Vorrichtung zur selbsttätig regulierenden Übertragung eines Drehmoments an einem Umschlingungstrieb Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zur selbsttä tig regulierenden Übertragung eines Drehmoments an einem Umschlingungstrieb mit einem zur Welle drehbar gelagerten Paar von zueinander axial verschiebbaren, drehfest verbundenen Kegelscheiben.
Automatisch geregelte Getriebe mit einer ganz be stimmten Drehmoment-Drehzahl-Kennlinie, sogenannte selbsttätige Drehmomentwandler, gewinnen z. B. bei Kraftfahrzeugantrieben, Wickeleinrichtungen und ähnli chen Vorrichtungen immer grössere Bedeutung. Erhöht sich beispielsweise bei einem Kraftfahrzeugantrieb das Abtriebsmoment infolge zunehmender Bodensteigung.
so hat der selbsttätige Drehmomentwandler die Aufgabe, das Übersetzungsverhältnis zwischen Antriebs- und Ab triebswelle ins Langsame zu regeln. Ändert sich umge kehrt bei einem Wickelantrieb das übersetzungsverhält- nis zwischen Antriebs- und Abtriebswelle infolge des zunehmenden bzw. abnehmenden Wickeldurchmessers beim Auf- bzw. Abwickeln, so hat der selbsttätige Drehmomentwandler die Aufgabe, die Drehmoment- übertragung, bezogen auf die Wickelwelle, so zu regeln, dass die Spannung der zu wickelnden Ware konstant bleibt.
Bekannt ist es, Drehmomentwandler so auszulegen, dass die Übertragung der Leistung bei konstanter An triebsdrehzahl, z. B. bei einem Kraftfahrzeugantrieb oder bei einem Aufwickelantrieb bzw. bei konstanter Abtriebsdrehzahl, z. B. bei einem Abwickelantrieb, kon stant bleibt. Für Kraftfahrzeugantriebe sind sogenannte hydraulische Drehmomentwandler bekannt, deren Wir kungsgrad jedoch gering ist. Für Wickeleinrichtungen sind teuere, elektrisch gesteuerte Drehmomentwandler bekannt, die höchsten Ansprüchen genügen.
Bei geringe ren Ansprüchen werden stufenlos regelbare Getriebe mit zwei über ein Gestänge verbundenen Kegelscheibenpaa- ren und einer zwischen diesen laufenden Keilgliederkette eingesetzt, die ausschliesslich durch axial gerichtete Kräfte gesteuert werden. Bei solchen Getrieben sind die axial gerichteten Steuerkräfte bedeutend grösser als die Umfangskräfte, die von dem zu übertragenden Drehmo ment bewirkt werden. Es muss daher das Getriebe selbst von den Auswirkungen des Steuermechanismus geschützt werden. Zum Beispiel sind wegen der auftretenden Stossbelastungen Stossdämpfer vorzusehen.
Ausserdem ist darauf zu achten, dass Fehlreaktionen des beispiels weise von einem Gewicht betätigten Steuermechanismus nicht auf die Antriebs- oder Abtriebsteile, die z. B. eine Warenbahn sein können, übertragen werden. Nachteilig ist weiterhin, dass der Regelmechanismus durch die Vielzahl der benötigten Teile (Gewichte, Übertragungs gestänge, Stossdämpfer) äusserst träge und die Regelem pfindlichkeit dementsprechend gering ist.
Die Aufgabe der Erfindung besteht demgegenüber darin, eine Vorrichtung der eingangs genannten Art zu schaffen, bei der aus der Umfangskraft, die das zu übertragende Drehmoment bewirkt, und/oder einer drehzahlabhängigen Kraft eine Regelkraft zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses gewonnen wird und diese Regelkraft keine Komponente in axialer Richtung be sitzt. Zusammen mit einem stufenlos regelbaren Getrie be ist eine solche Vorrichtung ein selbsttätiger Drehmo- mentwandler. Mit der Vorrichtung soll eine möglichst reibungs- und trägheitslose Steuerung mit hoher Re gelempfindlichkeit möglich sein.
Der Wirkungsgrad soll insbesondere in Hinblick auf hydraulische Drehmoment- wandler optimal sein. Weiterhin soll die Vorrichtung möglichst robust sein, und es sind axial gerichtete Kräfte, die vom Steuermechanismus aus auf die An- triebs- oder Abtrie'usteile zurückwirken, zu vermeiden. Ferner soll der Aufbau der Vorrichtung einfach sein, um mit einer rationellen Fertigung einen niedrigen Herstel lungspreis und vielfältige, wirtschaftlich vertretbare Ein satzmöglichkeiten zu garantieren.
Erfindungsgemäss ist die Aufgabe dadurch gelöst, dass das Paar von Kegelscheiben in Wirkverbindung steht mit einem umlaufenden, die Verdrehkraft zwischen Welle und den Kegelscheiben übertragenden Überset zungsmechanismus, dass eine zu den Kegelscheiben axial verschiebbare, drehfest mit diesen verbundene Kurvenscheibe mit Kurvenbahnen vorgesehen ist, dass ein axial wirkender Kraftspeicher vorgesehen ist, der einerseits auf die Kurvenscheibe und anderseits auf die Kegelscheibe drückt,
dass die axial verschiebbare Kegel scheibe eine Kurvenbahn aufweist und dass ein Anpress- flansch einerseits mit dem Kraftübersetzungsmechanis- mus und anderseits mit mindestens einer Kurvenbahn in Wirkverbindung steht, wobei die übersetzte Verdreh kraft zwischen Kegelscheiben und Welle über den An- pressflansch und Kurvenbahnen eine die Kegelscheiben axial zueinander verstellende Steuerkraft bewirkt.
In der Zeichnung sind Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes dargestellt.
Fig. 1 zeigt einen Schnitt durch die Vorrichtung mit einem axialwirkenden Kraftspeicher aus Tellerfedern. Fig. 2 zeigt einen Schnitt durch die Vorrichtung mit einem als Druckzylinder und Kolben ausgebildeten Kraftspeicher.
Der axial wirkende Kraftspeicher ist in Fig. 1 beispielsweise durch Tellerfeder 156 gebildet.
Denkt man sich das Kegelscheibenpaar la, dessen rechte, axial fixierte Kegelscheibe gleichzeitig das Über tragungsteil 34c darstellt, feststehend, so wird durch eine relative Drehbewegung des mit der \Felle 2a drehfest verbundenen Exzenterringes 39c um das übertragungs- teil 34c in eingezeichneter Drehrichtung das Kraftüber- setzungsteil 43c ebenfalls in eingezeichneter Drehrich tung (von rechts aus uesehen im Uhrzeigersinn) um die Antriebsachse 0 geschwenkt.
Auf dem als Hohlwelle ausgebildeten Teil 43c ist am @N'ellenende ein als Anpressflansch 150 ausgebildeter Rollenträger drehfest aufgebracht, welcher mit wenig stens zwei, gleichmässij am Umfang verteilten, radial angeordneten Rollenbolzen 151 versehen ist, auf denen Laufrollen 152 drehbar gelagert sind.
Auf jedem Rollenbolzen sind zwei Laufrollen gela gert, nämlich eine Laufrolle 152, welche über die Kurvenbahn 15 3a beziehungsweise 153b mit einer als Kurvenscheibe 154 ausgebildeten, axial verschiebbaren und über eine Geradverzahnung 155a drehfest mit den Kegelscheiben in Einriff stehenden Gewindemuffe in Wirkverbindung steht und eine Laufrolle 152a, welche über die Kurvenbahn 153c beziehungsweise 153d in direkter Wirkverbindung mit den Kegelscheiben steht.
Durch die von einer Antriebskraft bewirkten relati ven Schwenkbewegung des mit dem Teil 43c drehfest verbundenen Anpressflansch 150 zu den Kegelscheiben in eingezeichneter Drehrichtung wird die Kurvenscheibe 154 über die rechtsgängigen Kurvenbahnhälften 153a nach rechts verschoben, wodurch die Tellerfedern 156 angespannt werden.
Und zwar soweit, bis die Laufrollen 152a gegen die ebenfalls rechtsgängigen Kurvenbahn- h:ilften 153c der axial verschiebbaren Kegelscheibe la L nsch!a-en, wo;lurch dic Verdrehbcwc-ttng zwischen den Kegelscheiben und der Welle entsprechend der jeweiligen Kegelscheibenstellung begrenzt ist.
Das Antriebsmoment wird dabei in eingezeichneter Drehrichtung von der \'Felle 2a über das Steuerteil 95c i.ibertragen und bewirkt über das Teil 43c eine übersetz te Verdrehkraft des Anpressflansches 150 gegen die Kegelscheiben. Von den Rollenbolzen 151 aus überträgt sich diese Verdrehkraft zum einen Teil über die Laufrol len 152 und die rechtsgängigen Kurvenbahnhälften 153a auf die Kurvenscheibe 154 und die Kegelscheiben und zum anderen Teil über die Laufrollen 152a und die rechtsgängigen Kurvenbahnhälften 153c direkt auf die Kegelscheiben.
Dabei wird über den Führungsbolzen 35c des Steuerteiles 95c eine Verdrehkraft entgegen eingezeichneter Drehrichtung auf die Kegelscheiben übertragen.
Bei Kraftflussumkehr erzeugt das Bremsmoment eine entgegengesetzte Verdrehkraft zwischen den Kegel scheiben und der Welle und das Antriebsmoment wird dann umgekehrt von den Kegelscheiben über die links gängigen Kurvenbahnhälften 153b der Kurvenscheibe 154 sowie die linksgängigen Kurvenbahnhälften 153d der Kegelscheibe la auf den Anpressflansch 150 und von dort über das Steuerteil 95c auf die Welle 2a übertragen. Die Spreizscheibe eignet sich also sowohl als Antriebs- als auch als Abtriebsscheibe.
Während die Laufrollen 152 auch bei auftretenden Lastwechseln ständig über die Kurvenbahnen 153a oder 153b in Wirkverbindung zwischen den Kegelscheiben und der Welle stehen, erfolgt eine Drehmomentübertra- gung über die Kurvenbahnen 153c oder 153d nur bei Überschreitung der jeweiligen, vom Kraftspeicher 156 erzeugten Verdrehkraft zwischen den Kegelscheiben und der Welle.
Diese maximale, von den Druckfedern 156 über die Kurvenbahnen 153a oder 153b und das Steuerteil 95c bewirkte Verdrehkraft ist abhängig von der jeweiligen Kegelscheibenstellung, welche den Span nungszustand der Druckfedern entsprechend dem axia len Abstand zwischen der Kurvenscheibe 154 und der axial beweglichen Kegelscheibe la bestimmt.
Für eine genaue Berechnung der über beide Kurven bahnen 153a und 133c beziehungsweise 153b und 153d übertragenen Umfangskräfte muss in jedem Falle das über den Führungsbolzen 35c des Steuerteiles 95c erzeuste Gegendrehmoment berücksichtigt werden.
Das heisst, die über die Kurvenbahnen übertragenen Umfaroskräfte berechnen sich aus Antriebsmoment plus Gegendrehmoment (mit positivem Vorzeichen). Über die Kurvenbahnen kann also eine wesentlich höhere An- presskraft der Kegelscheiben gegen das Umschlingungs- organ 61 erzeugt werden, als dies ohne einen erfindungs- gemässen Übersetzungsmechanismus 95c möglich wä re.
Durch einen geeigneten Verlauf der Kurvenbahnen 153c und 153d der axial beweglichen Kegelscheibe la kann nun unabhängig von den Kraftreserven des Kraft speichers<B>156</B> eine drehmomentabhängige axiale Steuer kraft der Kegelscheiben zueinander in Abhängigkeit von der jeweiligen Kegelscheibenstellung bewirkt werden.
Über eine parabelförmige Kurvenbahn beispielsweise kann man die Anpresskraft gegen das Umschlingungsor- gan so steuern, dass sie bei gleichbleibendem Antriebs moment mit zunehmendem Laufkreisdurchmesser klei ner wird und sich so der ebenfalls kleiner werdenen Umfangskraft des Umschlingungsorganes anpasst. Es wird dadurch ein übermässijer Verschleiss des Zugorga nes vermieden und optimale Lebensdauer erreicht.
Durch die Einwirkung des Kraftspeichers 156, der ja ständig über die Kurvenbahnen der Kurvenscheibe 154 in Wirkverbindung zwischen den Kegelscheiben und der Welle steht, wird eine Stossbelastung der an der Kegel scheibe la angebrachten Kurvenbahnen bei Lastschwan kungen vermieden. Die Erstreckung der Kurvenbahn 153c-153d der Kegelscheibe la in Umfangsrichtung ist so bemessen, dass sie über den gesamten Axialhub der Kegelscheibe eine Verdrehbewegung der Welle gegen die Kegelscheiben von etwa 90 in eingezeichneter Dreh richtung und 90' entgegen eingezeichneter Drehrichtung zulässt, wobei die dabei stattfindende Schwenkbewegung des Anpressflansches 150 von der Übersetzung des Steuerteiles 95c abhängt.
Die Kuvenbahn 153a-1536 verläuft in vorliegen dem Ausführungsbeispiel mehr V-förmig und ist der Kurvenbahn 153c-153d in etwa angepasst. Das Kraft teil 94f kann nun in Bezug auf die Kegelscheiben und die Welle ebenfalls als ein in Umfangsrichtung wirken des Bauelement betrachtet werden, bei welchem die Spreizkraft des Umschlingungsorganes ausser über den Kraftspeicher auch noch über die Kurvenbahnen der Kegelscheibe la sowie das Steuerteil 95c eine Verdreh kraft zwischen den Kegelscheiben und der Welle erzeugt und damit das übertragbare Antriebsmoment beein- flusst, beziehungsweise bestimmt.
Zwischen dem Exzenterring 39c und dem beidarmig wirkenden Hebel 37c ist ein Nadelkäfig 160 angeordnet, während für die Schmierung des Steuerteiles 95c ein Schmiernippel 161 vorgesehen ist. Die Führungsbolzen 42c und 35c sind mit Ringen 162 beziehungsweise 162a aus einem Stück geschmiedet und drehfest über Pass- Stifte 163, 163a mit ihren Übertragungsteilen verstiftet und verschraubt. Alle Teile sind dynamisch ausgewuch tet. So ist beispielsweise der Exzenterring 39c mit Aussparungen 165 versehen. Die Mutter 157 zur Vor spannung des Kraftspeichers 156 ist in der Quer schnittsebene geschlitzt und kann durch eine Schraube 164 gekontert werden.
Fig. 2 zeit nun eine Spreizscheibe, welche rein konstruktiv teilweise der Ausführunrt nach Fig. 1 ent spricht. Als axial wirkender Kraftspeicher ist hier ein h; dratilisches oder pneumatisches System vorgesehen, welches drehzahlabhängig die axiale Anpresskraft der Kegelscheiben gegeneinander steuert und in etwa so funktioniert, wie der Fliehkraftregler, also mit zuneh mender Antriebsdrehzahl eine grösser werdende An- presskraft bewirkt.
Die SpreizscheiL.e nach Fit. 1 als Abtriebsscheibe eignet sich bei;pielsvreise im Ztisainm; mvirken mit einer Spreizscheibe nach Fig. 2 als Antriebsscheibe für einen Kraftfahrzeug- oder Aufwickelantrieb.
Das hydraulische oder pneumatische System erzeugt als Kraftspeicher 156a bei einer bestimmten Antriebs drehzahl eine unabhängig von der Kegelscheibenstellung kostante Spreizkraft Sk (f") zwischen der axial bewegli chen Kegelscheibe la und der Kurvenscheibe 15.1. wodurch über die Kurvenbahnen 153a-1536 sowie das Steuerteil 95c konstante Verdrehkraft zwischen den Kegelscheiben und der Welle bewirkt wird.
Das von der Welle 2a auf die Kegelscheiben la übertragbare Antriebsmoment bleibt also bei einer be stimmten Antriebstourenzahl konstant und es wird unabhängig vom Übersetzungsverhältnis des Getriebes #leichbleibende Leistunc, übertragen.
Bei einer hydraulisch oder pneumatisch gesteuerten Spreizscheibe bestellt die Möglichkeit. die über den Kraftspeicher gesteuerte Verdrehkraft durch Verände rung der Spreizkraft Sk in Funktion zur Antriebstouren zahl zu variieren, was bei einem Aufwickelantrieb zwecks Veränderung der Warenbahnspannung von gros- ser Bedeutung ist.
Da über die Kurvenbahnen der axial beweglichen Kegelscheibe einer Spreizscheibe nach Fig. 1 unabhän gig von der Einwirkung des Kraftspeichers 156 eine drehmomentabhängige axiale Steuerkraft der Kegel scheiben gegeneinander erzeugt werden kann, bildet eine Spreizscheibe nach Fig. 2 als Antriebsscheibe im Zusam menwirken mit einer Spreizscheibe nach Fig. 1 einen Umschlingungstrieb, über welchen bei gleicher Antriebs drehzahl eine veränderbar konstante Leistung übertrag bar ist.
Dieser Umschlingungstrieb eignet sich auch zur Übertragung eines Bremsmomentes bei Kraftflussum- kehr beziehungsweise als Motorbremse. Die Spreizkraft S,; (f") des Kraftspeichers 156a entsteht durch Druck- beaufschlagung des zwischen der axial beweglichen Kegelscheibe la und der Kurvenscheibe 154 gebildeten Hohlraumes 170 über die Druckleitung 109a und 109b.
Die Druckleitung 109a ist durch eine koaxiale Bohrung in der Welle 2a gebildet, während sich die Druckleitung 109b aus radialen Bohrungen von der Welle bis durch zum Hohlraum 170, mit dazwischen liegenden Ausdrehungen 169 zusammensetzt.
Durch die Ausdrehungen der radial durchbohrten Teile, die ja entweder drehbar oder axial verschiebbar zueinander gelagert sind, wird die Einwirkung des hydraulischen oder pneumatischen Systems aufrecht erhalten.
Die Abdichtung der Druckleitung 109, sowie des Hohlraumes 170 wird durch Rundschnurringe 168 bewerkstelligt. Als Verdrehsicherung zwischen der Ke gelscheibe 1 a und der Kurvenscheibe 154 wurden hier mehrere gleichmässig am Umfang verteilte, axial ange ordnete Mitnehmerbolzen 166 bevorzugt, welche in der Kurvenscheibe 15 fest eingepresst und in axialen Boh rungen<B>167</B> der Kegelscheibe la verschiebbar eeführt sind. Als Verdrehsicherung zwischen den Kegelscheiben wurde statt einer Passfeder ein Keilwellenprofil 48a bevorzugt.
Wie man nun die Kurvenbahnen der Spreizscheiben nach Fig. 2 und Fig. 1 bei deren Zusammenwirken am besten auslegt, das lässt sich berechnen oder durch Versuche ermitteln. Jedenfalls dürfte es zweckmässig sein, bei der Spreizscheibe nach Fig. 2 die Kurvenbah nen 153c-153d mehr parabelförmig und die Kurven bahnen 153a-1536 mehr V-förmig zu gestalten.
Das Kraftteil 94g kann nun in Bezug auf die Kegelscheiben und die \Velle als ein in Umfangsrichtung wirkendes Bauelement bezeichnet werden, bei welchem die Spreiz- kraft S des Umsehlingungsorganes ausser über den Kraftspeicher 156a auch noch über die Kurvenbahnen 153c-153d sowie das Steuerteil 95c eine das übertrag bare Antriebsmoment bestimmende Verdrehkraft zwi schen den Kegelscheiben und der Welle bewirkt.
Über beide Kurvenbahnen 153a-1536 und 153c-15 3d der Spreizscheibe nach Fig. 2 kann nun das übertragbare Antriebsmoment im Verhältnis zur axialen Anpresskraft der Kegelscheiben gegeneinander so gesteuert werden, dass bei einer Überschreitung der über den Kraftspei cher erzeugten Verdrehkraft die axiale Anpresskraft im Verhältnis zum übertragbaren Antriebsmoment etwas abnimmt, wodurch eine Regelring des übersetzungsver- hältnisses zur Gegenscheibe ins Langsame eingeleitet wird.
Ausser über die Kurvenbahnen kann die Charakte ristik der Spreizscheiben auch noch über die Steuerteile 95c verändert werden und zwar einmal durch Verände rung des Übersetzungsverhältnisses und zum anderen durch die verschiedenen Prinzipausführungen, durch welche die Charakteristik beider Spreizscheiben be stimmt werden kann.
Die verschiedenen Steuerteile können dabei so einge baut werden, wie es sich am zweckmässigsten heraus stellt, also auch seitenvertauscht mit ihren Drehmoment übertragungsteilen.
Device for the automatically regulating transmission of a torque on a belt drive The invention relates to a device for the automatic regulating transmission of a torque on a belt drive with a pair of axially displaceable, non-rotatably connected conical pulleys rotatably to the shaft.
Automatically controlled transmission with a very specific torque-speed characteristic curve, so-called automatic torque converter, win z. B. in motor vehicle drives, winding devices and similar devices are becoming increasingly important. If, for example, in a motor vehicle drive, the output torque increases as a result of the increasing slope of the ground.
The task of the automatic torque converter is to slow down the transmission ratio between the drive shaft and the output shaft. Conversely, if the transmission ratio between the drive and output shaft changes in a winding drive as a result of the increasing or decreasing winding diameter during winding or unwinding, the task of the automatic torque converter is to transmit the torque in relation to the winding shaft regulate that the tension of the goods to be wrapped remains constant.
It is known to design the torque converter so that the transmission of power at constant drive speed, z. B. in a motor vehicle drive or in a winding drive or at constant output speed, z. B. with an unwinding drive, remains constant. So-called hydraulic torque converters are known for motor vehicle drives, but their degree of efficiency is low. For winding devices, expensive, electrically controlled torque converters are known which meet the highest demands.
For less demanding requirements, continuously variable transmissions with two pairs of conical pulleys connected via a linkage and a wedge link chain running between these are used, which are controlled exclusively by axially directed forces. In such transmissions, the axially directed control forces are significantly greater than the circumferential forces that are caused by the torque to be transmitted. The transmission itself must therefore be protected from the effects of the steering mechanism. For example, shock absorbers are to be provided because of the shock loads that occur.
In addition, care should be taken that incorrect reactions of the example, actuated by a weight control mechanism do not affect the drive or output parts that z. B. can be a web, be transferred. Another disadvantage is that the regulating mechanism is extremely sluggish due to the large number of parts required (weights, transmission linkage, shock absorbers) and the regulating sensitivity is correspondingly low.
The object of the invention, on the other hand, is to create a device of the type mentioned at the outset, in which a regulating force for controlling the transmission ratio is obtained from the peripheral force that causes the torque to be transmitted and / or a speed-dependent force and this regulating force is not a component in axial direction be seated. Together with a continuously variable transmission, such a device is an automatic torque converter. With the device, the most frictionless and inertia-free control with high re gel sensitivity should be possible.
The efficiency should be optimal, particularly with regard to hydraulic torque converters. Furthermore, the device should be as robust as possible, and axially directed forces which act back on the drive or output parts from the control mechanism are to be avoided. Furthermore, the structure of the device should be simple in order to guarantee a low production price and a variety of economically justifiable options with an efficient production.
According to the invention, the object is achieved in that the pair of conical disks is in operative connection with a revolving transmission mechanism which transmits the torsional force between the shaft and the conical disks, that a cam disk with cam tracks that is axially displaceable to the conical disks and non-rotatably connected to them is provided that a axially acting energy store is provided, which presses on the one hand on the cam disc and on the other hand on the conical disc,
that the axially displaceable conical disk has a cam track and that a pressure flange is in operative connection on the one hand with the force transmission mechanism and on the other hand with at least one cam path, with the torsional force between the conical disks and the shaft via the contact flange and cam tracks forming the conical disks causes axially adjusting control force.
Exemplary embodiments of the subject matter of the invention are shown in the drawing.
Fig. 1 shows a section through the device with an axially acting energy storage device made of disc springs. Fig. 2 shows a section through the device with an energy store designed as a pressure cylinder and piston.
The axially acting energy accumulator is formed, for example, by a plate spring 156 in FIG. 1.
If you think of the conical disk pair la, the right, axially fixed conical disk of which also represents the transmission part 34c, stationary, then the force transmission is achieved by a relative rotary movement of the eccentric ring 39c, which is connected to the head 2a in a rotationally fixed manner, about the transmission part 34c in the direction of rotation shown. The setting part 43c is also pivoted about the drive axis 0 in the direction of rotation shown (from the right as viewed in a clockwise direction).
On the part 43c designed as a hollow shaft, a roller carrier designed as a pressure flange 150 is attached non-rotatably at the end of the shaft, which is provided with at least two, evenly distributed, radially arranged roller bolts 151 on which rollers 152 are rotatably mounted.
Two rollers are supported on each roller bolt, namely a roller 152, which is in operative connection via the cam track 15 3a or 153b with an axially displaceable threaded sleeve designed as a cam disk 154 and non-rotatably in engagement with the conical disks via a straight toothing 155a, and a roller 152a, which is in direct operative connection with the conical disks via the cam track 153c or 153d.
Due to the relative pivoting movement of the contact flange 150, which is connected to the part 43c in a rotationally fixed manner, to the conical disks in the direction of rotation shown, the cam 154 is shifted to the right via the right-hand cam halves 153a, whereby the disc springs 156 are tensioned.
And this so far until the rollers 152a against the right-handed cam track 153c of the axially displaceable conical pulley la L nsch! A -en, where; l is limited by the torsion between the conical pulleys and the shaft according to the respective conical pulley position.
The drive torque is transmitted in the direction of rotation shown by the head 2a via the control part 95c and, via part 43c, causes a translated torque of the contact flange 150 against the conical disks. From the roller bolts 151, this twisting force is transmitted on the one hand via the rollers 152 and the right-hand cam halves 153a to the cam 154 and the conical disks and on the other hand via the rollers 152a and the right-hand cam halves 153c directly to the conical pulleys.
In this case, a twisting force is transmitted to the conical disks in the opposite direction to the direction of rotation shown via the guide bolt 35c of the control part 95c.
When the power flow is reversed, the braking torque generates an opposite torsional force between the conical disks and the shaft and the drive torque is then reversed from the conical disks via the left-hand cam halves 153b of the cam disk 154 and the left-hand cam halves 153d of the conical disk la to the pressure flange 150 and from there via the Transfer control part 95c to shaft 2a. The expansion disk is therefore suitable both as a drive and as an output disk.
While the rollers 152 are constantly in operative connection between the conical disks and the shaft via the cam tracks 153a or 153b, even when load changes occur, torque is only transmitted via the cam tracks 153c or 153d when the respective torsional force between the conical discs generated by the energy store 156 is exceeded and the wave.
This maximum twisting force caused by the compression springs 156 via the cam tracks 153a or 153b and the control part 95c is dependent on the respective conical disk position, which determines the tension state of the compression springs according to the axial distance between the cam disk 154 and the axially movable conical disk la.
For an exact calculation of the circumferential forces transmitted via the two cam tracks 153a and 133c or 153b and 153d, the counter-torque generated via the guide pin 35c of the control part 95c must be taken into account.
This means that the Umfaros forces transmitted via the cam tracks are calculated from the drive torque plus the counter torque (with a positive sign). A significantly higher pressing force of the conical disks against the wrap element 61 can thus be generated via the cam tracks than would be possible without a transmission mechanism 95c according to the invention.
By means of a suitable course of the cam tracks 153c and 153d of the axially movable conical pulley la, a torque-dependent axial control force of the conical pulleys relative to one another depending on the respective conical pulley position can now be brought about, independently of the power reserves of the energy storage device.
For example, a parabolic curved path can be used to control the contact pressure against the wrapping element in such a way that, with the drive torque remaining the same, it becomes smaller with increasing running circle diameter and thus adapts to the also decreasing circumferential force of the wrapping element. This avoids excessive wear and tear on the tension member and achieves an optimal service life.
Due to the action of the energy store 156, which is constantly in operative connection between the conical disks and the shaft via the cam paths of the cam disk 154, a shock load on the cam paths attached to the conical disk la is avoided in load fluctuations. The extension of the curved path 153c-153d of the conical disk la in the circumferential direction is dimensioned so that it allows a rotational movement of the shaft against the conical disks of about 90 in the direction of rotation shown and 90 'in the direction of rotation in the opposite direction over the entire axial stroke of the cone disk, with the rotation taking place The pivoting movement of the pressure flange 150 depends on the translation of the control part 95c.
In the present exemplary embodiment, the curved path 153a-1536 runs more V-shaped and is approximately adapted to the curved path 153c-153d. The force part 94f can now also be regarded as a circumferential direction of the component in relation to the conical pulleys and the shaft, in which the spreading force of the wrap-around element, in addition to the energy storage device, also produces a torsional force via the cam tracks of the conical pulley la and the control part 95c generated between the conical disks and the shaft and thus influences or determines the transferable drive torque.
A needle cage 160 is arranged between the eccentric ring 39c and the lever 37c acting with both arms, while a grease nipple 161 is provided for the lubrication of the control part 95c. The guide pins 42c and 35c are forged from one piece with rings 162 and 162a, respectively, and pinned and screwed to their transmission parts in a rotationally fixed manner via dowel pins 163, 163a. All parts are dynamically balanced. For example, the eccentric ring 39c is provided with recesses 165. The nut 157 for tensioning the energy store 156 is slotted in the cross-sectional plane and can be countered by a screw 164.
Fig. 2 is now a spreader disc, which purely constructively partially corresponds to the embodiment of FIG. 1 ent. An h is used as an axially acting energy store; A dynamic or pneumatic system is provided, which controls the axial contact pressure of the conical disks against each other as a function of the speed and functions in the same way as the centrifugal governor, ie, with increasing drive speed, causes an increasing contact force.
The expansion blade according to Fit. 1 as an output disk is suitable for; pielsvreise im Ztisainm; mvirken with an expanding disk according to FIG. 2 as a drive disk for a motor vehicle or winding drive.
The hydraulic or pneumatic system generates a force accumulator 156a at a certain drive speed regardless of the conical disk position constant expansion force Sk (f ") between the axially movable conical disk la and the cam disk 15.1. As a result of the cam tracks 153a-1536 and the control part 95c constant Torsional force is caused between the conical disks and the shaft.
The drive torque that can be transmitted from the shaft 2a to the conical pulleys la remains constant at a certain number of drive speeds and # constant power is transmitted regardless of the gear ratio of the transmission.
You can order a hydraulically or pneumatically controlled expanding disc. to vary the twisting force controlled by the energy storage device by changing the spreading force Sk as a function of the number of drive revolutions, which is of great importance in the case of a winding drive for the purpose of changing the web tension.
Since a torque-dependent axial control force of the cone discs can be generated against each other via the cam tracks of the axially movable conical disc of an expansion disc according to Fig. 1 inde pendent of the action of the energy storage device 156, an expansion disc according to Fig. 2 forms as a drive disc together with an expansion disc after Fig. 1 shows a belt drive, via which a variable constant power can be transmitted bar at the same drive speed.
This loop drive is also suitable for transmitting a braking torque when the power flow is reversed or as a motor brake. The spreading force S i; (f ″) of the energy store 156a is created by the application of pressure to the cavity 170 formed between the axially movable conical disk 1a and the cam disk 154 via the pressure line 109a and 109b.
The pressure line 109a is formed by a coaxial bore in the shaft 2a, while the pressure line 109b is composed of radial bores from the shaft through to the cavity 170 with recesses 169 in between.
The action of the hydraulic or pneumatic system is maintained by the turning of the radially bored through parts, which are either rotatably or axially displaceable relative to one another.
The sealing of the pressure line 109 and the cavity 170 is accomplished by means of O-rings 168. To prevent rotation between the conical disk 1 a and the cam disk 154, several evenly distributed, axially arranged driving pins 166 were preferred here, which are firmly pressed into the cam disk 15 and in axial bores 167 of the conical disk la are slidably guided. Instead of a feather key, a splined shaft profile 48a was preferred to prevent rotation between the conical disks.
How the curved paths of the expanding disks according to FIGS. 2 and 1 are best designed with their interaction can be calculated or determined through experiments. In any case, it should be useful in the expansion disc according to FIG. 2, the curve paths NEN 153c-153d more parabolic and the curve paths 153a-1536 more V-shaped.
The force part 94g can now be referred to as a component acting in the circumferential direction in relation to the conical disks and the \ Velle, in which the spreading force S of the encircling organ is not only via the force storage device 156a but also via the cam tracks 153c-153d and the control part 95c the torsional force that determines the transmissible drive torque between the conical disks and the shaft.
Via both cam tracks 153a-1536 and 153c-15 3d of the expansion disk according to FIG. 2, the transferable drive torque can now be controlled in relation to the axial contact force of the conical disks against each other in such a way that the axial contact force in relation to each other if the torsional force generated via the Kraftstei cher is exceeded slightly decreases in relation to the transferable drive torque, whereby a control ring of the transmission ratio to the counter pulley is initiated into the slow speed.
In addition to the cam tracks, the characteristics of the spreading discs can also be changed via the control parts 95c, on the one hand by changing the transmission ratio and on the other hand through the various principle designs through which the characteristics of both spreading discs can be determined.
The various control parts can be built in as it turns out to be most appropriate, i.e. also interchanged with their torque transmission parts.