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In einer Kraftübertragung angeordnete Überlast-Rutschkupplung, insbesondere
im Fahrantrieb von Schleppern Die Erfindung bezieht sich auf eine in einer Kraftübertragung
angeordnete überlast-Rutschkupplung, insbesondere im Fahrantrieb von Schleppem,
die durch eine Preßpassung zwischen zylindrischen oder kegeligen Flächen gebildet
wird.
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Fahrantriebe von Schleppern können nicht mehr so bemessen werden,
daß sie durch das maximale Drehmoment des Motors bzw. durch das Rutschmoment der
Motorkupplung gegen überlastung geschützt sind. In den niedrigen Gängen des Stufengetriebes
des Fahrantriebes darf das volle Leistungsmoment des Motors nicht auf den Boden
übertragen werden, insbesondere wenn Greifer benutzt werden. In diesen Fällen können
Beanspruchungen auftreten, die erheblich höher sind als die, für welche der Fahrantrieb
wirtschaftlich bemessen werden kann. Dem normalen Antriebsmoment können bei gesperrtem
AusgleichEetriebe unter Umständen Verspannungen der jesatiten Hinterachse bei Kurvenfahrt
überlagert sein. Hierzu kommt noch die Tatsache, daß der Motor eines Schleppers
zu einem steigenden Anteil für den Antrieb angebauter oder angehängter Geräte über
eine Zapfwelle herangezogen wird. Das Leistungsmoment ist dann unter Umstän&n
sogar wesentlich größer, als in den höheren Gangstufen auf den Erdboden übertragen
werden kann. Alle diese Gründe führen zu der Notwendigkeit, den Fahrantrieb durch
eine geeignete Rutschkupplung vor Bruch zu schützen.
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Es ist zwar schon bei einem Triebwerk für Fahrwuge bekanntgeworden,
in den Antrieb des AusgWehgetriebes oder der Treibräder eine überlast-Rutschkupplung
einzubauen. Die hierzu vorgeschlagene überlast-Rutschkupplung besteht im wesentlichen
aus einem auf einer getrennt gelagerten Welle fest angebrachten, mit einem Innenkegel
versehenen Kupplungsteil, einem in diesem steckenden, auf einer ebenfalls getrennt
gelagerten Welle verschiebbar angebrachten, über eine Paßfeder mitgenommenen, mit
einem Außenkegel versehenen Kupplungsteil und einer diese Kegelflächen anpressenden
Feder. Diese überlastkupplung weist den Nachteil auf, daß neben der baulichen Aufwendigkeit,
die in der durch den Aufbau bedingten besonderen Lagerung der Welle und der zur
Vorspannung der Kupplungsteile erforderlichen Feder besteht, bei längerem Durchrutschen
die Kegelflächen durch Überhitzung zu fressen beginnen. Beim Fressen entsteht dabei
eine Aufrauhung der Kegeloberflächen und damit eine Vergrößerung des Reibungsbeiwertes,
womit die Kupplung im Gegensatz zur bestimmten Aufgabe ein größeres Drehmoment überträgt,
so daß Gefahr für die Triebwerksteile entsteht.
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Es wurde ferner bereits bei einer überlast-Rutschkupplung für allgemeine
Zwecke bekannt, die gleichfalls aus einem unter Federvorspannung stehenden kegeligen
Innen- und Außenteil besteht, das kegelige Außenteil auf dem Innenteil zu lagern.
Die dabei zur Vorspannung verwendete Feder soll hierbei mittels einer besonderen
Stellmutter so eingestellt werden, daß beim überschreiten eines bestimmten Drehmomentes
ein Durchrutschen der Kupplung eintritt. Bei dieser Kupplung ist zwar die baulich
aufwendige besondere Lagerung für eines der Kupplungsteile vermieden, jedoch liegt
hier gleichfalls der Nachteil vor, daß zur Anpressung der Kupplungsteile die Baulänge
der Kupplung vergrößernde Elemente erforderlich sind. Ebenfalls kann bei dieser
Kupplung beim Durchrutschen durch überhitzung ein Fressen der Kegelflächen mit den
sich daraus ergebenden Folgen eintreten. Des weiteren ist auch wie bei der vorher
beschriebenen Kupplung zur Mitnahme des inneren Kupplungsteiles von der antreibenden
Welle ein besonderes Konstruktionselement erforderlich. Zudem bestimmt bei einer
solchen Kupplung die Axialkomponente der Einstellmutter den Durchmesser der zur
Anpressung erforderlichen Bauelemente, so daß sich bei großen übertragungsdrehmomenten
sperrige Elemente ergeben.
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Ebenfalls ist es bei einer anderen überlast-Rutschkupplung zur Kleinhaltung
ihrer radialen Erstreckung bekanntgeworden, zwei konzentrische Kupplungshälften
mittels zwischen diesen angeordneter federnde Stahlblechringe zu kuppeln, die eine
vorbestimmte
Vorspannung aufweisen, womit das maximale übertragbare
Drehmornent festgelegt ist. Bei dieser Kupplung liegt gleich der vorher beschriebenen,
abgesehen von der begrenzten Verwendungsmöglichkeit für kleine zu übertragende Drehmomente,
der Nachteil vor, daß beim Durchrutschen durch starkes Erwärmen ein gegenseitiges
Fressen der Oberflächen mit den sich daraus ergebenden Folgen eintritt. Es ist gleichfalls
hierbei von Nachteil, daß zur Kraftübertragung ein spezieller Stahlblechring erforderlich
ist, der bei intermittierenden radialen Stößen, wie sie beispielsweise bei der Hinterachse
eines Schleppers auftreten, durch seine dauernde Verformung eine Paßrostbildung
an den Kraftübertragungsflächen der Kupplungshälften verursacht.
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Es ist eine weitere Überlast-Rutschkupplung bekanntgeworden, bei der
die Kraftübertragung von einem zylindrischen Innenteil auf das konzentrische zylindrische
Außenteil über ein zwischen den beiden mit radialer Vorspannung eingebautes hülsenförnüges
Gummielement erfolgt. Hierbei weist das Gummielement an derKraftübertragungsfläche,
die beiüberlast durchrutschen soll, mehrere über den Umfang verteilte, sich über
die gesamte Länge erstreckende, keilförmig über den Umfang auslaufende Nuten auf,
die mit einem Schmierrnittel ausgefüllt sind, indem die Kupplung umläuft. Diese
Nuten dienen dazu, daß beim Durchrutschen bei Überlast durch hydrodynamüsche Wirkung
ein Schmierfilm zwischen den Kraftübertragungsflächen aufgebaut wird, der ein Fressen
der Flächen verhindern soll. Diese Kupplung weist den Nachteil auf, daß auch deren
baulicher Aufwand groß ist, der in dem Gummiteil und den zur radialen Vorspannung
dieses erforderlichen Elementen besteht. Ebenfalls eignet sich eine solche Kupplung
nur für bestimmte Anwendungsfälle, da das hülsenförrnige Gummiteil nur in bestimmten
Flüssigkeiten bei begrenzten Temperaturen verwendbar ist.
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Ebenfalls wurde eine überlast-Rutschkupplung bekannt, bei der zwischen
zwei axial fixierten, teils umhüllenden hülsenförmigen Kupplungsteilen zur Kraftübertragung
von der inneren auf die äußere Hülse mehrere über, den Umfang verteilte bogenförmige
Gleitschuhe angeordnet sind, die von durchgehenden Längsnuten des Innenteiles mitgenommen
werden und radial mittels eines axial verspannten Gummielementes an die Hülse des
äußeren Teiles angepreßt werden. Die Längsnuten im Innenteil der Kupplung, die mit
einem Schmiermittel gefüllt ist, weisen dabei eine wesentlich größere Breite als
die Gleitschuhe auf, so daß beim übertragen eines über der zulässigen Größe liegenden
Drehmomentes ein Kippen der Gleitschuhe in den Nuten erfolgt und diese mit ihrer
Vorderkante an der Innenfläche des äußeren Kupplungsteiles schaben. Diese Kupplung
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weist neben der baulichen Aufwendigkeit den Nachteil auf, daß durch das
Schaben der Vorderkante am äußeren Teil trotz des in der Kupplung vorhandenen Schmiermittels
eine starke Erwärmung mit dem daraus folgenden Fressen der Kraftübertragungsflächen
erfolgt. Ebenfalls liegt, bedingt durch die Verwendung eines Gummielementes zur
Anpressung der Gleitschuhe, auch noch der Nachteil vor, daß die Kupplung auch nur
für begrenzte Betriebstemperaturen verwendbar ist.
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Es wurde ferner eine im Drehwinkel nachgiebige Kupplung bekannt, bei
der die Kraftubertragung zwischen den ineinandergreifenden zylindrischen Hälften
über mehrere zwischen die beiden ffälften geschaltete Federringe erfolgt, die auf
ihrem ganzen Umfang in die zylindrischen Hälften eingepaßt sind und nur auf Druck
beansprucht sind. Zur Vermeidung eines Fressens der Kraftübertragungsflächen weist
dabei die äußere Hälfte ringförrnige Schmiernuten auf, über die das zugeführte Schmiermittel
zwischen die Kraftübertragungsflächen gebracht wird. Diese Kupplung weist ebenfalls
den Nachteil der baulichen Aufwendigkeit auf. Zudem ist eine hydrodynamische Schmierwirkung
zwischen dien Kraftübertragungsflächen, bei der diese voneinander abheben, nicht
gewährleistet, so daß es bei längerem Betrieb zu Freßerscheinungen an den Kraftübertragungsflächen
kommt.
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Sodann ist es noch bei einer überlast-Rutschkupplung bekanntgeworden,
zur Kraftübertragung zwischen zwei axial fixierten, konzentrischen, zylindrischen
Kupplungsteilen einen radial durch Schrumpfung vorgespannten Reibring zu verwenden.
Der Reibring ist bei dieser Kupplung so vorgespannt daß bei einem vorbestimmten
Drehmoment ein Durchrutschen der Kupplung erfolgt. Diese Kupplung weist neben dem
großen baulichen Aufwand den, bereits vorausgehend beschriebenen Nachteil auf, daß
bei längerem Durchrutschen eine starke Erwärmung mit nachfolgendem Fressen der Kraftübertragungsflächen
eintritt.
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Ausgehend von diesem bekannten Stand der Technik, ist es Aufgabe der
Erfindung, insbesondere für den Fahrantrieb eines Schleppers eine mittels einer
Preßpassung gebildete Überlast-Rutschkupplung zu schaffen, die bei geringstem baulichem
Aufwand ein Höchstmaß an Betriebssicherheit erbringt.
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Die Aufgabe wird dadurch gelöst, daß die Preßpassung unmittelbar zwischen
der Nabenbohrung eines Triebwerksteiles und seiner Welle vorgesehen ist und in spitzem
Winkel in Umfangsrichtung in die Passungsfuge auslaufende Ausnehmungen für eine
hydrodynamische Schmierung über die Breite der Preßpassung aufweist. Eine solche
Verbindung hat den grundsätzlichen Vorzug, daß zwischen den beiden Kupplungsteilen
zusätzliche Kraftübertragungselernente gespart werden, die bei einer Verwendung
für den Fahrantrieb von Schleppern einen erheblichen Kostenaufwand verursachen würden.
Der Aufbau der erfindungsgemäßen Kupplung erbringt weiterhin den Vorteil, daß auf
Grund der vorgesehenen hydrodynamischen Schmierwirkung zwischen den Kraftübertragungsflächen
es nicht zu starker Erwärmung kommt, womit ein Fressen derselben vermieden wird.
Ein weiterer Vorteil der Kupplung besteht darin, daß sie gegenüber starken Stößen
unempfindlich ist und sich somit besonders für den Einbau in die Hinterachse eines
Schleppers eignet.
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Zur Abstimmung des Rutschmomentes auf die erforderliche Größe kann
es vorteilhaft sein, daß die Preßpassung in an sich bekannter Weise einen wesentlich
größeren Durchmesser hat als die übrige Wolle. Es ist ferner denkbar, daß mindestens
zwei Pre8-passungen von unterschiedlichen Haftreibungsmomenten konzentrisch ineinander
angeordnet sind. Zunächst rutscht die Preßpassung mit dem losesten Sitz. Wenn diese
sich erwärmen sollte und damit die Schmierung verschlechtert würde, kommt die nächste
Preßpassung zum Rutschen.
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Eine veränderbare Einstellung bzw. Nachstellung des maximalen Reibungsmomentes
erzielt man bei
der erfindungsgemäßen Kupplung dadurch, daß die
Preßpassung, wie für sich bekannt, eine doppelseitig schwach kegelige Gestalt hat.
Bei einseitig kegeHger Preßpassung wird die axiale Kraft durch ein Axiallager oder
einen Bund aufgenommen, der in Achsrichtung einstellbar ausgebildet sein kann.
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Bei Verwendung einer Preßverbindung im Sinne der Erfindung als Rutschkupplung
ist es naturgemäß wichtig, daß das maximal übertragbare Drehmoment in möglichst
engen Grenzen bestimmbar ist. Dies geschieht in Weiterbildung der Erfindung dadurch,
daß die Preßpassung unter plastischer Verformung des Außenteiles der Preßpassung
hergestellt ist. Es läßt sich nachweisen, daß in den Grenzen der unvermeidlichen
Herstellungstoleranzen von Außen- und Innenteil auf diese Weise wesentlich kleinere
Unterschiede der übertragbaren Reibungsmomente erzielt werden können, als wenn die
Preßpassung nur unter elastischer Verformung der beiden Teile hergestellt wurde.
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Ein weiteres Problem liegt in der schon vorher erwähnten Schwierigkeit
der Wärrneabführung. Nach der Erfindung ist in den Ausnehmungen der Preßpassung
ein Schrniermittel oder ein anderer Werkstoff für eine Verminderung der Reibung
der Bewegung vorgesehen. Nachdem die Kupplung zu rutschen begonnen hat, kann damit
die bis zum Stillsetzen des Antriebes in Wärme umgesetzte Kupplungsenergie so weit
vermindert werden, daß ein Pressen der Preßpassung auf jeden Fall vermieden wird.
Außer flüssigen Schrrüerstoffen kommen für diesen Zweck z. B. als Schmierstoff Metalle
von niedriger Schmelztemperatur, wie Zinne oder Woodsches Metall, in Betracht, womit
eine wartungsfreie Schrnierung gewährleistet wäre.
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In den Zeichnungen sind mehrere Ausführungs-und Anwendungsbeispiele
des Erfindungsgedankens dargestellt.
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Abb. 1 und 2 zeigen eine Preßpassung mit Schmiernuten in
je einem Längsschnitt des Außenteils und eine Endansicht; Abb.
3 ist eine Endansicht mit abgewandelter Gestalt des Wellenquerschnittes;
in Abb. 4 ist eine Anwendung der erfindungsgemäßen Rutschkupplung auf eine Achsantriebswelle
für 4
Schlepper in einem Längsschnitt dargestellt.
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Die weiteren Abbildungen zeigen abgewandelte Ausführungen von Preßpassungen
für denselben Anwendungsfall, und zwar Abb. 5 nüt zwei konzentrisch ineinander
angeordneten Preßpassungen, Abb. 6 mit einseitig kegeligen Paßflächen und
Abb. 7 nüt doppelseitig kegeligen Paßflächen der Preßpassung.
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Nach Abb. 1 und 2 ist ein Maschinenteil 1 bzw. ein Flansch
mit Preßpassung auf dem zylindrischen Ende einer Welle 2 befestigt. An einzelnen
Stellen des Umfanges hat die Welle kleine Anflächungen 3. Die zwischen diesen
Anflächungen und der Bohrung frei bleibenden keilförnügen Räume sind zur Aufnahme
eines Schmiermittels bestimmt, das sich bei einer Überlastung der Reibverbindung
auf Grund der bekannten hydrodynamischen Wirkung zwischen die Paßflächen zieht und
damit den Reibungswert auf einen Bruchteil der vorher wirksamen Reibung der Ruhe
vermindert. Auf diese Weise wird die bis zum Stillsetzen des Antriebes in Reibungswärme
umgesetzte Antriebsenergie entsprechend begrenzt und damit die Gefahr einer übermäßigen
Erwärmung und eines Fressens der beteiligten Maschinenteile vermieden.
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Nach Abb. 3 hat die Welle die Gestalt eines Gleichdicks mit
drei gleichmäßig über den Umfang verteilten Druckflächen der Preßpassung, während
die Bohrung zylindrisch ist. Zur Verkleinerung der Flächenpressung ist der kleinere
Radius der Welle gleich oder fast genau gleich dem Radius der Bohrung ausgeführt,
während der große Radius erheblich größer sein kann, um die den Schmierkeil bildenden
Flächen herzustellen. Es ist selbstverständlich denkbar, daß statt dessen die Welle
zylindrisch und die Bohrung entsprechend einem Gleichdick aus-5 gebildet ist.
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Im Beispiel nach Abb. 4 ist eine Achsantriebswelle 4 einer Schlepperhinterachse
nahe ihrem äußeren Ende in üblicher Weise in einem Kugellager 5
des Achstrichters
gelagert. Das außen vorstehende Teil 6 der Welle trägt den mit Preßpassung
aufgebrachten Flansch 7, der in üblicher Weise zur Befestigung der Brernstrommel.
8 und der Radscheibe 9
dient. Das Teil 6 der Welle hat einen
wesentlich größeren Durchmesser als die übrige Welle, damit im Falle des Durchrutschens
bei Überlastung einerseits große Wärmeübergangsflächen und anderseits große an der
Wärmeaufnahme beteiligte Werkstoffmengen zur Verfügung stehen. Der Flansch
7 ist gegen axiale Verschiebung beiderseits durch Sprengringe 10 ge-
sichert.
In Ringnuten des Flansches eingelegte Dichtringe 11 verhindern einen Schmiermittelaustritt
aus der Preßfuge.
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Das für dieselbe Anwendung bestimmte Beispiel nach Abb.
5 unterscheidet sich von dem vorangehenden dadurch, daß der Flansch
7 nicht unmittelbar auf dem Ende 6 der Welle, sondern über einen dazwischen
auf das Wellenende aufgeschrumpften oder aufgepreßten Ring 12 befestigt ist. Im
Falle einer Überlastung rutscht zunächst die Passung mit dem kleineren Reibungsmoment,
das sich bei Erwärmung jedoch gegebenenfalls so weit vergrößert, daß statt dessen
die andere Passung zu rutschen beginnt. Man kann auf die Weise einer örtlichen Wärmestauung
wirksam begegnen.
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Im Beispiel nach Abb. 6 ist das Ende 15 der Welle schwach
kegelig gestaltet, z. B. mit einer Kegelsteigung von 1:100. Der Axialschub
wird von der äußeren Stirnfläche der Welle auf den mit dem Flansch 7 verschraubten
Deckel 16 übertragen. Ein Schrmiermittel kann durch den Nippe-1
17 zugeführt und über radiale Nuten 18 verteilt werden. Mit Hilfe
von Beilagen 19
zwischen dem Deckel 16 und dem Flansch 7 kann
die Preßpassung ein- oder nachgestellt werden.
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In Abb. 7 hat das Wellenende 20 doppelkegelige Gestalt. Der
Flansch 7 sitzt auf der einen Kegehläche, während ein weiterer Ring 21, auf
dem die Bremstrommel 8 und die Radscheibe 9 zentriert sind, auf der
anderen Kegelfläche mit Preßsitz geführt ist. Ein Deckel 22 ist auf seinem äußeren
Umfang in eine Nut des Ringes 21 eingewalzt.