckausgleichkanäle 40 geführt werden, so dass das von der Zahnradpumpe 42, 43 ge förderbe Druckmittel aus der druckseitigen Gehäusekammer in die saugseitige Gehäusekammer bei geringerer Druckdifferenz, d. h. unter geringerem Druckauf bau übertreten kann. Entsprechend dem geringeren aufzubauenden Drucke verringert sich damit bei vorgegebener Drehgeschwindigkeit bzw. vorgegebener Fördermenge der Zahnradpumpe das an dieser aufgebaute Bremsmoment.
Gegebenenfalls kann die Regulierschraube 41 auch zum Einfüllen des Druckmittels benutzt werden oder, falls eine gesonderte, in den Fig. 1 und 2 nicht dargestellte Fülischraube benutzt wird, zum Entlüften vollends herausgeschraubt werden. Zweckmässig ist der Regulierschraube eine ebenfalls in den Figuren nicht dargestellte Arretierungsvorrichtung zugeordnet, um ungewollte Verstellungen im Betriebe zu unterbinden.
Zur Einstellung des gewünschten Bremsmomentes ist der Kopf der Regulierschraube durch Bohrungen im Rollenmantel 22 sowie bei Anwendung eines Aussenmantels 23 durch entsprechende Bohrungen in diesem frei zugänglich gehalten; da er innerhalb seines Arbeitsbereiches vertieft in diesen Bohrungen steht, gibt die Regulierschraube zu keinen Störungen Anlass. Durch Einstellung der Schraube lässt sich damit bequem von aussen und im eingebauten Zustande der Bremsrolle die Bremswirkung beliebig einstellen.
Die dargestellten Bremsrollen lassen sich weiter variieren, ohne dass der Rahmen der erfindung verlassen wird. So können beispielsweise besondere Vorratsräume für Druckmittel innerhalb der Bnemsrolle vorgesehen sein, um das Arbeiten der Bremsrolle von Leckverlusten unabhängig zu machen. Beispielsweise kann auch der in der druckseitigen Gehäusekammer aufgebaute Druck benutzt werden, um die Friktionsflächen einer in diesem Falle hydraulisch betätigten Friktionskupplung 29 aufeinander zu pressen, so dass auch in diesem Falle das Anlaufmoment schwerer Bremsrollen weiter gesenkt werden kann. In allen diesen Fällen wird eine einfach aufgebaute Bremsrolle erreicht, mit der sich starke Bremsmomente bei der gewünschten progressiven Charakteristik des Bremsmomentes erzielt len lassen.
Durch entsprechende Ausbildung lassen sich solche Bremsrollen auch hohen Anforderungen bezüg lich der thermischen Belastbarkeit, der Belastung durch hohe aufliegende Gewichte oder dergleichen anpassen, und durch Austausch des Bremsmittels gegen lein solches anderer Viskosität und/oder durch Andern der Einstellung der Regulierschraube lassen sich Charakteristik des Bremsmomentes und maximale Ablaufgeschwindigkeiten leicht, schnell und innerhalb weiter Grenzen beliebig abändern.
Brake roller for the regular running of conveyed goods in flow racks or roller aisles
The invention relates to a brake roller which is used in flow racks or roller conveyors in order to regulate the flow of conveyed goods.
Such brake rollers are known in a number of constructions. For example, brake rollers are used, which contain flywheels driven by a high-speed gearbox. In addition to the wear and tear of the flyweights and the friction surfaces, it is noticeable that when fast-moving loads run onto such rollers as a result of the high acceleration, the gears are exposed to strong, intermittent loads so that their service life is often only short. Electrically effective brake rollers turn out to be expensive, so that flow racks or roller conveyors having a large number of such rollers require a great deal of effort and are therefore not able to work economically.
Brake rollers are also known in which the space enclosed by the jacket of the roller is sealed and partially filled with a high viscosity liquid. Special bodies are connected to the axle and / or the casing, which are driven through the liquid when the brake roller rotates and, by means of braking surfaces, extract energy from the movement process, essentially by swirling, i.e. H. slow him down. Roller brakes of this type do not represent too much effort, and in practice they are hardly subject to wear.
However, the inadequate braking power was found to be disadvantageous.
The present invention is based on the object of improving such brake devices, which have a liquid as brake means, in brake rollers. In particular, it is the object of the invention to create a brake roller, the braking device of which when the limit or limit value provided for this is reached. Rated speeds can absorb high braking torques. A further aim of the invention is to create a braking device which is not only able to develop high braking torques, but can also be mechanically strongly stressed by bearing forces. Furthermore, it is considered to be an object of the invention to provide a brake roller which is also able to brake conveyed goods that are heated to higher temperatures without the brake roller being damaged or changing its braking behavior.
In order to achieve the above objects, it is proposed according to the invention to provide a hydraulic pump actuated by the rotary movement between the axle parts and the roller casing as the braking device, a pressure equalization being provided between its pressure and suction side.
In the following, the invention is explained in detail on the basis of the description of exemplary embodiments in conjunction with these illustrative drawings. It shows:
Fig. 1 shows the longitudinal section through a brake roller,
2 shows a longitudinal section through a brake roller equipped with a separate outer casing, which is equipped with a friction clutch and has a controllable throttle section,
Fig. 3 is a section along the line A-B of Fig. 2,
4 shows a section of a spring-loaded claw coupling for use in place of the friction coupling of the brake roller of FIGS. 2 and
FIG. 5 shows a freewheel lock as a further alternative to the friction clutch of FIG. 2.
In Fig. 1, a brake roller is shown in longitudinal section, the Roflenmantel 1 is supported on flanges 2 and 3 and their associated bearings 4 and 5 on axle parts 6 and 7, which are equipped with threads for mounting in flow racks, roller tables or the like. In the roller casing is also connected to this in a rotationally fixed and non-displaceable manner, the pump housing 8, which is sealed by means of the you tion 9 and is completed by the housing cover 10. A slide bearing 11 for supporting the free end of the axle part 7 is provided in the housing cover.
The end of the axle part 6, which is bounded by the drum shell 1, is non-rotatably connected to a toothed body 13 which has an internal toothing 12 and which extends via a ball ring 14 onto a running surface 15 of the pump housing
8 supports.
A shaft 16 on which the gear 17 is mounted is held in bores in the pump housing 8 and in the housing cover 10. The counter gear 18, which supplements the gear 17 to form a gear pump, is arranged non-rotatably on a drive shaft 19, the free end of which is connected to the internal toothing
12 has meshing pinion 20. The pump housing is filled with a liquid, and the housing chambers provided on the pressure and suction side of the gear pump formed by the gears 17 and 18 are designed without a special connection path.
The gear pump is secured against loss of liquid by the housing seal 9 and the axle seal 21 encompassing the drive shaft 19. The only connection between the housing chambers on the pressure and suction sides is therefore provided by the gaps formed between the gears 17 and 18 on the one hand and the walls of the pump housing 8 and the housing cover 10 surrounding them.
The dimensions and tolerances of this column are selected in such a way that the desired braking characteristics are obtained in conjunction with the viscosity of the braking agent used.
In the initial state in practical use, a complete pressure equalization of the pressure medium takes place via the column mentioned, so that the brake roller can be rotated in the respectively selected of the two directions of rotation without any effort.
If rolling conveyed goods run onto a stationary brake roller, it sets its drum shell 1 in rotation, which takes the pump housing 8 connected to it with it. The drive shaft 19 mounted in the pump housing also takes part in this rotation, and its pinion 20 rolls in the internal toothing 12 of the toothed body 13 provided fixedly on the axle part 9. The tooth body 13 cannot take part in these movements, since the axle part 9 is firmly clamped in the flow rack, in the roller conveyor or its holders.
When the drive shaft 19 moves along a circular path, the pinion 20 rolling in the internal toothing 12 causes the drive shaft 19 to rotate in accordance with the kinetic relationships of an epicyclic gear and takes the gear 18 connected to it and the gear 17 meshing with it so that the gear pump formed from these two gears starts to work. As already described, the gaps formed next to or on the circumference of the gears resulted in a complete pressure equalization of the hydraulic fluid provided in the pump housing, so that when the gear pump starts up, no significant braking torque initially counteracts it.
With increasing unwinding speed of the conveyed material and increasing rotational speed of the drum shell 1 and the gears 17 and 18, pressure medium is conveyed by the gear pump from the housing chamber formed on the suction side into the one on the pressure side. From the pressure-side housing chamber to the opposite one, the pressure medium can only pass by overcoming a great resistance of the gaps surrounding the gears 17 and 18, so that while the gear pump is operating in the pressure-side housing chamber, a relatively high pressure is induced, which in turn acts on the active surfaces of the Gears 17 and 18 exert a correspondingly high torque, which loads the drum shell and thus delays the rolling conveyed material.
This effect is intensified by the transmission between the internal toothing 13 and the pinion 20: The speed of rotation of the drum shell is transmitted to the gear pump so that higher pressures can be built up due to its faster running. These higher pressures cause an increased braking torque, which is further increased by the reduction from the gear pump to the drum shell.
The braking roller described proves to be extremely advantageous because it has an extremely low starting torque. Since a complete pressure equalization could take place at standstill and the counterpressure causing the braking torque is only built up with the movement of the gear pump, the first phases of a rotary movement take place with practically no braking torque, which is only built up as the rotary movement increases. This circumstance is also responsible for the fact that the mechanical parts of the brake roller are not exposed to strong impact loads even when fast rolling conveyed goods come into contact and therefore do not need to be overdimensioned and are practically only subject to little wear: A fast rolling load only needs the brake roller at the moment of contact accelerate themselves and their mechanical parts.
Only with increasing rotation does a pressure build up in the gear pump and thus a counter-torque or braking torque which, after having covered a sufficient rotation, for example by 90 to 120, reaches the range of a quasi-stationary end value and approaches this asymptotically. This quasi; The steady-state end value of the braking torque is speed-dependent with an exponent exceeding 1, so that the speed of the rolling material can be easily and safely limited to specified values, whereby the respective end speeds achieved largely depend on the weight of the material to be conveyed or the inclination of the roller conveyor are independent.
In addition, it has proven to be advantageous that, given the dimensions of a brake roller, the braking characteristics of which can also be easily adapted subsequently to predetermined values by using a braking agent of appropriate viscosity. For example, a roller originally intended for heavy loads or slow running speeds can be converted to higher running speeds by replacing the originally intended braking means for one of lower viscosity.
A further embodiment of a brake roller provided in particular for running heavy loads is shown in FIG. To stiffen the braking roller, the roller jacket 22 closing it is surrounded by an outer jacket 23 which directly takes over the load of rolling, heavy conveyed goods and transfers it to the flanges 24 and 25 without loading the inner, closing roller jacket itself. Elastic deformations of the mechanically driven parts of the brake roller are thus reliably avoided even with the heaviest conveyed goods, and by preventing deflections and the like, the parts of the actual mechanism that remain dimensionally stable can work safely.
In addition, to increase the coefficient of friction as well as to absorb the impacts of rapidly accumulating conveyed material, the outer jacket 23 can be provided with an outer rubber or
Plastic layer can be provided without the risk of heat build-up being feared, since the heat generated within the gear pump can be given off via the uncovered roller shell 22. The heat exchange is promoted by the fact that the flanges 24 and 25 are equipped with a number of openings 26 in their annular areas extending between the roller jacket 22 and the outer jacket 23, which allow unhindered passage of air. In FIGS. 1 and 2, such outer coatings or layers made of rubber or plastic are not shown, but they can be provided in any case in which they appear desirable.
The use of a separate outer jacket 23 separated from the roller jacket 22 also allows the use of brake rollers for conveyed goods heated to high temperatures, for example annealing goods, without the brake rollers or their function being impaired by the influence of these temperatures. In this case, for example, the annealing material rests on the outer jacket 23, which is thermally insulated from the actual braking roller by the layer of air between the jackets 22 and 23; Air flowing through the openings increases the heat transfer with its flow velocity, but since it is able to exit the space at the other end when heated, such a flow causes cooling of both the roller jacket 22 and the outer jacket 23.
In the braking roller shown in FIG. 2, the tooth body 27 having the internal toothing is rotatably mounted on the axle part 28. The connection between the axle part 28 transmitting the torque and the tooth body 27 driving the gear pump is formed by a friction clutch 29, the input part 30 of which is connected to the axle part 28, while the output part 31 acts on the tooth body 27.
By using a friction clutch, the friction surfaces of which are constantly pretensioned against one another, for example by a spring, the braking rollers provided for particularly heavy loads can often be limited to the maximum torque; When a maximum braking torque is exceeded, the friction clutch gives way and the toothed body 27 is able to rotate relative to the axle part 28.
However, it has also proven useful to keep the contact pressure of the friction surfaces of the friction clutch path-dependent, for example by initially rotating the toothed body 27 with the pump housing 32 and only with increasing rotation of the driven part 31 with the input part 30 of the friction clutch 29 receives a firmer frictional connection so that only now the axle part 28 is more firmly connected to the tooth body 27. This can be achieved, for example, in that the driven part 31 is provided on a thread of the input part 30 or the axle part 28, is lifted or screwed back by a spring after the brake roller is relieved and is advanced against the opposing friction surface when the rotation begins.
Such measures, possibly in addition to the braking torque limitation, achieve particularly favorable starting properties of highly resilient brake rollers.
However, in order to improve the properties of heavy brake rollers in particular, further coupling elements have proven useful, which can be used either in addition to or in combination with a friction clutch 29 or can be provided instead of such a friction clutch. Thus, in FIG. 4, a claw coupling is shown in section in such a way that the view is directed towards the output part 33, while the input part 32, which is made in one piece with the axle part, is shown in section.
By means of spring elements not shown in the figure, for example a loop spring, the input part and output part are rotated against each other in the starting position so that when the drive starts, both are rotated against the action of the force of the spring against each other by about 600 before the claw surfaces that are free in the starting position Reach the support and the input part and output part are in a fixed operative connection. Here, too, a slight start-up is achieved for the brake rollers developed for the highest braking torques. In Fig. 5, however, a free wheel lock is shown, which allows the construction of brake rollers, which exert braking torques only when driving in one of the two directions of rotation, while a pushing back of the loads can take place without hindrance by the brake roller.
As a result, on the one hand, an occasional infeed of stored goods from the head end of the flow racks is made possible without it being necessary to overcome the braking element of all loaded braking rollers. On the other hand, roller conveyors can also be set up in which a backward movement is possible or occurs within the usual program. In the case of the freewheeling lock 34 shown in cross-section normal to the axis in FIG. 5, the axle part and the input part 35 of the freewheeling lock are made in one piece. While the driven part 36 is designed as a cylindrical extension of a tooth body 27 of FIG. 2, the input part 35 has wedge-shaped grooves 38 containing rollers 37.
When the abrasion part is rotated counterclockwise, the rollers 37 are guided into deeper areas of the grooves 38 and release the connection; when turned clockwise, the rollers 37 are in flatter areas! of the grooves 38 until the rollers 37 clamped between the output style 36 and the base of the grooves 38 establish a force-locking connection.
To further influence the Briem characteristics of the brake roller shown in FIG. 2, the housing chambers provided on the pressure and suction side of the gear pump are connected to one another via pressure equalization channels 40 provided in the housing cover, the cross section of which can be narrowed at one point by an adjustable regulating screw.
If higher run-off speeds are to be achieved with a given material to be conveyed and a given inclination of a roller conveyor, the regulating screw 41 can be more or less guided out of the passage cross-section of the pressure compensation channels 40 by turning it counterclockwise, so that the pressure medium conveyed by the gear pump 42, 43 from the pressure-side housing chamber into the suction-side housing chamber with a lower pressure difference, d. H. can cross under lower pressure build-up. Corresponding to the lower pressure to be built up, the braking torque built up on the gear pump is reduced at a given speed of rotation or a given delivery rate of the gear pump.
If necessary, the regulating screw 41 can also be used to fill in the pressure medium or, if a separate filling screw, not shown in FIGS. 1 and 2, is used, it can be completely unscrewed for venting. The regulating screw is expediently assigned a locking device, also not shown in the figures, in order to prevent undesired adjustments during operation.
To set the desired braking torque, the head of the regulating screw is kept freely accessible through bores in the roller casing 22 and, if an outer casing 23 is used, through corresponding bores in this; Since he is recessed in these holes within his working area, the regulating screw does not give rise to any malfunctions. By adjusting the screw, the braking effect can be easily adjusted from the outside and when the brake roller is installed.
The brake rollers shown can be varied further without departing from the scope of the invention. For example, special storage spaces for pressure medium can be provided within the brake roller in order to make the brake roller work independent of leakage losses. For example, the pressure built up in the pressure-side housing chamber can also be used to press the friction surfaces of a friction clutch 29, which in this case is hydraulically actuated, so that the starting torque of heavy brake rollers can also be further reduced in this case. In all of these cases, a simply structured brake roller is achieved with which strong braking torques can be achieved with the desired progressive characteristics of the braking torque.
With appropriate training, such brake rollers can also meet high requirements regarding the thermal load capacity, the load from high weights or the like, and by replacing the brake fluid with such a different viscosity and / or by changing the setting of the regulating screw, the characteristics of the braking torque can be set and change maximum processing speeds easily, quickly and within wide limits at will.