EP2084426A1 - Kraftschlüssiges umschlingungsgetriebe mit unrunder rotationsscheibe - Google Patents

Kraftschlüssiges umschlingungsgetriebe mit unrunder rotationsscheibe

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Publication number
EP2084426A1
EP2084426A1 EP07820178A EP07820178A EP2084426A1 EP 2084426 A1 EP2084426 A1 EP 2084426A1 EP 07820178 A EP07820178 A EP 07820178A EP 07820178 A EP07820178 A EP 07820178A EP 2084426 A1 EP2084426 A1 EP 2084426A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
rotary disk
radius
shaft
force
belt
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP07820178A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Frank Rettig
Peter Kelm
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Schaeffler Technologies AG and Co KG
Original Assignee
Schaeffler KG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Schaeffler KG filed Critical Schaeffler KG
Publication of EP2084426A1 publication Critical patent/EP2084426A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
    • F16H55/32—Friction members
    • F16H55/36—Pulleys
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H35/00—Gearings or mechanisms with other special functional features
    • F16H2035/003—Gearings comprising pulleys or toothed members of non-circular shape, e.g. elliptical gears
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H35/00—Gearings or mechanisms with other special functional features
    • F16H35/02—Gearings or mechanisms with other special functional features for conveying rotary motion with cyclically varying velocity ratio
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H7/00—Gearings for conveying rotary motion by endless flexible members
    • F16H7/02—Gearings for conveying rotary motion by endless flexible members with belts; with V-belts

Definitions

  • the present invention relates to a belt transmission, in particular a belt transmission with a non-circular rotary disk. Furthermore, the present invention relates to a non-circular rotary disk for providing a frictional connection.
  • Drive systems based on endless force-transmitting elements, such as belts or chains, and rotary disks are widely used in industrial applications.
  • such drive systems are used, for example, for transmitting a torque from the shaft of a starter-generator to the crankshaft.
  • the present invention is concerned with the belt drives, i. with the belt transmissions, in which there is a frictional connection between the waves to be coupled and the force-transmitting endless element coupling them.
  • the input or load torques may be subject to cyclical fluctuations. Examples of this are the cyclical drive torque of an internal combustion engine or the cyclic load torque of a pump. These cyclical fluctuations can cause the components of the belt drive to vibrate.
  • undesirable dynamic effects occur, such as e.g. dynamic force peaks in the force-transmitting endless element or a vibration of the force-transmitting endless element itself. These lead to an increased load on the endless element and can lead to slippage or sound radiation in adjacent structures.
  • the dynamic load also reduces the life of the discs and the endless element.
  • the invention has for its object to provide an improved non-positive belt transmission, are compensated in a simple way rotation angle fluctuations and possibly resulting from the rotation angle fluctuations slip is avoided as well as a reduced wear of the force-transmitting endless element and reduced loads of all components, so that an increased life of the belt drive is achieved.
  • the torque transmission according to the invention comprises at least one input shaft which introduces a moment into the belt transmission, at least one further shaft to which the torque is to be transmitted, and a force transmitting endless element which is in frictional connection with both the at least one input shaft and the at least one other wave is.
  • a connection between either the at least one input shaft or the at least one further shaft and the force-transmitting endless element is provided by a rotary disk, which is looped around by the force-transmitting endless element.
  • the belt transmission according to the invention is characterized in that the rotation disk has a radius that depends functionally on a rotation angle and a certain average radius.
  • the radius which is dependent on the angle of rotation, produces a non-circular rotation disk, by means of which rotational angle fluctuations and non-uniform loading of the endless element can be compensated.
  • the rotation disk is to be interpreted separately for each specific application.
  • R 0 is the mean radius
  • R a runout amplitude
  • H 1 is the number of bumps
  • ⁇ is a run parameter from an interval of 0 to 2 ⁇ .
  • the belt transmission according to the invention may be characterized in that the rotation disk radius in the form
  • R ( ⁇ ) R 0 + ⁇ R ⁇ sm (n ⁇ (p + r ⁇ ), where R 0 is the mean radius, R 1 is a runout amplitude, H 1 is the number of bumps, ⁇ is a run parameter from an interval from 0 to 2 ⁇ , and ⁇ t is a phase shift.
  • the average radius is suitably chosen as a function of the other parameters, so that there is a desired length of the circumferential curve of the rotary disk.
  • the number of surveys is also called order. As can be seen, a plurality of angle-dependent interfering elements of different orders can be superimposed on the middle radius. If no fault element is provided, a circular rotation disk is obtained. Accordingly, it is provided that at least one fault element is always present.
  • each parameter R 1 is set to zero, one also obtains a circular rotation disk. Accordingly, the invention provides that
  • Every parameter R 1 is not equal to zero.
  • the rotary disk provides a frictional connection on that shaft which introduces a movement or torque disturbance in the belt transmission.
  • a slip may occur between the endless element and one of the shafts, which causes a change in the angular position of the at least one input shaft to the at least one further shaft. If one were to arrange the non-circular rotary disk according to the invention on a shaft which does not introduce any movement or torque disturbance in the form of a cyclic movement or torque fluctuation in the belt transmission, the position of the non-circular rotary disk would change to this shaft introducing the disturbance, then that instead of compensating for the vibration excitation, no effect or even amplification of the excitation can occur. If, however, the non-circular rotating disk is placed directly on the shaft which introduces the disturbance, then, despite any possibly occurring the slip always ensures that the angular position of the non-circular rotating disk does not change to the corresponding vibration exciting or disturbing wave.
  • the disturbing wave may thus be either one of the at least one input wave and one of the at least one other wave, i. about an output shaft, act.
  • the rotary disk is formed integrally with the input shaft.
  • the force-transmitting element is a V-belt.
  • the belt used may also be a V-ribbed belt, a flat belt, a round belt or any other suitable type of belt.
  • V-belt By using a V-belt, the contact surface of the belt to the rotating disk is increased over the use of a flat belt. As a result, between the V-belt and the rotating disk act higher frictional forces and the risk of slippage is reduced.
  • a rotation disk according to the invention for providing a frictional connection between a force-transmitting element and a shaft is characterized in that the radius of the rotation disk functionally depends on a rotation angle and an average radius.
  • the rotation disk according to the invention may further be characterized in that its radius in the form
  • R ( ⁇ ) R 0 + R 1 sin (n ⁇ )
  • R 0 is the mean radius
  • R a runout amplitude
  • H 1 is the number of bumps
  • ⁇ is a run parameter from an interval of 0 to 2 ⁇ .
  • rotation disk according to the invention can be characterized in that its radius in the mold
  • R ( ⁇ ) R 0 + J] R 1 sin (n, ⁇ + Y 1 ),
  • R 0 is the mean radius
  • R 1 is a runout amplitude
  • n t is the number of bumps
  • ⁇ is a run parameter from an interval from 0 to 2 ⁇
  • ⁇ x is a phase shift.
  • rotation disk according to the invention is formed integrally with the shaft.
  • FIG. 1 shows the geometry of a rotation disk according to the invention of a belt transmission according to the invention.
  • FIG. 1 shows the course of the radius 20 of a rotation disk 10 according to the invention of a belt transmission according to the invention.
  • a constant comparison radius 30 is additionally shown in dashed lines.
  • a rotation disk 10 for a wrap-around lift for connecting a belt starter-generator (RSG) to the crankshaft of an internal combustion engine is to be designed.
  • a natural frequency is approximately in the range of 2000 revolutions per minute.
  • excitation takes place via the crankshaft approximately in the order of magnitude of 1 ° oscillation angle amplitude.
  • the excitation of the system results from a cyclic stretching and compression of the force-transmitting endless element due to the fluctuation of the oscillation angle with an amplitude of about 1 °.
  • an advantage of employing a rotary disk or a belt transmission according to the invention in an RSG application is that the natural frequency of the system is relatively high. By doing At the range of 2000 revolutions per minute, the excitation from the combustion process is already significantly reduced, so that with a relatively low health, a clear reduction of the dynamic effects in the resonance range can be achieved.
  • the non-circular rotary disk 10 is arranged on the crankshaft. The out-of-roundness is calculated on the basis of the following calculations so that sets in the resonance point as constant as possible Buchstoffieri.
  • the excitation in the resonance should not be completely compensated, but only lowered to the extent that the function of the belt transmission is ensured. The compensation is therefore only 50%.
  • the change in length dL following from the oscillation angle amplitude can be determined according to the following formula:
  • dL is the extension of the traction device in mm
  • A is the amplitude of the oscillation angle in degrees
  • D K w is the diameter of the crankshaft in mm.
  • n is the engine order.
  • the mean value R 0 can be determined with sufficient accuracy according to the following formula:
  • R ( ⁇ ) R 0 + R n ⁇ n (n ⁇ ⁇ ), (4)
  • ⁇ is a run parameter for describing the wheel geometry in an interval from 0 to 2 ⁇ .
  • the equations (1) to (3) refer to any order n in the spectrum of the excitation.
  • the superposition can be used to generate a disk geometry that can compensate several orders in whole or in part.
  • a rotary disk 10, which can compensate for multiple orders, does not necessarily have to be tuned to an engine speed.
  • a disk geometry can also be designed so that the main order is compensated at a different speed than a secondary order.
  • Such a rotation disk 20 can be determined by the following formula.
  • R ( ⁇ ) R 0 + .SIGMA..sub.r ⁇ n ⁇ (n + ⁇ ⁇ ⁇ r), (5)
  • Equation (1) results in an exemplary diameter D K w of 150 mm, an engine order of 2 and a swing angle amplitude of 1 °, the change in length dL to 1, 3 mm.
  • R « is then found to be 2.6 mm and R 0 is 75 mm.
  • the position of the rotary disk must then be selected so that a high rotational speed of the crankshaft coincides with a small radius of the rotary disk 10. Decisive here is the radius with which the force-transmitting endless element enters or leaves the pane.
  • the rotary disk 10 according to the invention is preferably used in a synchronous drive device or in a belt transmission according to the invention.
  • the synchronous drive device or the belt drive is preferably designed for use in a motor vehicle or in an aircraft.
  • the rotary disk 10 according to the invention or the loop belt according to the invention can also be used independently of these applications, for example in textile or office machines. LIST OF REFERENCE NUMBERS

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  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Devices For Conveying Motion By Means Of Endless Flexible Members (AREA)
  • Transmissions By Endless Flexible Members (AREA)
  • Gears, Cams (AREA)
  • Friction Gearing (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Umschlingungsgetriebe zur Momentübertragung mit mindestens eine Eingangswelle, die ein Moment in das Umschlingungsgetriebe einleitet, mindestens einer weiteren Welle, auf die das Moment übertragen werden soll, und ein kraftübertragendes Endloselement, das in kraftschlüssiger Verbindung mit sowohl der mindestens einen Eingangswelle als auch der mindestens einen weiteren Welle steht. Eine Verbindung zwischen entweder der mindestens einen Eingangswelle oder der mindestens einen weiteren Welle und dem kraftübertragenden Endloselement wird dabei durch eine Rotationsscheibe (10) bereitgestellt, die von dem kraftübertragenden Endloselement umschlungen ist. Das erfindungsgemäße Umschlingungsgetriebe ist dadurch gekennzeichnet, dass die Rotationsscheibe (10) einen Radius (20) aufweist, der funktional von einem Drehwinkel und einem bestimmten mittleren Radius abhängt. Des weiteren betrifft die vorliegende Erfindung eine unrunde Rotationsscheibe (10) zur Bereitstellung einer kraftschlüssigen Verbindung.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Kraftschlüssiges Umschlingungsgetriebe mit unrunder Rotationsscheibe
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Umschlingungsgetriebe, insbesondere ein Umschlingungsgetriebe mit einer unrunden Rotationsscheibe. Des weiteren betrifft die vorliegende Erfindung eine unrunde Rotationsscheibe zur Bereitstellung einer kraftschlüssigen Verbindung..
Hintergrund der Erfindung
Antriebssysteme auf der Basis von kraftübertragenden Endloselementen, wie bspw. Riemen oder Ketten, und Rotationsscheiben sind in industriellen Anwendungen weit verbreitet. Insbesondere in Verbrennungsmotoren werden solche Antriebssysteme bspw. zur Übertragung eines Moments von der Welle eines Starter-Generators auf die Kurbelwelle verwendet.
Neben der Welle des Starter- Generators können auch weitere Komponenten, wie bspw. Wasser- oder Kraftstoffpumpen durch Riemen oder Ketten von der Kurbelwelle angetrieben sein. Als Oberbegriff für Riemen- und Kettentriebe spricht man von so genannten Umschlingungsgetrieben.
Die vorliegende Erfindung beschäftigt sich mit den Riementrieben, d.h. mit den Umschlingungsgetrieben, bei den zwischen den zu koppelnden Wellen und dem sie koppelnden kraftübertragenden Endloselement eine kraftschlüssige Verbin- düng besteht.
Bei derartigen Riementrieben können die Eingangs- oder die Lastmomente zyklischen Schwankungen unterliegen. Beispiele hierfür sind das zyklische An- triebsmoment eines Verbrennungsmotors oder das zyklische Lastmoment einer Pumpe. Durch diese zyklischen Schwankungen können die Komponenten des Umschlingungsgetriebes zum Schwingen angeregt werden.
Bei ungünstiger Anregung, bspw. in der Nähe der Eigenfrequenz des Systems, ergeben sich unerwünschte dynamische Effekte, wie z.B. dynamische Kraftspitzen in dem kraftübertragenden Endloselement oder eine Schwingung des kraftübertragenden Endloselements selbst. Diese führen zu einer erhöhten Belastung des Endloselements und können zu Schlupf oder Schallabstrahlung in angrenzende Strukturen führen. Durch die dynamische Belastung wir darüber hinaus die Lebensdauer der Scheiben und des Endloselements verringert.
Bisher wurden diese dynamischen Effekte durch aufwendige Gegenmaßnahmen wie z.B. Spannsysteme, Freiläufe, Dämpfer, Elastriemen, usw. reduziert. Diese baulichen Maßnahmen sind jedoch selbst anfällig für Verschleiß und Beschädigungen und erschweren aufgrund einer höheren Anzahl von Bauteilen die Montage des Umschlingungsgetriebes.
Aufgabe der Erfindung
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein verbessertes kraftschlüssiges Umschlingungsgetriebe bereitzustellen, bei dem auf einfache Weise Drehwinkelschwankungen ausgeglichen werden und ein eventuell aus den Drehwinkelschwankungen resultierender Schlupf vermieden wird sowie ein verringerter Verschleiß des kraftübertragenden Endloselements und verminderte Belastungen aller Komponenten auftreten, so dass eine erhöhte Lebensdauer des Umschlingungsgetriebes erreicht wird.
Zusammenfassung der Erfindung
Diese Aufgabe wird durch ein Umschlingungsgetriebe gemäß Anspruch 1 und eine Rotationsscheibe gemäß Anspruch 7 gelöst. Das erfindungsgemäße Umschlingungsgetriebe zur Momentübertragung um- fasst mindestens eine Eingangswelle, die ein Moment in das Umschlingungsgetriebe einleitet, mindestens eine weitere Welle, auf die das Moment übertragen werden soll, und ein kraftübertragendes Endloselement, das in kraftschlüssiger Verbindung mit sowohl der mindestens einen Eingangswelle als auch der mindestens einen weiteren Welle steht. Eine Verbindung zwischen entweder der mindestens einen Eingangswelle oder der mindestens einen weiteren Welle und dem kraftübertragenden Endloselement wird dabei durch eine Rotationsscheibe bereitgestellt, die von dem kraftübertragenden Endloselement umschlungen ist. Das erfindungsgemäße Umschlingungsgetriebe ist dadurch gekennzeichnet, dass die Rotationsscheibe einen Radius aufweist, der funktional von einem Drehwinkel und einem bestimmten mittleren Radius abhängt.
Durch den von dem Drehwinkel abhängigen Radius entsteht eine unrunde Rotati- onsscheibe, durch die Drehwinkelschwankungen und eine ungleichmäßige Belastung des Endloselements kompensiert werden können. Die Rotationsscheibe ist dabei für jeden spezifischen Anwendungsfall gesondert auszulegen.
Das erfindungsgemäße Umschlingungsgetriebe kann des weiteren dadurch ge- kennzeichnet sein, dass der Rotationsscheibenradius in der Form
ausdrückbar ist, wobei R0 der mittlere Radius, R, eine Unrundheitsamplitude, H1 die Anzahl der Erhebungen und φ ein Laufparameter aus einem Intervall von 0 bis 2π ist.
Des weiteren kann das erfindungsgemäße Umschlingungsgetriebe dadurch gekennzeichnet sein, dass der Rotationsscheibenradius in der Form
R(φ) = R0 + ∑Rι sm(nι(p + rι) , ausdrückbar ist, wobei R0 der mittlere Radius, R1 eine Unrundheitsamplitude, H1 die Anzahl der Erhebungen, φ ein Laufparameter aus einem Intervall von 0 bis 2π und γt eine Phasenverschiebung ist.
Der mittlere Radius wird dabei in Abhängigkeit der übrigen Parameter geeignet gewählt, so dass sich eine gewünschte Länge der Umfangskurve der Rotationsscheibe ergibt. Die Anzahl der Erhebungen wird auch als Ordnung bezeichnet. Wie zu erkennen ist, können dem mittleren Radius auch mehrere winkelabhängige Störglieder verschiedener Ordnungen überlagert werden. Ist kein Störglied vorgesehen, erhält man eine kreisrunde Rotationsscheibe. Entsprechend ist vorgesehen, dass stets mindestens ein Störglied vorhanden ist.
Wird jeder Parameter R1 gleich Null gesetzt, erhält man ebenfalls eine kreisrunde Rotationsscheibe. Entsprechend ist erfindungsgemäß vorgesehen, dass
jeder Parameter R1 ungleich Null ist.
Vorzugsweise ist vorgesehen, dass die Rotationsscheibe eine kraftschlüssige Verbindung an derjenigen Welle bereitstellt, die eine Bewegungs- bzw. Momentenstörung in das Umschlingungsgetriebe einbringt.
Trotz der Verwendung einer unrunden Rotationsscheibe kann zwischen dem Endloselements und einer der Wellen ein Schlupf auftreten, der eine Veränderung der Winkellage der mindestens einen Eingangswelle zu der mindestens einen weiteren Welle hervorruft. Würde man die erfindungsgemäße unrunde Rotationsschei- be auf einer Welle anordnen, die keine Bewegungs- oder Momentenstörung in Form einer zyklischen Bewegungs- bzw. Momentenschwankung in das Umschlingungsgetriebe einbringt, würde sich somit die Lage der unrunden Rotationsscheibe zu dieser die Störung einbringenden Welle verändern, so dass statt einer Kompensation der Schwingungsanregung kein Effekt oder sogar eine Verstärkung der Anregung auftreten kann. Wird die unrunde Rotationsscheibe jedoch direkt auf der die Störung einbringenden Welle angeordnet, so ist trotz eines eventuell auftreten- den Schlupfs stets gewährleistet, dass sich die Winkellage der unrunden Rotationsscheibe zu der entsprechenden die Schwingung anregenden bzw. die Störung einbringenden Welle nicht ändert.
Bei der die Störung einbringenden Welle kann es sich somit sowohl um eine der mindestens einen Eingangswelle als auch eine der mindestens einen anderen Welle, d.h. etwa eine Ausgangswelle, handeln.
Des weiteren kann vorgesehen sein, dass die Rotationsscheibe einstückig mit der Eingangswelle ausgebildet ist.
Auf diese Weise ist keine zusätzliche Drehmitnahmeverbindung zwischen der entsprechenden Eingangswelle und der Rotationsscheibe vorzusehen, wodurch die Montage erleichtert wird. Des weiteren wird ausgeschlossen, dass sich die Rotati- onsscheibe aufgrund eines Schadens an der oder einer Lockerung der Drehmitnahmeverbindung gegenüber der Eingangswelle verdreht.
In einer Ausführungsform der Erfindung ist das kraftübertragende Element ein Keilriemen ist. Darüber hinaus kann es sich bei dem verwendeten Riemen auch um einen Keilrippenriemen, einen Flachriemen, einen Rundriemen oder jede andere geeignete Riemenart handeln.
Durch die Verwendung eines Keilriemens ist die Kontaktfläche des Riemens zu der Rotationsscheibe gegenüber der Verwendung eines Flachriemens vergrößert. Dadurch wirken zwischen dem Keilriemen und der Rotationsscheibe höhere Reibkräfte und die Gefahr eines Schlupfes wird verringert.
Eine erfindungsgemäße Rotationsscheibe zur Bereitstellung einer kraftschlüssigen Verbindung zwischen einem kraftübertragenden Element und einer Welle ist da- durch gekennzeichnet, dass der Radius der Rotationsscheibe funktional von einem Drehwinkel und einem mittleren Radius abhängt. Die erfindungsgemäße Rotationsscheibe kann des weiteren dadurch gekennzeichnet sein, dass ihr Radius in der Form
R(φ) = R0 + R1 sin(n^)
ausdrückbar ist, wobei R0 der mittlere Radius, R, eine Unrundheitsamplitude, H1 die Anzahl der Erhebungen und φ ein Laufparameter aus einem Intervall von 0 bis 2π ist.
Des weiteren kann die erfindungsgemäße Rotationsscheibe dadurch gekenn- zeichnet sein, dass ihr Radius in der Form
R(φ) = R0 + J]R1 sin(n,φ + Y1) ,
ausdrückbar ist, wobei R0 der mittlere Radius, R1 eine Unrundheitsamplitude, nt die Anzahl der Erhebungen, φ ein Laufparameter aus einem Intervall von 0 bis 2π und γx eine Phasenverschiebung ist.
Es kann vorgesehen sein, dass die erfindungsgemäße Rotationsscheibe einstückig mit der Welle ausgebildet ist.
Weitere Vorteile und Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus der Beschreibung und der beiliegenden Zeichnung.
Es versteht sich, dass die voranstehend genannten und die nachstehend noch zu erläuternden Merkmale nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar sind, ohne den Rahmen der vorliegenden Erfindung zu verlassen. Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Die Erfindung wird nachfolgend anhand eines Ausführungsbeispiels näher erläutert. In der dazugehörigen Zeichnung zeigt dabei:
Figur 1 die Geometrie einer erfindungsgemäße Rotationsscheibe eines erfindungsgemäßen Umschlingungsgetriebes.
Ausführliche Beschreibung der Zeichnungen
Figur 1 zeigt den Verlauf des Radius 20, einer erfindungsgemäßen Rotationsscheibe 10 eines erfindungsgemäßen Umschlingungsgetriebes. Zu Vergleichszwecken ist darüber hinaus zusätzlich in gestrichelten Linien ein konstanter Vergleichsradius 30 dargestellt.
Die Berechnung des Verlaufs des Radius 20 der Rotationsscheibe 10 eines erfindungsgemäßen Umschlingungsgetriebes wird nachfolgend anhand eines Beispiels ausgeführt.
In der Beispielanwendung soll eine Rotationsscheibe 10 für ein Umschlin- gungsgethebe zur Verbindung eines Riemen-Starter-Generators (RSG) mit der Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors ausgelegt werden.
Bei einer derartigen Anwendung liegt eine Eigenfrequenz etwa im Bereich um 2000 Umdrehungen pro Minute. In diesem Drehzahlbereich findet eine Anregung über die Kurbelwelle etwa in der Größenordnung von 1 ° Schwingwinkelamplitude statt. Die Anregung des Systems resultiert aus einer zyklischen Dehnung und Stauchung des kraftübertragenden Endloselements aufgrund der Schwankung des Schwingwinkels mit einer Amplitude von etwa 1 °.
Ein Vorteil beim Einsetzen einer erfindungsgemäßen Rotationsscheibe bzw. eines erfindungsgemäßen Umschlingungsgetriebes in einer RSG-Anwendung besteht darin, dass die Eigenfrequenz des Systems relativ hoch liegt. In dem Bereich von 2000 Umdrehungen pro Minute ist die Anregung aus dem Verbrennungsprozeß bereits deutlich reduziert, so dass mit einer relativ geringen Un- rundheit eine deutliche Reduzierung der dynamischen Effekte im Resonanzbereich erzielt werden kann. Erfindungsgemäß wird die unrunde Rotationsscheibe 10 auf der Kurbelwelle eine angeordnet. Die Unrundheit wird dabei anhand der nachfolgenden Berechnungen so bemessen, dass sich in der Resonanzstelle eine möglichst konstante Zugmittelgeschwindigkeit einstellt.
In der Praxis ist es meist ausreichend, die Anregung in der Resonanz deutlich zu reduzieren. Bei einer vollständigen Kompensation der Anregung in der Resonanz kann es im überkritischen Drehzahlbereich zu unerwünschten dynamischen Effekten führen, etwa Trumschwingungen oder Geräuschproblemen. Im vorliegenden Beispiel soll die Anregung in der Resonanz daher nicht völlig kompensiert, sondern nur soweit abgesenkt werden, dass die Funktion des Umschlingungsgetriebes sichergestellt ist. Die Kompensation erfolgt daher lediglich zu 50 %.
Die aus der Schwingwinkelamplitude folgende Längenänderung dL lässt sich nach folgender Formel bestimmen:
äL = 2 ' π ' D<»
360 - Λ - 2 (1 )
wobei dL die Verlängerung des Zugmittels in mm, A die Amplitude des Schwingwinkels in Grad und DKw der Durchmesser der Kurbelwelle in mm ist.
Diese Längenänderung des kraftübertragenden Endloselements dL kann von einer Rotationsscheibe 10 mit veränderlichem Radius 20 vollständig ausgegli-
chen werden, wenn der Radius 20 mit einer Amplitude von Rn schwankt. Diese
Amplitude Rn berechnet sich nach folgender Formel: Rn = dL - n , (2)
wobei n die Motorordnung ist. Der Mittelwert R0 kann mit ausreichender Genau- igkeit nach folgender Formel bestimmt werden:
R Dκw
(3)
Der Verlauf des Radius 20 der Rotationsscheibe 10 ergibt sich dann aus der Formel
R(φ) = R0 + Rn ήn(n ■ φ) , (4)
wobei φ ein Laufparameter zur Beschreibung der Scheibengeometrie in einem Intervall von 0 bis 2π ist.
Die Gleichungen (1 ) bis (3) beziehen sich auf eine beliebige Ordnung n im Spektrum der Anregung. Durch eine Überlagerung der Scheibengeometrie für verschiedene Ordnungen lässt sich aus der Superposition eine Scheibengeo- metrie erzeugen, die mehrere Ordnungen ganz oder teilweise kompensieren kann. Eine Rotationsscheibe 10, die mehrere Ordnungen kompensieren kann, muss dabei nicht zwangsläufig auf eine Motordrehzahl abgestimmt sein. So kann z.B. eine Scheibengeometrie auch so ausgelegt werden, dass die Hauptordnung bei einer anderen Drehzahl kompensiert wird als eine Nebenordnung. Eine derartige Rotationsscheibe 20 kann nach folgender Formel bestimmt werden.
R(φ) = R0 + ∑Rι ύn(nιφ + rι) , (5)
wobei v, eine Phasenverschiebung ist. Nach Gleichung (1 ) ergibt sich bei einem beispielhaften Durchmesser DKw von 150 mm, einer Motorordnung von 2 und einer Schwingwinkelamplitude von 1 ° die Längenänderung dL zu 1 ,3 mm.
Aus den Gleichungen (2) und (3) ergibt sich dann R « zu 2,6 mm und R0 zu 75 mm.
Der darauf nach Gleichung (4) folgende Verlauf des Radius 20 ist in Figur 1 aufgetragen. Zum Vergleich ist ein Vergleichsradius in einem konstanten Radius von 75 mm dargestellt.
Nach Gleichung (2) wird sich eine vollständige Kompensation der Anregung in der Resonanzstelle dann ergeben, wenn der Radius mit einer Amplitude von 2,6 mm um einen Mittelwert von 75 mm schwankt. Da aber lediglich eine Kompensation von 50 % angestrebt wird, ergibt sich im vorliegenden Beispiel die Amplitude der Schwankung des Scheibenradius lediglich zu 1 ,3 mm.
Bei der Montage der Rotationsscheibe 10 auf der Kurbelwelle bzw. bei der Konstruktion einer Kurbelwelle mit einstückiger Rotationsscheibe muss die Lage der Rotationsscheibe dann so gewählt werden, das eine hohe Rotationsgeschwindigkeit der Kurbelwelle mit einem kleinen Radius der Rotationsscheibe 10 zusammenfällt. Entscheidend ist dabei der Radius, mit dem das kraftübertragende Endloselement auf die Scheibe ein- bzw. ausläuft.
Die erfindungsgemäße Rotationsscheibe 10 wird vorzugsweise in einer Synchronantriebsvorrichtung oder in einem erfindungsgemäßen Umschlingungsge- triebe eingesetzt. Die Synchronantriebsvorrichtung bzw. das Umschlingungsge- triebe ist vorzugsweise zum Einsatz in einem Kraftfahrzeug oder in einem Luft- fahrzeug ausgebildet. Die erfindungsgemäße Rotationsscheibe 10 bzw. das erfindungsgemäße Umschlingungsgethebe ist jedoch auch unabhängig von diesen Anwendungen einsetzbar, bspw. in Textil- oder Büromaschinen. Bezugszeichenliste
Rotationsscheibe Radius der Rotationsscheibe konstanter Vergleichsradius

Claims

Patentansprüche
1. Umschlingungsgetriebe zur Momentübertragung mit mindestens einer Eingangswelle, die ein Moment in das Umschlingungsgetriebe einleitet, min- destens einer weiteren Welle, auf die das Moment übertragen werden soll, und einem kraftübertragenden Endloselement, das in kraftschlüssiger Verbindung mit sowohl der mindestens einen Eingangswelle als auch der mindestens einen weiteren Welle steht, wobei eine Verbindung zwischen entweder der mindestens einen Eingangswelle oder der mindestens einen wei- teren Welle und dem kraftübertragenden Endloselement durch eine Rotationsscheibe bereitgestellt ist, die von dem kraftübertragenden Endloselement umschlungen ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Rotationsscheibe einen Radius aufweist, der funktional von einem Drehwinkel und einem bestimmten mittleren Radius abhängt.
2. Umschlingungsgetriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Rotationsscheibenradius in der folgenden Form ausdrückbar ist: , wobei hierin ist:
R0 = mittlere Radius,
R1 = eine Unrundheitsamplitude, H1 = Anzahl der Erhebungen, φ = ein Laufparameter aus einem Intervall von 0 bis 2π.
3. Umschlingungsgetriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Rotationsscheibenradius in der folgenden Form ausdrückbar ist:
R{φ) = R0 + ∑R, sin(ntφ + /,) ,
wobei hierin ist:
R0 = mittlere Radius, R1 = eine Unrundheitsamplitude, H1 = Anzahl der Erhebungen, φ = ein Laufparameter aus einem Intervall von 0 bis 2π, Y1 = eine Phasenverschiebung.
4. Umschlingungsgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Rotationsscheibe eine kraftschlüssige Verbindung an derjenigen Welle bereitstellt, die eine Bewegungs- bzw. Momentenstörung in das Umschlingungsgetriebe einbringt.
5. Umschlingungsgetriebe nach Anspruch 4, bei dem die Rotationsscheibe einstückig mit der mindestens einen Eingangswelle ausgebildet ist.
6. Umschlingungsgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekenn- zeichnet, dass das kraftübertragende Element ein Keilriemen ist.
7. Rotationsscheibe zur Bereitstellung einer kraftschlüssigen Verbindung zwischen einem kraftübertragenden Endloselement und einer Welle, dadurch gekennzeichnet, dass der Radius der Rotationsscheibe funktional von einem Drehwinkel und einem mittleren Radius abhängt.
8. Rotationsscheibe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Rotationsscheibenradius in der folgenden Form ausdrückbar ist:
R(φ) = R0 + R, sinfaφ) , wobei hierin ist: R0 = mittlere Radius,
R1 = eine Unrundheitsamplitude, H1 = Anzahl der Erhebungen, φ = ein Laufparameter aus einem Intervall von 0 bis 2π.
9. Rotationsscheibe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Rotationsscheibenradius in der folgenden Form ausdrückbar ist:
R(φ) = R0 + YjRι sm(nιφ + χι) ,
wobei hierin ist:
R0 = mittlere Radius,
R1 = eine Unrundheitsamplitude, H1 = Anzahl der Erhebungen, φ = ein Laufparameter aus einem Intervall von 0 bis 2π,
Y1 = eine Phasenverschiebung.
10. Rotationsscheibe nach einem der Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Rotationsscheibe einstückig mit der Welle ausgebildet ist.
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