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Reibungsgetriebe, insbesondere für hohe Drehzahlen Gegenstand der
Erfindung ist ein Reibungsgetriebe, bei dem die Kraftübertragung von einer treibenden
nach einer getriebenen Welle mittels zylindrischer Rollen erfolgt. Da man bei solchen
Getrieben bekanntlich nur mit einem geringen Reibungswart rechnen kann, müssen die
Rollen mit großer Kraft gegen-einander gepreßt werden, aber die damit verbundenen
baulichen Probleme sind bei den bestehenden Bauarten nicht befriedigend gelöst
worden.
Meistens werden die hohen Anpreßkräfte erzeugt durch
entsprechende Belastung der Lager, die deshalb genügend tragfähig sein müssen und
große Abmessungen erhalten, was zu hohen Baugewichten führt und erhebliche Reibungsverluste
bedingt. Da die meistens über Federn erfolgende Belastung der Lager überdies konstant
ist und dem größten zu übertragenden Drehmoment angepaßt sein muß, liegt der Wirkungsgrad
solcher Getriebe bei Teillasten erheblich unter dem bei voller Belastung erzielbaren
Normalwert.
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Es ist zwar ein Rollengetriebe entwickelt worden, bei dem die Rollen
ohne zusätzliche Belastungen der Lager durch einen elastischen Spannring gegeneinander
gepreßt werden, und bei dem auch eine gewisse Anpassung des Anpreßdruckes an das
zu übertragende Drehmoment eintritt. Es besteht jedoch der Nachteil, daß diese Anpassung
nur durch das Auftreten eines momentanen Schlupfes erfolgen kann. Außerdem stellt
der Spannring ein sperriges und ziemlich teu@es Bauteil dar, das überdies an der
eigentlichen nicht teilnimmt. Mit dem Ziele, die hohen Lagerbelastungen zu vermeiden,
wurde vor Jahrzehnten ein Reibungsgetriebe vorgeschlagen, das aus einem umlaufenden
starren Außinring mit innerer
zylindrischer Laufbahn, einer innerhalb
dieses Ringes exzentrisch zu ihm angeordneten zylindrischen Rolle und drei, sowohl
den Außenring als auch die Innenrolle berührenden, in einem gewissen Winkelabstande
voneinander angeordneten Zwischenrollen besteht. Der große Nachteil dieser Bauart
besteht jedoch darin, daß jeder der umlaufenden Rollkörper mit festen Lagerungen
versehen ist. Abgesehen davon, daß demgemäß eine große Anzahl von Lagern benötigt
wird, ist auch eine überaus genaue Herstellung erforderlich, und selbst mit dieser
ist eine gleichzeitige, statisch bestimmte Berührung aller Rollkörper, und somit
der beabsichtigte Ausgleich der Lagerbelastungen physikalisch nicht erreichbar.
Die Höhe der sich ergebenden Anpreßkräfte hängt vielmehr von inneren elastischen
Verformungen des Systems ab, die ihrerseits unerwünscht sind, da sie die genaue
Lind@enberührung der Rollflächen in Frage stellen. Die Erfindung betrifft solche
Reibungsgetriebe mit einem Außenring mit innerer zylindrischer Laufbahn, einer innerhalb
dieses Ringes und exzentrisch zu ihm angeordneten Innenrolle sowie drei in einem
gewissen Winkelabstande voneinander angeordneten, sowohl den Außenring als auch
die Innenrolle berührenden Zwischenrollen, und ist gekennzeichnet dadurch, daß:
1).
in einer zu den Drehachsen der Rollkörper senkrechten Ebene (einer Querschnittsebene,
in der die Rollkörper als Kreise erscheinen) die Summe der translatorischen Freiheitsgrade
der Mittelpunkte der Rollkörper gleich 6 ist, und daß 2). die Exzentrizität der
Innenrolle so bemessen ist, daß die Verbindungslinien der Mittelpunkte des Auß@nringes
und der Innenrolle mit der Mitte mindestens einer mit zwei translatorischen Freiheitsgraden
versehenen Zwischenrolle (Klemmrolle) einen Winkel bilden, der kleiner oder höchstens
gleich ist dem doppelten, für das System gültigen Reibungswinkel.
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Der erste Leitsatz sichert die Lage der Rollkörper relativ zueinander
und relativ zu einem umgebenden Gehäuse unter Verwendung einer Mindestzahl von Lagerungen
sowie die freie Einstellbarkeit aller Laufflächen zueinander, so daß genaue Linienberührung
und genaues Abrollen gewährleistet; sind. Die Rollen können dann
hoch belastet
werden, ohne daß unzulässige Abnutzung zu befürchten ist.
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Der zweite Leitsatz sichert unter allen Betriebsbedingungen
eine
Kraftübertragung ohne Schlupf. Die Definition des Reibungswinkels ist dabei, wie
bekannt:
Hierin bedeutet # den Reibungskoeffizienten, T die an der Berührungsstelle wirkende
tangentiale Antriebskraft und C den zur Vermeidung des Gleitens nötigen Anpreßdruck.
Bei einem nach obigen Grundsätzen konstruierten Reibungsgetriebe sind, wie später
erläutert wird, alle Anpreßdrücke stets proportional dem zu übertragenden Drehmoment,
so daß bei allen Betriebsverhältnissen gute Wirkungsgrade erzielbar sind und die
Lauffläche@niemals unnötig hoch belastet werden. Die wenigen benötigten Lager werden
von den Anpreßkräften nur in geringem Maße zusätzlich belastet. Ein weiteres günstiges
Kennzeichen de@ erfindungsgemäßen Getriebes ist, daß keiner der Rollkörper leer
mitläuft, sondern sie nehmen alle gleichmäßig an der Kraftübertragung teil. Die
vorteilhafteste Kraftübertragung wird erzielt, wenn man den Auß@nring mit der treibenden
und die Genrolle mit der getriebenen Welle
verbindet, oder
umgekehrt. Die Übertragung erfolgt dann also ins Schnelle bzw. ins Langsame. Es
ist aber auch m#glich, irgend eine der anderen Rollen mit dem Antrieb oder Abtrieb
zu verbinden. Dabei ist es normalerweise nötig, wenigstens für eine Seite bewegliche
Kupplungen zu verwenden, um die freie Einstell@arkeit des betreffenden Rollkörpers
nicht zu beeinträchtigen. Der Aufbau des Getriebes ist sehr einfach und die Bearbeitung
der Bestandteile besteht fast ausschließlich in Drehen und Schleifen. Diese Operationen
können ohne besonderen Aufwand auf normalen Werkzeugmaschinen mit großer Genaugigkeit
ausgeführt werden. Hochentwickelte Sondermaschinen, wie z.B. für die Bearbeitung
von Zahnrädern, sind also nicht erforderlich.
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Die freie Einstellbarkeit der zylindrischen Laufflächen sichert stets
genaue Linienberührung, und zur Übertragung großer Drehmomente können die Laufflächen
eine entsprechend vergrößerte axiale Länge erhalten.
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Auch der Zusammenbau des Getriebes wird durch die freie Einstellung
der Rollkörper sehr erleichtert, und fehlerhafte Montage ist praktisch ausgeschlossen.
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Der Erfingan.gsgegsnstand wird anhand der Zeichnungen näher beschrieben,
und zwar bedeuten:
Fig. 1 eine schematische Darstellung des Zusammenbaues
der einfachsten Bauform, Fig. 2 eine Darstellung der im Betrieb wirkenden Kräfte,
Fig. 3 und 4 zwei besonders zweckmäßige Anordnungen der Rollkörper, Fig. 5 und 6
sind schematische Darstellungen von Bauformen, die für beide Drehrichtungen geeignet
sind, Fig. 7 zeigt den Längsschnitt einer baulichen Ausführung für kleinere Drehmomente,
Fig. 8 ist ein Querschnitt VIII-VIII der Fig. 7, Fig. 9 zeigt den Längsschnitt einer
Ausführung für höhere Drehmomente, während Fig. 10 eine Endansicht des Außenringes
und des Lagerträgers der Fig. 9 darstellt, Fig. 11 ist ein axialer Längsschnitt
(XI-XI der Fig. 12) einer weiteren baulichen Ausfühung,
Fig. 12
ist ein Querschnitt XII-X11 von Zig. 11, wobei das Getriebegehäuse fortgelassen
ist.
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Fig. 13 zeigt ausschließlich den Lagerträger der Zig. 12 im Schnitt
XIII-XIII.
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Fig. 14 ist ein Teilschnitt XIV-iIV der Fig. 13. Nach Fig. 1 sind
bei der einfachsten Ausführungsform des Erfindungsgegenstandes die Drehachsen zweier
Zwischenrollen 22 und 23 bei L bzw. M in dem hier nicht dargestellten Ge@riebegehäuse
fest gelagert. Demgemäß haben diese Drehpunkte im Sinne des obigen Leitsatzes 1
beide in der Zeichenebene den translatorischen Freiheitsgrad @u11. Erfindungsgemäß
erhalten nun weder der Außenring 20 noch die Innenrolle 21, n@ch die dritte Zwischenrolle
24 irgendwelche Lagerungen. Sie können sich in der Zeichenebene also zweidimensional
bewegen, besitzen somit je 2 translatorische Freiheitsgrade, so daß die Summe aller
Freiheitsgrade 3 x 2 = 6 ist, wie erforderlich. Nachdem nun zunächst die Rollen.
22 und 23 in ihre feste Lage gebracht sind, können sowohl der Außenring 20 als .auch
die Innenrolle 21 dank ihrer zweidimensionalen Beweglichkeit ganz korrekt mit den
fest gelagerten Rollen
22, 23 in Berührung gebracht werden, wodurch
die Berührungspunkte E, F bzw. H, I, sowie die Mittelpunkte A bzw. D geometrisch
eindeutig festgelegt sind. Die Linie AD stellt dann die Exzentrizität dar, während
NO den geringsten Abstand zwischen der Innenrolle 21 und dem Außenring 20 angibt.
Die ebenfalls zweidimensional bewegliche "Klemmrolle" 24 möge nun von einer Stellung
24a in Richtung 25 auf die Strecke NO zu bewegt werden, bis sie bei G und K den
Ring 20 bzw. die Innenrolle 21 berührt. Offensichtlich ist dann auch die Lage dieser
Rolle eindeutig festgelegt. Wirkt jetzt auf die Rolle 24 eine kleine Kraft P, z.B.
ihr Eigengewicht, so kann diese Kraft in die Komponenten 21 und P2 zerlegt werden,
die in Richtung BG bzw. BD wirken. Es ist ersichtlich, daß die Komponente P1 den
Außenring 20 gegen die Berü@ungspunkte E und F zieht, während P2 die Innenrolle
21 gegen die Punkte H und I drückt. Es kann auch bereits übersehen werden, daß die
infolge von P in den Berührungspunkten E, H und F, I auftretenden Kräfte fast entgegengesetzt
und von etwa gleicher Größenorzdäung sind, so daß die hager L und M kaum belastet
werden.
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Fig. 2 zeigt das gleiche System in etwas vergrößertem
Mastabe,
um die im Betrieb wirkenden Kräfte deutlicher darstellen zu können.
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Der Außenring 20 möge mit dem Antrieb verbunden sein und in Richtung
des Pfeiles 26 umlaufen, wobei im Berührungspunkte G eine tangentiale Triebkraft
T wirken möge.
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Diese wird zerlegt in den in radialer Richtung A G Wirkenden Anpreßdruck
C und in die in Richtung G K wirkende Komponente Q, wobei die geometrischeen Verhältnisse
s@ bestimmt sind, daß T/C gleich oder kleiner ist, als der Reibungswert
Dies ist der Mathematische Ausdruck für den zweiten, oben erwähnten Leitsatz für
die Konstruktion des Getriebes. Seine Anwendung stellt also sicher, daß bei G niemals
Schlupf auftreten kann, da das Verhältnis T/C = µ stets konstant bleibt.
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Verschikbt man nun die Kraft C in den Mittelpunkt A des Außenringes,
so ist ersichtlich, daß ihre in den radialen Richtungen AE und AF wirkenden Komponenten
ihrerseits bei E bzw. F Anpreßkräfte @1 bzw. @2 hervorrufen. Verschiebt man ferner
die Komponente 4 von G nach K,
so kann diese hier wieder
in eine tangentiale und eine radiale Komponente zerlegt werden, die wieder gleich
T bzw. @ sind. Die Kraft T in K zeigt an, daß auf die Innenrolle 21 ein abtreibendes
Drehmoment ausgeübt Wird, während die nach D verschobene Kraft C die radialen Komponenten
Q4 und Q2 ergibt, welche ihrerseits Anpreßdrücke bei H bzw. I hervorrufen.
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Beim Antriebe werden auch in den Punkten E und F tangentiale Kräfte
von gleicher Größenordnung wie T wirksam sein, und infolge des Vorhandenseins der
soeben erwähnten Anpreßkräfte in den Punkten E und H sowie F und I, die also durch
die Wirkung der"Klemmrolle" 24 entstehen, kann auch über die Zwischenrollen 22 und
23 eine schlupffreie Kraftübertragung auf die Innenrolle 21 erfolgen. Es ist auch
ersichtlich, daß die Anpreßkräfte C1 und Q1 sowie C2 und Q2 sich einander weitgehend
aufheben, so daß die Lager bei L und M nur mäßig belastet werden.
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Aus der bisherigen Beschreibung der Fig. 1 und 2 sind die folgenden
Vorteile des erfindungsgemäßen Reibungs-
getriebes klar zu entnehmen:
1). Einfachheit des Aufbaues,
2). Leichte Herstellbarkeit der Bestandteile,
3). Leichter Zusammenbau, 4). Selbsttätige und genaue Einstellung der umlaufenden
Teile zueinander, 5). Mäßige lagerbelastungen, 6). Gleichmäßige Vertelung der Kraftübertragung
auf alle rotierenden Teile, 7). Unverändertes Verhältnis der tangentialen Antriebskräfte
zu den Anpreßkräften bei allen Betriebsbedingungen. _ _ Ein weiteres sehr wichtiges,
aus der Geometrie des Getriebes sich ergenbendes Kennzeichen besteht darin, daß
die Umfangsgeschwindigkeit der drei Zwischenrollen 22, 23, 24 sich stets einander
mathematisch genau gleichen müssen, welches auch imm die Durchmesser dieser Rollen
sein mögen. Daher ist in den Berührungspunkten H, I, K bzw. E, F,G stets eine gleichmäßige
Haftübertragung gewährleistet. Es ergibt sich ferner, daß bei der Bearbeitung der
Laufflächen keine übermäßig engen Toleranzen bezüglich der Größe der Durchmesser
eingehalten zu werden brauchen. Diese Toleranzen können vielmehr von ganz üblicher
Größenorndung sein. Größter Wert muß lediglich auf die genaue zylindrische
Form-der Laufflächen gelegt werden. -
Aus Fig. 2 ergibt
sich ferner, daß keine Klemmwirkung der Rolle 24 eintritt, also kein AnpreBdruck
@ entwickelt wird, wenn der Außenring 20 entgegen dem Zeiger 26 umläuft. Die Rolle
24 wurde durch ihr Eigengewicht oder irgend eine andere in ähnlicher Richtung wirkende
Kraft (etwa P in Big. 1) zwar in ihrer Lage bleiben, aber eine nennenswerte Kraftübertragung
wäre nicht möglich. Man kann also den Grundsatz aufstellen, daß der Umfang des antreibenden
Gliedes sich zur Kraftübertragung an dem Berü@@ngspunkte mit der Klemmrolle stets
in Richtung der Strecke NO bewegen muß, also in Richtung des geringsten Abstandes
der Innenrolle vom Außenring. Wenn also die Innenrolle 21 antreiben würde, hätte
deren Drehung ebenfalls in Richtung 26 zu erfolgen, wodurch sich die Drehrichtung
des nunmehr getriebenen Außenringes 20 umkehren würde. Wie bereits erwähnt, kann
also sowohl eine Übersetzung ins Schnelle wie auch ins Langsame erfolgen, wobei
das Übersetzungsverhältnis gegeben ist durch dasjenige der
Durchmesser
von Außenring und Innenrolle. Ein Aa- oder Abtrieb über eine
oder zwei der Zwischen-
rollen ist ebenfalls möglich, wobei jedoch
lediglich der
Nachteil besteht, daß das gesamte Drehmoment
nur über zwei Berühmungspunkte anstatt über drei zu erfolgen hat.
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Die in dem Schema Fig. 3 dargestellte Anordnung der Rollen ist für
praktische Zwecke besonders gut geeignet. Dabei liegt die Drehachse der Zwischenrolle
22 auf der verlängerten Strecke DA, die wieder die Exzentrizität darstellt. Die
'beiden Zwischenrollen 23 und 24 haben gleiche Durchmesser und gleichen Winkelabstand
von der Symmetrielinie E0, wobei die Winkel IDN und KDN vorzugsweise etwa gleich
60° sind. Die Berühfungspunkte H, I und K der Innenrolle 21 haben dann einen Winkelabstand
von etwa 120° voneinander.
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Als Klemmrolle wirkt wieder die urgelagerte Rolle 24, und der Winkel
ABD darf höchstens gleich 2 # sein. Wegen der Symmetrie sind natürlich die Winkel
ABD und AM einander gleich.
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Die Zwischenrollen 22 und 23 rotieren beispielsweise auf parallelen,
in eine (nicht dargestellte) Gehäuse-
| wand fest eingesetzten Achsen 28 bzw. 29. Eine gleiche |
| 0 |
| feste Achse/erhält auch die Klemmrolle 24, deren |
Innenbohrung 31 jedoch so größ ist, daß sie normaler-Weise an der freien Einstellbarkeit
nicht gehindert wird.
Die Achse 30 verhindert jedoch, daß die Klemmrolle
allzuweit
aus ihrer lege gerät, wem das Getriebe etwa beim Transport auf den Kopf gestellt
wird, Wie in Fig. 2 hat hier der Antrieb durch den Außenring 20 wieder in Richtung
26 zu erfolgen. Die umgekehrte Drehrichtung ist indessen anwendbar, wenn man die
Rollen 23 und 24 gegeneinander austauscht.
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In vielen praktischen Anwendungsfällen des erfindungsg@mäß@n Reibungsgetriebes
wird es erforderlich sein, das antreibende Glied (Außenring oder @nnenrolle) direkt
auf der Welle der Antriebsmaschine, z.B. eines Elektromotors, zu befestigen. Durch
die Lager der Antriebswelle ist die Lage dieses Gliedes somit festgelegt, es hat
also keinen translatorischen Freiheitsgrad. Zwei der anderen Zwischenrollen müssen
dann, ausschließli@h in radialer Richtung, zu dem antreibenden Glied einstellbar
gemacht werden. Diese beiden Zwischenrollen erhalten also je einen Freiheitsgrad
(lineare Bewegung). Das angetriebene Glied und die Klemmrolle erhalten keine Lagerungen,
haben also jezwei Freiheitsgrade, so daß die Summe der Freiheitsgrade 2 x 1 +
2 x 2 # 6 ist,
wie erforderlich.
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In Fig.
4 ist ein Beispiel schematisch
dargestellt,
| .wobei die geometrische Anordnung der Rollen genau |
| mit derjenigen von gig. 3 übereinstimmt. Der Außenring |
| 2ƒ ist wieder der in Richtung 26 umlaufende treibende |
| Teil, der also als fest gelagert anzusehen ist. Die |
| Rolle 22 ist hier beispielsweise mit eines Kugellager |
| 34 versehen, dessen Innenteil 33 eine in des Mitte |
| gelegene rechteckige'Aussparung enthält, wobei die |
| längeren Seiten des Rechtecks in radialer Richtung |
| liegen. Mit dieser Aussparung ist das hager 33
gleitend |
| aufgesetzt auf einen rechteckigen, fest im Gehäuse an- |
| gebrachten Zapfen 32, dessen längere Rechteckseiten etwas |
| kürzer gehalten sind, so da8 Seitenspiele 35 und 36 |
| entstehen, die eine freie Einstellung der Rolle 22 |
| in- der radialen Ficht=g DK-und somit eine sichere |
| Anlage bei E ermöglichen: |
| In genau der gleichen Weise ist die*Rolle 23 mit dem |
| Innenteil 38 ihres Kugellagers 39-auf der festen |
| rechteckigen Achse 37 radial einstellbar gelagert, |
| währen die Klemmrolle 24 wieder mit einer so weiten |
| die |
| Innenbohrung.40 versehen Lät, daB sie/dort ebenfalls |
| äragebrachte rechteckige .Achse 41 im Betriebe nicht |
| berüdhrt. Da der rechteckige Ausschnitt des Lagers |
| 38/39 auch-auf die Achse 41 paBt, können die-*Rollen |
| 23 und 24 für einen-Wechsel des Drehsinnes leicht |
ausgetauscht werden. Die gleiche radiale Einstellbarkeit der Rollen
22 und 23 kann verwendet werden, wonn anstelle des Außenringes 20 die lnnenrolle
2@ auf der getriebenen (oder treibenden) Welle befestigt ist.
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Es mag noch darauf hingewiesen werden, daß die Rollkörper
keineswegs alle aus dem gleichen Werkstoff
hergestellt sein müssen,
insbesondere kann es bisweilen zweckmäßig sein, die Zwischenrollen aus einem anderen
Material zu fertigen als den Außenring und die Innenrolle.
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Das Schema Fig. 5 zeigt in etwas vergrößertem Maßstab eine Abänderung
der Fig. 4 bezüglich der Lagerungen der Zwi@@henrollen 23 und 24. Jede dieser Rollen
ist hier mit einem Kugellager 39 bzw. 43 versehen, wobei die rechteckigen Aussparungen
der inneren Lagerteile 38 bzw. 42 nicht nur an den Schmalseiten der Achsen 37 bzw.
41, sondern auch an deren Langseiten Spiele 44 bzw. 45/46 aufweisen.
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Dargestellt ist in Fig. 5 die Stellung der Zwischenrollen 23 und 24
bei Antrieb durch den Außenring in Richtung 26. In diesem Falle wird die Rolle 23
durch die Anpreßkräfte (Q2 und 02, F'9. 2) in den Punkten
1
und B gegen die Achse 37 gedrückt, so@daß an der Seite
47 kein Spiel vorhanden ist, sondern nur das nicht wirksame Spiel 44 auf der anderen
Seite. Hierdurch hat die Rolle 23 nur einen Freiheitsgrad, wie in Fig. 4. Die Rolle
24 hingegen bat sich unter der Wirkung der tangentialen Antriebskraft ein wenig
von der Achse 41 abgehoben, wodurch die beiderseitigen Spiele 45 und 46 entstehen.
Somit hat diese Rolle zwei Freiheitsgrade und kann als Klemmrolle wirken, wie in
Fig. 4 Wi@ddie Drehrichtung des Außenringes 20 geändert, verschwindet das Spiel
46, während @ich das Spiel 45 entsprechend vergrößert. Die Rolle 24 hat dann nur
den einen Freiheitsgrad in radialer Richtung, während andere@seits bei 47 ein geringes
Spiel entsteht und das Spiel 44 entsprechend verringert wird, wodurch die Rolle
23 zwei Freiheitsgrade erhält und als @lemmrolle wirken kann.
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Das dargestellte Getriebe kann. also in beiden Drehrichturgn betrieben
werden, ohne daß der Austausch von Söllen zu erfolgen hat.
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Bei stillstehendem oder leer laufendem Getriebe werden
| die gollen beispielsweise dadurch in gegenseitigem |
| .@ps gehalten, dmß leichte XrRfte entsprechend |
| de;;.j'ratt P in Zig, 1 auf die Rollen
23 und 24 ausgew |
| übt toräen. Wie an deg zum Teil im schnitt gezeigten |
| Innent#ilen 38 4%x. 42 zu ersehen ist, sind zu
die- |
| leck kleine fiedern 48 bzw. 49 in diese Teile |
| neu |
| eingesetzt. |
| Die Getriebebauart nach Big. 3 mit zwei fest gela.» |
| gerteti Zwischenrollen kann in. ähnlicher Weise für |
| beid& Drehrichtungen-verwendbar gemacht werden,
wäh- |
| rend jedoch Nig. 6 eine noch andere Möglichkeit dar |
| stellt. In diesem äalle sind die beiden gleich groe |
Ben Zwischenrollen 23 und 24 mittels der @chsen 50 bzw. 51 fest im Gehäuse gelagert,
so daß keine von ihnen als Klemmrolle verwendbar ist. Als sol@he arbeitet vielmehr
die in diesem Falle ungelagerte obere Rolle 22. Ihr Durchmesser ist gegenüber den
früheren Ausführungen etwas vermindert, so daß sie entweder die Stellung 22 oder
22a einnehmen kann. Die erstere entspricht dem Antriebe durch den Außenring 20 in
Richtung 26. Bei Umkehrung dieser Drehrichtung wird die Rolle 22 droh die bei B
vorhandene Kontaktre. bong in die Stellung 22a gebracht.
Zur Varmeidung
von Schlupf muß hier die Bedingung erfüllt werden, daß # ALD = # AL'D # 2 # ist,
was selbst bei ziemlich großer Exzentrizität erzielbar ist. Diese Bauart ist deshalb
besonders für solche Fälle geeignet, in denen aus irgendwelchen Grüden eine große
Exzentrizität erwünscht ist. Nachdem nunmehr die technisch wichtigen erfindungsgemäßen
Anordnungen der Rollen und Lagerungen erläutert worden sind, werden die in den folgenden
Figuren dargestellten baulichen Ausführungsbeispiele des Erfindungsgedankens um
so leichter verständlich sein. In den Fig. 7 und 8, die dem Grundschema nach Fig.
3 entsprechen, ist das äußere Getriebegehäuse 52 mittels der Füße 53, 54 auf einer
Grundplatte befestigt, während der Gehäusedeckel 55 die festen Drehachsen 28, 29
der Rollen 22 bzw. 23 trägt. Lagerhülsen 56, 57 aus geeignetem Material sind in
die Rollen eingepreßt und, wie in Fig. 7 dargestellt, wird die axiale Lage der Rollen
gesichert durch eine Schulter 58 der Achse 28 und eine Scheibe 59, die mit den Endflächen
der Lagerhülse 56 in leichter Berührung stehen. Die
Klemmrolle
24 besitzt keine Lagerhülse, so daß die Achse 30, die genau der Achse 29 gleicht,
diese Rolle, wie erforderlich, nicht an der freien Einstellbarkeit hindert. Es ist
leicht ersichtlich, daß die Rollen 23 und 24 je nach der erforderlichen Drehrichtung
ausgetauscht werden können. Der Außenring besteht aus einem zylindrischen Teil 20,
der die innere Laufbahn 60 enthält und einem nach der Drehachse zu sich erstreckendem
scheibenförmigen Teil 61. Beide Teile könnten ein Stück bilden, aber zwecks besserer
Herstellung und leichteren Zusammenbaues des Getriebes ist es zweckmäßiger, die
Teile zu trennen und mittels der Schrauben 62 zusammenzuhalten. Die Scheibe 61 ist
mit der treibenden (bzw. getriebenen) Welle 63 verbunden durch eine bewegliche Kupplung,
die hier beispielsweise als Zahnkupplung bekannter Bauart ausgeführt ist und aus
den Teilen 64, 65 besteht. Die Zwischenwelle 65 ist gegen das Gehäuse 52 z. B. mittels
der Filzringe 66 abgedichtet, um das Eindringen von Staub und Ölverluste zu vermeiden.
Die axiale Zage des Ringes 20 relativ zu den fest gelagerten Rollen 22, 23 wird
gesichert durch Spurkränze 67, 68, wobei der letztere durch den Rand
der
Zentrierung 69 der Scheibe 61 gebildet wird. Zum gleichen Zweck ist die Innenrolle
21 mit Spurkränzen 70, 71 versehen. Aus Fig. 8 kann entnommen werden, daß ihrerseits
die Spurkränze 67, 68 und 70, 71 die Klemmrolle 24 relativ zum Außenring 20 und
der Innenrolle 21 in der richtigen axialen Lage halten. Die Innenrolle 21 trägt
beispielsweise eine Verlängerungswelle 72, die durch eine Bohrung des Deckels 55
nach außen ragt und gegen diesen durch einen Filzring 73 abgedichtet ist. Das äußere
Ende der Welle 72 ist mit der Hälfte 74 einer beweglichen Kupplung versehen, die
zur Verbindung mit der getriebenen (bzw. treibenden) Welle dient. Auch die Ausführung
nach Fig. 9 und 10 beruht auf dem Schema der Fig. 3, aber verglichen mit Fig. 7
sind der Außenring und die Rollen in axialer Richtung erheblich verlängert. Wie
aus Fig. 9 hervorgeht, besteht die Rolle 22 aus zwei Laufbahnen 22a und 22b, die
durch ein Zwischenstück kleineren Durchmessers verbunden sind. In. gleicher Weise
sind die Rollen 2l e 23 und 24, sowie entsprechend der Außenring 20 aufgebaut.-Auch
die Ausführung der Lagerungen weicht von der
Fig. 7 ab, und zwar
ist nach Fig. 9 die Rolle 22 mit Endzapfen 76, 77 versehen, die in Lagerbüchsen
78 bzw. 79 laufen, wobei erstere fest in den Deckel 55 eingesetzt ist. Die Lagerbüchse
79 ist in gleicher Weise befestigt in einer ebenen Wand 80, die durch drei kräftige
Bolzen 81, 82, 83 in geeignetem Abstand genau parallel zum Deckel 55 gehalten wird
und an diesem befestigt ist. Zum leichteren Zusammenbau ist die Wand 80 nach Lösen
der Muttern 84, 85, 86 abnehmbar. Die Rolle 22 wird in ihrer axialen Lage gehalten
durch Flansche 87, 88 der Lagerbüchsen 78 bzw. 79, die in leichter Berührung stehen
mit den Nabenteilen 89 bzw. 90 der Rolle. In gleicher Weise ist die Rolle 23 axial
festgelegt, während der Außenring 20 mit seinen Laufbahnen 20a und 20b gegenüber
den fest gelagerten Rollen 22, 23 wie in Fig. 7 mittels der Spurkränze 67, 68 axial
gehalten wird. Die beiden Spurkränze der Innenrolle 21 bilden hier nicht ein Stück
mit dieser, sondern einer wird gebildet durch einen besonderen Ring 91, der andere
durch eine Scheibe 92, wobei letzterer durch eine Mutter 93 befestigt ist, während
ersterer gehalten wird durch eine Abstandhülse 94, die ihrerseits über weitere auf
der Welle 72 angeordnete, nicht dargestellte Teile angepreßt wird.
i
Die
lösbaren Spurkränze bieten den großen Vorteil, daß die zylindrischen Laufbahnen
der Innenrolle 21 ebenso leicht geschliffen werden können wie diejenigen der nicht
mit Spurkränzen versehenen Zwischenrollen 22, 23, 24. Auch das Schleifen der Innenlaufbahnen
des Ringes 20 kann wesentlich erleichtert werden, wenn der Spurkranz 67 als abnehmbarer,
zentrierter Ring ausgebildet wird, der mittels Schrauben am zylindrischen Teil des
Ringes 20 zu befestigen ist. Um die Rollen 23 und 24 zwecks Drehrichtungswechsels
leicht gegeneinander austauschen zu können, werden gemäß Fig. 10 Lagerbüchsen 95,
96 und die entsprechenden Büchsen im Deckel 55 vorgesehen, aber die Zapfen der ,
Klemmrolle 24 (nur einer sichtbar bei 97, Fig. 10) erhalten einen so kleinen Durchmesser,
daß sie im normalen Betrieb die Lagerbüchsen nicht berühren. Offensichtlich eignet
sich das Getriebe nach Fig. 9 und 10 zur Übertragung großer Drehmomente, und ein
weiterer Vorteil besteht darin, daß die Innenrolle 21 sehr sicher geführt ist. Die
Welle 72 kann deshalb so weit verlängert werden, daß an ihrem Ende der Läufer einer
Pumpe oder eines Gebläses unmittelbar
aufgesetzt werden kann, wobei
das teilweise angedeutete Gehäuse 98 der getriebenen Maschine unmittelbar an dem
Getriebedeckel 55 zu befestigen ist. In diesem Falle ist also eine weitere Lagerung
oder die Verwendung einer beweglichen Wellenkupplung für die hochtourige Welle 72
nicht erforderlich. Betrachtet man 72 als die z. B. mit einer Turbine verbundene
treibende Welle, so kann der Turbinenläufer direkt auf die Welle aufgesetzt und
das Gehäuse an dem Deckel 55 befestigt werden. Das in Fig. 11 bis 14 dargestellte
Ausführungsbeispiel entspricht dem Schema nach Fig. 5. Demgemäß ist der Außenring
20 auf der langsamer laufenden Welle 63 mittels des scheibenförmigen Teiles 61 befestigt,
wobei die Welle 63 ihrerseits in dem Gehäuse 99 der betreffenden Maschine gelagert
ist, wie angedeutet durch das Lager 100. Wie in Fig. 9 ist der Außenring mit Laufbahnen
20a und 20b versehen, und dementsprechend sind die Rollen ausgebildet. Wie an der
Rolle 22 ersichtlich bestehen hier die mit den Laufflächen versehenen Teile 22a
und 22b beispielsweise aus einem Stück mit einem Wellenteil 22c. Die Lager sind
zwischen den beiden Endstücken 22a, 22b und dicht neben diesen angeordnet,
wobei
diejenigen der Rolle aus je zwei Hälften 101, 102 bestehen. Diese sind gleitend
eingesetzt in radiale Aussparungen zweier sich nach oben erstreckenden Wände 103,
104 eines Trägers 105,der mittels der Bolzen 106, 107 an dem Gehäusedeckel 55 starr
befestigt ist. Die Lager der Rollen 23, 24 bestehen nur aus je einer Hälfte 108
bzw. 109, die an Führungsflächen 110, 111 der abwärts gerichteten Wandteile 112
bzw. 113 des Trägers 105 in radialer Richtung gleitend geführt sind. Die axiale
Stellung aller Lagerhälften relativ zu den Wänden 103, 104, 112, 113 ist durch Schultern
114, 115 gesichert, wie in Fig.
-
14 dargestellt. Durch Anlage der Lagerhälften an Nabenteile der Rollen
sind letztere wieder gegen axiale Verschiebungen gesichert.
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Da die axiale Lage des Außenringes 20 durch das Lager 100 bestimmt
ist, sind Spurkränze hier nicht erforderlich. Die Innenrolle 21 ist in gleicher
Weise ausgeführt wie in Fig. 9.
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Wie in Fig. 5 hat hier die Rolle 22 stets einen Freiheitsgrad in radialer
Richtung, während, entsprechend der Drehrichtung, entweder die Rolle 23 oder 24
als Klemmrolle wirken kann, wobei sich die betreffende Rolle von den Führungsflächen
110 bzw. 11-1
leicht abhebt und dadurch zwei Freiheitsgrade
erhält, während jeweils die andere Rolle gegen eine dieser Führungen gedrückt wird
und somit nur einen Freiheitsgrad in radialer Richtung hat.
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Um alle Rollen bei Stillstand des Getriebes oder bei Leerlauf in Berührung
miteinander zu halten, sind Federn 116 vorgesehen, die beispielsweise in den Wänden
112, 113 untergebracht sind, wie in Fig. 14 ersichtlich.
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Es kann bisweilen zweckmäßig sein, nicht alle Wälzkörper aus dem gleichen
Werkstoff herzustellen, insbesondere für die Zwischenrollen anderes Material zu
verwenden, als für den Außenring und die Innenrolle.