[0001] Die Erfindung bezieht sich auf eine Antriebsvorrichtung zur Erzeugung einer Pilgerschrittbewegung für die Abreisswalzen einer Kämmmaschine nach dem Oberbegriff nach Anspruch 1.
[0002] Für den Abreiss- und Lötvorgang bei einer Kämmmaschine führen die Abreisswalzen eine Pilgerschrittbewegung durch. D.h., vor einem weiteren Abreissvorgang wird das bereits gebildete Faservlies um einen bestimmten Betrag in Richtung des Zangenaggregates zurückbefördert, um ein neues Faserpaket mit dem Ende des Faservlieses zu verbinden. Das erfordert einen sehr speziellen Antrieb um eine derartige Pilgerschrittbewegung für die Abreisswalzen zu erzeugen. Dabei ist der Abreisszeitpunkt des neuen Faserpaketes, wie auch die Abreissgeschwindigkeit der Abreisswalzen exakt auf die Zangen- und Rundkammbewegung abzustimmen um eine gewünschte Lötstelle, bzw. um ein qualitativ gleichmässiges Faservlies zu erhalten.
[0003] In der DE-PS 1 685 575 wurde eine Ausführung beschrieben, wobei diese Bewegung unter Verwendung eines Differentialgetriebes erzeugt wird. Dabei wird der Steg des Differentialgetriebes, in welchem die Sonnenräder drehbar gelagert sind, über ein gleichförmig angetriebenes Zahnrad angetrieben, welches mit einem, mit dem Steg verbundenen Stegrad in Antriebsverbindung steht. Das Zahnrad sitzt im vorliegenden Fall drehfest auf der Antriebswelle des Rundkammes.
In dem angetriebenen Steg sind mehrere Planetenräder drehbar gelagert, die mit dem jeweiligen Sonnenrad im Eingriff sind. Über einen Exzenterantrieb, der mit einem Hebelgetriebe in Verbindung steht, wird auf die Differentialgetriebeachse und somit auf ein, mit ihr verbundenes erstes Sonnenrad eine ungleichförmige Bewegung übertragen. Über diese ungleichförmige Bewegung wird die zuvor beschriebene gleichförmige Antriebsbewegung überlagert und die gewünschte Pilgerschrittbewegung für die Abreisswalzen erzeugt. Diese Getriebeausführung hat sich lange Jahre bewährt, erfordert jedoch eine aufwendige und stabile Ausführung, um die entstehenden hohen Beschleunigungskräfte auffangen zu können. Ausserdem sind an jedem der Gelenkstellen innerhalb des Hebelgetriebes Reibkräfte vorhanden, durch welche die benötigte Leistung erhöht werden muss.
Bei immer höheren Anforderungen an die Kammspielzahlen sind auch irgendwann die Grenzen der Belastbarkeit dieser Getriebeausführung erreicht. Ausserdem ist der Freiheitsgrad in der Gestaltung der Bewegungskurve der Abreisswalzen durch den Einsatz des bekannten Hebelgetriebes eingeschränkt.
[0004] Es sind auch schon andere Vorschläge gemacht worden, um die Pilgerschrittbewegung mit anderen Mitteln und Getriebeeinheiten zu realisieren. Zum einen wurde vorgeschlagen, die Abreisswalzen direkt über einen oder mehrere Elektromotoren anzutreiben. Eine derartige Lösung ist z. B. aus der EP-374 723 zu entnehmen. Des Weiteren ist aus der US-PS 3 604 063 eine variable Getriebeeinheit bekannt, wobei spezielle Kurven- und Nockengetriebeeinheiten eingesetzt werden, um die gewünschte Pilgerschrittbewegung zu erzielen.
[0005] Aus der US-PS 1 818 555 ist eine Ausführung bekannt, wobei eine konstante Drehbewegung einer Antriebsachse unter Verwendung eines Differentialgetriebes mit unrunden Zahnrädern in eine Pilgerschrittbewegung umgewandelt wird. Diese Pilgerschrittbewegung wird über eine, mit einem Sonnenrad verbundene Ausgangswelle und eine nachfolgende Getriebestufe auf die Abreisswalzen übertragen. Des Weiteren ist in der veröffentlichten CN-200710 022 458.7 eine Vorrichtung beschrieben worden, wobei äquivalent zur zitierten US'555 die Verwendung eines Differentialgetriebes mit Getriebestufen mit unrunden Zahnrädern vorgeschlagen wird. Einziger Unterschied zur US'555 ist lediglich, dass der Antrieb des Steges über ein äusseres Stegrad erfolgt, während bei der Lösung der US'555 der Antrieb des Steges über eine zentrale Welle erfolgt.
[0006] Bei den beschriebenen Lösungen der US'555 und der CN'458.7 kann zwar anhand der verwendeten Getriebestufen mit unrunden Zahnrädern eine entsprechende Pilgerschrittbewegung erzielt werden, jedoch ist eine derartige Lösung in der Übertragbarkeit von hohen Leistungen und somit hohen Drehmomenten beschränkt, da es hier mechanisch nicht möglich ist, mehr als ein Planetenrad einzusetzen. Ausserdem ist die Einstellbarkeit der Antriebsbewegung der Abreisswalzen im Gegensatz zu der Lösung nach der bereits beschriebenen US-PS 1 818 555 eingeschränkt.
[0007] Die Erfindung stellt sich nunmehr die Aufgabe die bekannten Lösungen zu verbessern und eine Vorrichtung für den Antrieb der Abreisswalzen vorzuschlagen, welche einerseits eine Verringerung der bisher benötigten Drehmomente (Leistungen) beinhaltet bei gleichzeitiger Erhöhung des Freiheitsgrades in der Gestaltung der Bewegungskurve der Abreisswalzen. D. h. es wird damit angestrebt eine optimierte Bewegungskurve der Abreisswalzen bei geringeren Drehmoment-Belastungen zu erzielen.
[0008] Diese Aufgabe wird dadurch gelöst, indem vorgeschlagen wird, dass die Antriebseinheit für das Sonnenrad der ersten Getriebestufe des Differentialgetriebes aus einer Getriebestufe mit unrunden Zahnrädern gebildet ist, die eine gleichförmige Drehbewegung eines Hauptantriebes in eine ungleichförmige Drehbewegung umformt. Durch den vorgeschlagenen Einsatz eines Getriebes mit einer Getriebestufe mit unrunden Zahnrädern, anstelle der bekannten Verwendung eines Hebelgetriebes in Verbindung mit einem Exzenterantrieb, ist es möglich, einen bisher an sich bewährten Antriebsaufbau beizubehalten. Gleichzeitig erzielt man mit dem vorgeschlagenen Einsatz der Getriebestufe mit unrunden Zahnrädern bisher nicht bekannte Optimierungs-Möglichkeiten in Bezug auf die Herabsetzung der Antriebsbelastung und in Bezug auf die Anpassung der Bewegungskurve der Abreisswalzen.
Des Weiteren wird vorgeschlagen, dass das Antriebselement für den Steg aus einer Antriebswelle besteht, auf welcher drehfest ein Zahnrad befestigt ist, das mit einem Stegrad des Steges des Differentialgetriebes mittelbar oder unmittelbar in Antriebsverbindung steht. Unter dem Begriff "mittelbar" kann z. B. ein Zwischenrad fallen, welches zwischen dem auf der Antriebswelle befestigten Zahnrad und dem Stegrad zwischengeschaltet wird, um z. B. eine erforderliche Drehrichtung auf das Stegrad zu übertragen.
[0009] Dabei kann die Antriebswelle ein weiteres Antriebsrad aufweisen, das mit einem Antriebselement des Hauptantriebes in Antriebsverbindung steht, welches gleichzeitig auch mit der Getriebestufe mit unrunden Zahnrädern in Antriebsverbindung steht. Damit wird die Synchronisierung der beiden Antriebspfade gewährleistet, da beide von dem gleichen Antriebselement des Hauptantriebes abgenommen werden, ohne dass weiterer Antriebselemente zwischengeschaltet werden.
[0010] Des Weiteren wird vorgeschlagen, dass das Antriebselement des Hauptantriebes aus einem im Maschinengestell drehbar gelagerten Zahnrad besteht, das über weitere Mittel von einem zentralen Antriebsmotor (Hauptantrieb) angetrieben wird, wobei die Drehachse des Zahnrades koaxial zur Eingangswelle der Getriebestufe mit den unrunden Zahnrädern verläuft und das weitere Antriebsrad der Antriebswelle als Zahnrad ausgebildet ist, das mit dem Zahnrad des Hauptantriebes in Antriebsverbindung steht. Es ist jedoch auch eine Ausführung denkbar, bei welcher das Zahnrad des Hauptantriebes direkt auf der Eingangswelle der Getriebestufe mit den unrunden Zahnrädern befestigt ist.
[0011] Zum Erhalt einer Verstellmöglichkeit, insbesondere zur Einstellung des Abreisszeitpunktes der Abreisswalzen gegenüber der Zangenbewegung wird vorgeschlagen, dass die Eingangswelle der Getriebestufe über lösbare Befestigungsmittel drehfest mit dem Zahnrad des Hauptantriebes verbunden ist. Dabei können die Befestigungsmittel mit Führungen versehen sind, die eine Verstellung des Drehwinkels zwischen der Eingangswelle und dem Zahnrad des Hauptantriebes bei gelösten Befestigungsmitteln erlauben. Somit ist es möglich, den Bewegungszyklus der Abreisswalzen gegenüber der Zangehbewegung zu verschieben. Der Antrieb der Zange ist ebenfalls mit dem Hauptantrieb gekoppelt.
[0012] Eine Verschiebung des Bewegungszyklus der Abreisswalzen kann alternativ auch dadurch erzielt werden, wenn dass das Zahnrad auf der Antriebswelle über Befestigungsmittel lösbar befestigt ist und die Winkelposition zwischen der Antriebswelle und dem Zahnrad über Mittel einstellbar ist.
[0013] Zu Verstellung des Bewegungszyklus der Abreisswalzen kann alternativ auch eine andere Ausführung verwendet werden, wobei vorgeschlagen wird, das Stegrad auf dem Steg (2) des Differentialgetriebes (1) über Mittel (13) lösbar zu befestigen und - in Umfangsrichtung des Steges (2) gesehen - gegenüber dem Steg in seiner Winkelposition über Stellmittel (12, 14) einstellbar vorzusehen. Weitere Vorteile der Erfindung werden anhand nachfolgender Ausführungsbeispiele aufgezeigt und näher beschrieben.
[0014] Es zeigen:
<tb>Fig. 1<sep>eine schematische Schnittdarstellung einer erfindungsgemäss ausgebildeten Vorrichtung
<tb>Fig. 2<sep>eine Seitenansicht X nach Fig. 1auf das Getriebe mit unrunden Zahnrädern
<tb>Fig. 3<sep>eine vergrösserte Teilansicht nach Fig. 1mit einem Beispiel für die Befestigung und Verstellung für das Stegrad des Differentialgetriebes
<tb>Fig. 4<sep>eine Ansicht A nach Fig. 1auf das Antriebsrad 18
<tb>Fig. 5<sep>eine Seitenansicht Y nach Fig. 1auf das Differentialgetriebe
<tb>Fig. 6<sep>ein Diagramm mit einem Kurvenverlauf der Abreisswalzenbewegung während eines Kammspieles
<tb>Fig. 7<sep>ein Diagramm mit der Drehmomentbelastung des Antriebes für die Abreisswalzen während eines Kammspieles
[0015] Fig. 1 zeigt ein Differentialgetriebe 1 mit einem umlaufenden Steg 2, der auf einer Seite auf dem Lager 6 drehbar gelagert ist. Das Lager 6 stützt sich dabei auf einer zentralen Welle 5 ab, welche im vorliegenden Fall über die Lager 10, 11 im Maschinengestell MS drehbar gelagert ist. Auf der anderen Seite ist der Steg 2 auf einem Lager 7 drehbar gelagert. Das Lager 7 stützt sich dabei auf einer Hohlwelle 9 ab, welche sich über die schematisch angedeuteten Lager 8 auf der bereits zitierten Welle 5 abstützt. Hierzu wären natürlich auch eine Vielzahl anderer Lagerungsmöglichkeiten denkbar. Der umlaufende Steg 2 ist mit einem Stegrad 3 versehen, welches fest mit dem Steg verbunden ist. Ein andere Alternative wird in einer vergrösserten Darstellung in Fig. 3gezeigt, wobei das Stegrad 3 mit einem überragenden Grundkörper 12 versehen ist.
Am das Stegrad überragenden Teil des Grundkörpers 12 sind auf beiden Seiten Längsschlitze 14 vorgesehen deren Längserstreckung in Umfangsrichtung des Steges 2 verläuft. Durch diese Schlitze 14 ragt jeweils eine oder mehrere Schrauben 13, welche in Gewindebohrungen 15 des Steges 2 befestigt sind. Durch das Festziehen der Schrauben 13 wird das Stegrad 3 gegenüber dem Steg 2 fixiert. Nach Lösen der Schrauben 13, von welchen mehrere verteilt auf dem Umfang des Steges 2 vorhanden sind, kann das Stegrad gegenüber dem Steg um einen Betrag in Umfangsrichtung verdreht werden, wodurch sich seine Winkelposition gegenüber dem Steg verändert. Dadurch sind Einstellmöglichkeiten in Bezug auf die Lage der Abreissposition der Abreisswalzen zum Zangenaggregat (nicht gezeigt) möglich. Dies wird später noch näher beschrieben.
[0016] Mit dem Stegrad 3 ist über ein Zwischenrad 37 ein Zahnrad Z im Eingriff und in Antriebsverbindung. Wie schematisch angedeutet ist das Zwischenrad 37 über seine Achse 36 in Lagern L drehbar im Maschinengestell gelagert. Das Zahnrad Z ist drehfest auf einer, über Lagerstellen L im Maschinengestell gelagerten Antriebswelle 20 befestigt. Im Abstand zum Zahnrad Z ist ein weiteres Zahnrad 16 auf der Antriebswelle 20 befestigt, welches mit einem Zahnrad 18 eines Hauptantriebes HA in Antriebsverbindung steht. Dabei wird das, über das, über die Achse 48 im Lager Lx im Maschinenrahmen gelagerte Zahnrad 18 von einem Zahnrad 19 angetrieben, das über eine Welle 38 mit einer zentralen Getriebeeinheit G in Antriebsverbindung steht. Der Antrieb der Getriebeeinheit G erfolgt von einem Motor M aus über die schematisch gezeigte Antriebsverbindung 40.
Selbstverständlich ist dies nur eine von vielen möglichen Ausführungsvarianten des Antriebes. Es ist z.B. auch denkbar anstelle der gezeigten Zahnradpaarungen Riementriebe vorzusehen. Alternativ zu der in Fig. 3gezeigten Einstellmöglichkeit kann auch eine Einsteilvorrichtung vorgesehen sein, wie sie z.B. in Fig. 1 gezeigt wird. Dabei ist das Zahnrad Z mit einer Hohlwelle 22 verbunden, welche einen Flansch 23 aufweist und koaxial zur Antriebswelle 20 verläuft. Dem Flansch 23 steht ein Flansch 25 gegenüber, welcher ebenfalls koaxial zur Welle 20 verläuft und über eine Feder 28, die in eine Nut 29 der Welle 20 ragt, drehfest mit der Welle 20 verbunden ist.
Um eine axiale Verschiebung des Flansches 25 zu unterbinden, ist der Flansch mit einer schematisch angedeuteten Schraube 27 gesichert. Über die schematisch gezeigte Schraubverbindung 24 werden beide Flansche 23, 25 gegeneinander fixiert. Damit ist auch das Zahnrad Z drehfest auf der Welle 20 fixiert. Wie in Fig. 5(Ansicht Y nach Fig. 1) zu entnehmen, ist im Bereich der Schraubverbindung 24 jeweils ein Langloch 30 vorgesehen, über welche nach gelöster Schraubverbindung 24 eine Veränderung der Winkelposition zwischen dem Zahnrad Z und der Welle 20 durchgeführt werden kann. Auch mit dieser Einrichtung ist eine Verschiebung des Abreisszeitpunktes der Abreisswalzen zur Position des Zangenaggregates möglich.
Der Antrieb der Abreisswalzen A1, A2 erfolgt einerseits über das gleichförmig angetriebene Zahnrad Z, das über das Zwischenrad 37 das Stegrad 3 des Steges 2 in Drehbewegung versetzt. Durch diese Drehbewegung werden auch die mit dem Steg 2 verbundenen Lageraufnahmen L1 bis L6 bewegt, in welchen über die Wellen 33, 34, 35 die Planetenräder U1 bis U6 drehbar gelagert sind. Dabei stehen die Planetenräder U1 bis U3 (siehe Fig. 1) mit dem Sonnenrad S1 in Antriebsverbindung, weiches drehfest auf der Welle 5 befestigt ist.
[0017] Das Sonnenrad S2 der zweiten Getriebestufe G2 des Differentialgetriebes 1 ist fest mit einer drehbar gelagerten Hohlwelle 9 verbunden, die sich, wie bereits beschrieben, über die Lager 8 auf der drehbar gelagerten Welle 5 abstützt. Mit dem Sonnenrad S2 stehen die an ihrem Umfang verteilt und im Steg 2 gelagerten Planetenräder U4 bis U6 in Antriebsverbindung. Dabei sind die Planetenräder U4 bis U6 über die Wellen 33, 34, 35 mit den Planetenrädern U1 bis U3 verbunden.
[0018] Am gegenüberliegenden Ende der Hohlwelle 9 ist fix ein Zahnrad Z1 befestigt, welches wiederum mit den Zahnrädern Z2 und Z3 in Antriebsverbindung steht. Die Zahnräder Z2, Z3 sind über die Wellen W1, W2 mit den Abreiswalzen A1.-A2 verbunden. Die Abreisswalzen A1, A2, bzw. die Wellen W1, W2 sind über die schematisch angedeuteten Lager L im Maschinengestell MS gelagert. Die Welle 5, auf welcher das Sonnenrad S1 befestigt ist, ist gleichzeitig die Ausgangswelle einer, dem Differentialgetriebe 1 vorgeschalteten Getriebestufe G3 mit unrunden Zahnrädern 43, 44, die innerhalb eines Gehäuses 4 miteinander im Eingriff stehen. Dabei ist das unrunde Zahnrad 43 drehfest auf der Welle 5 befestigt.
Das unrunde Zahnrad 42 ist drehfest auf einer Welle 44 befestigt, auf welcher an ihrem anderen Ende ein Flansch 50 befestigt ist, über welchen sie über Schrauben 51 mit dem Zahnrad 18 des Hauptantriebes HA fix verbunden ist. Die Welle 44 ist, wie schematisch angedeutet, über das Lager 45 im Maschinenrahmen MS drehbar gelagert. Selbstverständlich können noch weitere Lagerstellen vorgesehen sein. Ebenso sind auch Lagerstellen für die Wellen 5 und 44 innerhalb des Gehäuses 4 vorhanden, was in der Fig. 1 schematisch angedeutet wurde. ' Die Schrauben 51 ragen durch Langlöcher 53 des Flansches 50 (siehe Fig. 4der Ansicht A von Fig. 1), und werden in Gewindebohrungen 55 aufgenommen, die im Zahnrad 18 vorgesehen sind. Das Zahnrad 18 ist drehbar über das Lager Lx im Maschinenrahmen über die Achse 48 gelagert.
Dabei verlaufen die Drehachsen der Welle 44 und der Achse 48 achsparallel zueinander. Der gleichförmige Antrieb des Zahnrades 18 erfolgt, wie bereits beschrieben, über das Zahnrad 19, das über die Welle 38 mit einem Getriebe G verbunden ist, das durch den Antriebsmotor M mit einer gleichförmigen Drehzahl angetrieben wird.
[0019] Anstelle der bereits in Fig. 3und Fig. 5gezeigten möglichen Verstelleinrichtungen kann eine Einstellvorrichtung vorgesehen sein zur Verstellung der Bewegungskurve der Abreisswalzen wie sie in Fig. 4gezeigt ist. Nach Lösen der Schrauben 51 kann der Flansch 50 über die Langlöcher 53 um einen bestimmten Drehwinkel gedreht werden, um anschliessend in dieser neuen Lage wieder durch Anziehen der Schrauben 51 fixiert zu werden. Zwischen dem Flansch und dem Zahnrad 18 können Markierungen vorgesehen sein (nicht gezeigt) über welche eine entsprechende Verstellung bestimmt werden kann. Mit dieser Verstellung kann die Bewegungskurve der Abreiszylinder gegenüber der Bewegungskurve des Zangenaggregates, welches ebenfalls vom Hauptantrieb HA angetrieben wird, verschoben werden.
[0020] Eine solche Bewegungskurve der Abreisswalzen ist z.B. in Fig. 6 gezeigt, welche über den Verlauf eines Kammspieles KS darstellt. Im ersten Bereich führen die Abreisswalzen eine Rückwärtsbewegung aus, wodurch das bereits gebildete Faservlies in Richtung des Zangenaggregates zurückbefördert wird. Dann erfolgt eine Reversierbewegung und die Abreisswalzen bewegen sich vorwärts um den Abreisvorgang durchzuführen. Der die Null-Linie überragende Betrag stellt dann den eigentlichen Förderbetrag des Faservlieses dar.
[0021] Durch diese Verstellung kann insbesondere der Abreisszeitpunkt der Abreisswalzen A1, A2 variiert werden.
[0022] Über die Getriebestufe G3 mit den unrunden Zahnrädern 42, 43 wird die vom Zahnrad 18 über 44 abgenommene gleichförmige Drehbewegung auf das unrunde Zahnrad 42 übertragen. Diese wird in Zusammenwirken mit dem in Eingriff befindlichen unrunden Zahnrad 43 bei der Getriebestufe G3 in eine ungleichförmige Drehbewegung umgesetzt, die über die Welle 5 auf das Sonnenrad S1 übertragen wird. Gleichzeitig wird ebenfalls vom Zahnrad 18 aus eine gleichförmige Drehbewegung über das Zahnrad 16 auf die Welle 20 und somit auf das Zahnrad Z übertragen. Das Zahnrad Z überträgt die diese gleichförmige Drehbewegung über das Zwischenrad 37 und das Stegrad 3 auf den Steg 2 des Differentialgetriebes 1, wodurch die Planetenräder LH bis U3 um das Sonnenrad S1 bewegt werden.
Dabei entsteht eine resultierende ungleichförmige Drehbewegung der Planetenräder U1 bis U3, welche diese an die mit ihnen verbundene Planetenräder U4 bis U6 übertragen. Die Planetenräder U4 bis U6 übertragen die so erzeugte ungleichförmige Bewegung (Pilgerschrittbewegung) auf das Sonnenrad S2, welches diese über die Welle 9 und das Zahnrad Z1 an die Zahnräder Z2 und Z3 der Abreisswalzen überträgt.
[0023] Durch die entsprechende Gestaltung der unrunden Zahnräder 42, 43 der Getriebestufe G3 ist es möglich den Verlauf der Bewegungskurve (Fig. 6) der Abreisswalzen derart zu optimieren, so dass die Antriebsbelastung, bzw. die aufzubringenden Drehmomente erheblich reduziert werden können, wie dies schematisch im Diagramm der Fig. 7 gezeigt wird. Dabei wird der Verlauf der Drehmomente M (Nm) über ein Kammspiel aufgezeigt, welches in 40 Index unterteilt ist. Die mit einem durchgezogen Strich gezeichnete Kurve zeigt dem Verlauf der vorhandenen Drehmomente bisheriger Antriebslösungen auf. Die gestrichelt gezeichnete Kurve zeigt den Drehmomentverlauf auf, welche unter der erfindungsgemäss beanspruchten Verwendung der Antriebseinheit mit unrunden Zahnrädern erzielt wurde.
Damit können die Drehmomentbelastungen auf der positiven, wie auch auf der negativen Seite erheblich reduziert werden. Daraus resultiert eine geringere Belastung der Antriebselemente und ermöglicht auch eine Erhöhung der Kammspielzahl ohne Überlastung der mechanischen Elemente.
[0024] Durch die Verwendung einer solchen Getriebestufe mit unrunden Zahnrädern für den ungleichförmigen Antrieb des ersten Sonnenrades des Differentialgetriebes ist es möglich, durch die freie Gestaltungsmöglichkeit in dieser Getriebestufe optimale Antriebskriterien zu schaffen um die bereits beschriebenen Vorteile zu erhalten.
The invention relates to a drive device for generating a pilgrim movement for the Abreisswalzen a combing machine according to the preamble of claim 1.
For the tear-off and soldering process in a combing machine lead the Abreisswalzen a pilgrim movement through. In other words, before a further tear-off operation, the already formed nonwoven fabric is returned by a certain amount in the direction of the nipper unit in order to connect a new fiber package to the end of the nonwoven fabric. This requires a very special drive to produce such a pilgrim movement for the Abreisswalzen. Here, the Abreisszeitpunkt the new fiber package, as well as the tear rate of Abreisswalzen tune exactly to the forceps and circular comb movement to obtain a desired solder joint, or to obtain a qualitatively uniform nonwoven fabric.
In DE-PS 1 685 575 an embodiment has been described, wherein this movement is generated using a differential gear. In this case, the web of the differential gear, in which the sun gears are rotatably mounted, driven by a uniformly driven gear which is in driving connection with a web wheel connected to the web. The gear sits in the present case against rotation on the drive shaft of the circular comb.
In the driven web a plurality of planet gears are rotatably mounted, which are in engagement with the respective sun gear. An eccentric drive communicating with a lever gear transmits non-uniform motion to the differential gear axis and thus to a first sun gear connected thereto. About this non-uniform motion, the previously described uniform drive movement is superimposed and generates the desired pilgrim movement for the Abreisswalzen. This gear design has proven itself for many years, but requires a complex and stable design to absorb the resulting high acceleration forces can. In addition, friction forces are present at each of the joints within the lever mechanism, through which the required power must be increased.
With ever higher demands on the Kammspielzahlen the limits of the load capacity of this gear design are also reached at some point. In addition, the degree of freedom in the design of the movement curve of the Abreisswalzen is limited by the use of the known lever mechanism.
There are also other proposals have been made to realize the pilgrim movement with other means and gear units. On the one hand, it has been proposed to drive the tear-off rollers directly via one or more electric motors. Such a solution is z. B. from EP-374 723. Furthermore, from US-PS 3 604 063 a variable gear unit is known, wherein special cam and cam gear units are used to achieve the desired pilgrim step movement.
From US-PS 1,818,555 an embodiment is known, wherein a constant rotational movement of a drive axle is converted using a differential gear with non-circular gears in a pilgrim movement. This Pilgerschrittbewegung is transmitted via a, connected to a sun gear output shaft and a subsequent gear stage on the Abreisswalzen. Furthermore, in the published CN-200710 022 458.7 an apparatus has been described, which, equivalent to the cited US'555, the use of a differential gear with gear stages with non-circular gears is proposed. The only difference to the US'555 is only that the drive of the web takes place via an outer web wheel, while in the solution of US'555 the drive of the web takes place via a central shaft.
Although in the described solutions of US'555 and CN'458.7 a corresponding pilgrim step movement can be achieved based on the gear stages used with non-circular gears, but such a solution in the transferability of high powers and thus high torque is limited, as it Here mechanically not possible to use more than one planetary gear. In addition, the adjustability of the drive movement of the Abreisswalzen is contrary to the solution according to the already described US-PS 1 818 555 limited.
The invention now has the task of improving the known solutions and to propose a device for driving the Abreisswalzen, which on the one hand, a reduction in the previously required torques (benefits) includes while increasing the degree of freedom in the design of the movement curve of the Abreisswalzen. Ie. It is thus intended to achieve an optimized movement curve of the tear-off rollers with lower torque loads.
This object is achieved by proposing that the drive unit for the sun gear of the first gear stage of the differential gear is formed from a gear stage with non-circular gears, which transforms a uniform rotational movement of a main drive in a non-uniform rotational movement. The proposed use of a transmission with a gear stage with non-circular gears, instead of the known use of a lever mechanism in conjunction with an eccentric, it is possible to maintain a previously proven per se drive structure. At the same time achieved with the proposed use of the gear stage with non-circular gears previously unknown optimization possibilities with respect to the reduction of the drive load and with respect to the adjustment of the movement curve of the Abreisswalzen.
Furthermore, it is proposed that the drive element for the web consists of a drive shaft on which a fixed gear, which is directly or indirectly in drive connection with a web wheel of the web of the differential gear. The term "indirectly" can z. As an intermediate fall, which is interposed between the gear shaft fixed to the drive shaft and the web to z. B. to transmit a required direction of rotation to the web wheel.
In this case, the drive shaft may have a further drive wheel, which is in drive connection with a drive element of the main drive, which is at the same time in drive connection with the gear stage with non-circular gears. Thus, the synchronization of the two drive paths is ensured, since both are removed from the same drive element of the main drive, without further drive elements are interposed.
Furthermore, it is proposed that the drive element of the main drive consists of a rotatably mounted in the machine frame gear, which is driven by further means of a central drive motor (main drive), wherein the axis of rotation of the gear coaxial with the input shaft of the gear stage with the non-circular gears runs and the other drive wheel of the drive shaft is designed as a gear which is in drive connection with the gear of the main drive. However, it is also an embodiment conceivable in which the gear of the main drive is mounted directly on the input shaft of the gear stage with the non-circular gears.
To obtain an adjustment, in particular for adjusting the Abreisszeitpunktes the Abreisswalzen against the forceps movement is proposed that the input shaft of the gear stage is connected via releasable fasteners rotatably connected to the gear of the main drive. The fastening means can be provided with guides which allow an adjustment of the angle of rotation between the input shaft and the gear of the main drive with dissolved fasteners. Thus, it is possible to move the cycle of movement of the Abreisswalzen against the Zangehbewegung. The drive of the pliers is also coupled to the main drive.
A displacement of the movement cycle of the Abreisswalzen can alternatively also be achieved if that the gear is releasably secured on the drive shaft via fastening means and the angular position between the drive shaft and the gear via means is adjustable.
To adjust the cycle of movement of the Abreisswalzen may alternatively be used another embodiment, wherein it is proposed, the web wheel on the web (2) of the differential gear (1) via means (13) releasably secure and - in the circumferential direction of the web ( 2) - to provide adjustable relative to the web in its angular position via adjusting means (12, 14). Further advantages of the invention will be shown with reference to the following embodiments and described in more detail.
[0014] In the drawings:
<Tb> FIG. 1 <sep> is a schematic sectional view of a device designed according to the invention
<Tb> FIG. 2 <sep> is a side view X of Fig. 1on the gear with non-circular gears
<Tb> FIG. Fig. 3 is an enlarged partial view of Fig. 1 with an example of the mounting and adjustment for the web gear of the differential gear
<Tb> FIG. 4 shows a view A according to FIG. 1 on the drive wheel 18
<Tb> FIG. 5 <sep> is a side view Y of Fig. 1on the differential gear
<Tb> FIG. 6 <sep> a diagram with a curve of the tear roller movement during a comb play
<Tb> FIG. 7 <sep> a diagram with the torque load of the drive for the pull-off rollers during a comb play
Fig. 1 shows a differential gear 1 with a circumferential web 2 which is rotatably mounted on one side on the bearing 6. The bearing 6 is supported on a central shaft 5, which is rotatably mounted in the present case on the bearings 10, 11 in the machine frame MS. On the other side of the web 2 is rotatably mounted on a bearing 7. The bearing 7 is supported on a hollow shaft 9, which is supported on the schematically indicated bearings 8 on the already cited shaft 5. Of course, a variety of other storage options would be conceivable. The circumferential web 2 is provided with a web wheel 3, which is fixedly connected to the web. Another alternative is shown in an enlarged view in Fig. 3, wherein the web wheel 3 is provided with a protruding base body 12.
At the web-projecting part of the base body 12 longitudinal slots 14 are provided on both sides whose longitudinal extent in the circumferential direction of the web 2 extends. Through these slots 14 in each case one or more screws 13, which are fastened in threaded bores 15 of the web 2. By tightening the screws 13, the web wheel 3 is fixed relative to the web 2. After loosening the screws 13, of which several distributed on the circumference of the web 2 are present, the web wheel can be rotated relative to the web by an amount in the circumferential direction, whereby its angular position relative to the web changed. As a result, adjustments are possible in relation to the position of the tear-off position of the tear-off rollers for the nipper unit (not shown). This will be described later in more detail.
With the web wheel 3 is via an intermediate gear 37, a gear Z in engagement and in drive connection. As indicated schematically, the intermediate wheel 37 is mounted rotatably in the machine frame via its axis 36 in bearings L. The gear Z is rotatably mounted on a, mounted on bearings L in the machine frame drive shaft 20. At a distance from the gear Z, a further gear 16 is mounted on the drive shaft 20, which is in drive connection with a gear 18 of a main drive HA. In this case, via the mounted on the axis 48 in the bearing Lx in the machine frame gear 18 is driven by a gear 19 which is connected via a shaft 38 to a central gear unit G in drive connection. The drive of the transmission unit G is carried out by a motor M via the drive connection 40 shown schematically.
Of course, this is just one of many possible variants of the drive. It is e.g. also conceivable to provide belt drives instead of the gear pairs shown. As an alternative to the adjustment option shown in FIG. 3, it is also possible to provide an adjustment device, as is known e.g. in Fig. 1 is shown. In this case, the gear Z is connected to a hollow shaft 22, which has a flange 23 and extends coaxially to the drive shaft 20. The flange 23 is opposite to a flange 25, which is also coaxial with the shaft 20 and rotatably connected to the shaft 20 via a spring 28 which projects into a groove 29 of the shaft 20.
In order to prevent an axial displacement of the flange 25, the flange is secured by a screw 27 indicated schematically. Via the screw connection 24 shown schematically, both flanges 23, 25 are fixed against each other. Thus, the gear Z is fixed in rotation on the shaft 20. As can be seen in FIG. 5 (view Y according to FIG. 1), an oblong hole 30 is provided in the region of the screw connection 24, via which a change in the angular position between the toothed wheel Z and the shaft 20 can be carried out after the threaded connection 24 has been released. Even with this device, a shift of the Abreisszeitpunktes the Abreisswalzen to the position of the nipper unit is possible.
The drive of the Abreisswalzen A1, A2 takes place on the one hand via the uniformly driven gear Z, which sets the web wheel 3 of the web 2 in rotary motion via the intermediate gear 37. As a result of this rotational movement, the bearing receivers L1 to L6 connected to the web 2 are also moved, in which the planetary gears U1 to U6 are rotatably mounted via the shafts 33, 34, 35. Here, the planet gears U1 to U3 (see Fig. 1) with the sun gear S1 in drive connection, soft rotationally fixed on the shaft 5 is fixed.
The sun gear S2 of the second gear stage G2 of the differential gear 1 is fixedly connected to a rotatably mounted hollow shaft 9, which, as already described, is supported via the bearings 8 on the rotatably mounted shaft 5. With the sun gear S2 are distributed on its circumference and stored in the web 2 planet gears U4 to U6 in drive connection. In this case, the planet gears U4 to U6 via the shafts 33, 34, 35 connected to the planetary gears U1 to U3.
At the opposite end of the hollow shaft 9 is fixedly fixed a gear Z1, which in turn is in drive connection with the gears Z2 and Z3. The gears Z2, Z3 are connected via the shafts W1, W2 with the Abwalwalzen A1.-A2. The Abreisswalzen A1, A2, and the waves W1, W2 are mounted on the schematically indicated bearings L in the machine frame MS. The shaft 5, on which the sun gear S1 is mounted, is at the same time the output shaft of a transmission stage G3, which is connected upstream of the differential gear 1, with non-circular gears 43, 44, which engage with one another within a housing 4. The non-circular gear 43 is rotatably mounted on the shaft 5.
The non-circular gear 42 is rotatably mounted on a shaft 44 on which at its other end a flange 50 is fixed, via which it is fixedly connected via screws 51 to the gear 18 of the main drive HA. The shaft 44 is, as indicated schematically, rotatably supported by the bearing 45 in the machine frame MS. Of course, even more bearings can be provided. Likewise, bearings for the shafts 5 and 44 are present within the housing 4, which was indicated schematically in FIG. The bolts 51 protrude through slots 53 of the flange 50 (see FIG. 4 of view A of FIG. 1) and are received in threaded bores 55 provided in the gear 18. The gear 18 is rotatably supported via the bearing Lx in the machine frame via the axis 48.
The axes of rotation of the shaft 44 and the axis 48 are parallel to each other axially. The uniform drive of the gear 18, as already described, via the gear 19, which is connected via the shaft 38 with a gear G, which is driven by the drive motor M at a uniform speed.
Instead of the already shown in Fig. 3 and Fig. 5 possible adjustment means may be provided for adjusting the movement curve of the Abreisswalzen as shown in Fig. 4. After loosening the screws 51, the flange 50 can be rotated about the slots 53 by a certain angle of rotation to be fixed in this new position again by tightening the screws 51. Between the flange and the gear 18 markings may be provided (not shown) via which a corresponding adjustment can be determined. With this adjustment, the movement curve of the Abreiszylinder against the movement curve of the nipper unit, which is also driven by the main drive HA, be moved.
Such a movement curve of the tear-off rollers is e.g. in Fig. 6, which illustrates the course of a comb play KS. In the first area, the tear-off rollers perform a backward movement, as a result of which the already formed nonwoven fabric is returned in the direction of the nipper unit. Then, a reversing movement and the Abreisswalzen move forward to perform the Abreisvorgang. The amount exceeding the zero line then constitutes the actual delivery amount of the fiber fleece.
By this adjustment, in particular the tear-off time of the tear-off rollers A1, A2 can be varied.
About the gear stage G3 with the non-circular gears 42, 43, the gear 18 via 44 removed uniform rotational movement is transmitted to the non-circular gear 42. This is converted in cooperation with the engaged non-circular gear 43 in the gear stage G3 in a non-uniform rotational movement, which is transmitted via the shaft 5 to the sun gear S1. At the same time is also transmitted from the gear 18 from a uniform rotational movement via the gear 16 to the shaft 20 and thus to the gear Z. The gear Z transmits this uniform rotational movement via the intermediate gear 37 and the web wheel 3 on the web 2 of the differential gear 1, whereby the planetary gears LH to U3 are moved about the sun gear S1.
This results in a resulting non-uniform rotational movement of the planet gears U1 to U3, which transmit them to the planetary gears U4 connected to them U6. The planet gears U4 to U6 transmit the thus generated non-uniform movement (pilgrim step movement) on the sun gear S2, which transmits them via the shaft 9 and the gear Z1 to the gears Z2 and Z3 of the Abreisswalzen.
By the corresponding design of the non-circular gears 42, 43 of the gear stage G3, it is possible to optimize the course of the movement curve (Fig. 6) of the Abreisswalzen so that the drive load, and the torques to be applied can be significantly reduced, such as this is shown schematically in the diagram of FIG. 7. The course of the torques M (Nm) is shown by a comb play, which is divided into 40 index. The drawn with a solid line curve shows the course of the existing torques of previous drive solutions. The dashed curve shows the torque curve, which was achieved under the claim claimed in the invention using the drive unit with non-circular gears.
Thus, the torque loads on the positive, as well as on the negative side can be significantly reduced. This results in a lower load on the drive elements and also allows an increase in Kammspielzahl without overloading of the mechanical elements.
By using such a gear stage with non-circular gears for the non-uniform drive of the first sun gear of the differential gear, it is possible to create optimal drive criteria by the free design option in this gear stage to obtain the advantages already described.