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Mécanisme de transmission à roues de friction.
Les mécanismes de transmission à roues de friction se rangent parmi les plus anciens éléments de machines et, tenté par leur simplicité, on a toujours essayé de nouveau de construire des mécanismes de ce genre pratiquement résistants à l'usure et garan- tissant la sécurité de travail voulue pour les puissances couran- tes dans l'industrie. On voulait remplacer les transmissions à courroies,à engrenages etc., par quelque chose de plus simple et de meilleur. Cependant, on n'y a pas réussi jusqu'à présent et, dans l'état actuel de la technique, les milieux compétents considè- rent la transmission à roues de friction comme irréalisable pour des applications industrielles.
De même, dans les ouvrages classi-
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ques modernes sur les éléments de machines on trouve encore tou- jours sous le chapitre "Mécanismes de transmission à roues de friction" la remarque que ceux-ci sont utilisables seulement pour de faibles puissances.
On a engagé sur différentes voies les essais de dévelop- per ou de construire un mécanisme de transmission à roues de fric- tion utilisable. Suivant une disposition généralement connue, on engendre la pression d'application des roues ou galets de friction par le fait qu'on donne à l'un des galets de friction un poids très considérable et qu'on le dispose de manière que l'action de son poids entier, si possible, intervienne pour engendrer la pres- sion d'application. Cette action était renforcée, au besoin, par des poids additionnels, des ressorts, ou analogue.
On a aussi pro- posé de disposer le poids du galet sur un bras de levier, monté à son tour sur un tourillon ou axe, de manière qu'une composante de force résultant du poids du galet, ou du moteur de commande fixé ensemble avec le dit galet sur le bras de levier, et suffisan- te pour assurer la transmission de la force, agisse dans la direc- tion de la pression d'application. Dans le passé, où les moteurs électriques avaient encore un poids quintuple à décuple de celui d'aujourd'hui, ce poids suffisait à cet effet. Avec les moteurs d'aujourd'hui, qui ont un poids très faible, on a prévu pour cette raison, afin d'obtenir une pression d'application suffisamment grande, encore des poids additionnels servant à renforcer la pression d'application.
Cependant, toutes ces dispositions ont le désavantage qu'aussi pendant la marche à vide, ou en charge partielle, la tota lité de la pression d'application agit sur les surfaces de fric- tion, ce qui entraîne une usure relativement rapide. Mais un défaut tout particulier de ces dispositifs réside dans le fait que dans le cas de surcharges, ou d'à-coups de surcharge, la force de la pression d'application résultant du poids ou de la traction de ressorts ne suffit pas pour la transmission du moment de rota-
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tion, d'où il résulte alors un glissement entre les deux roues de friction, qui entraîne une usure rapide et la destruction des surfaces de friction.
On a cru pouvoir remédier à ces difficultés en garnissant l'une des roues de friction d'une garniture constituée par un matériau très élastique, à coefficient de frottement élevé, par exemple du caoutchouc. Mais c'était également une erreur, parce qu'avec les efforts auxquels on a affaire dans les mécanismes de transmission répondant aux puissances usuelles dans l'industrie, des matériaux de ce genre sont détruits très rapidement.
De plus, on connaît des mécanismes de transmission à roues de friction dans lesquels la pression d'application était obtenue en laissant entre les paliers une distance plus petite que celle répondant aux diamètres des deux roues de friction.
Dans ces mécanismes la pression d'application est ainsi engendrée par la flexion élastique des arbres. Sans parler des défauts in- hérents aux mécanismes décrits en premier lieu, l'importance de la pression d'application dans le mécanisme selon cette dernière exé- cution est en outre incontrôlable et, par suite des imprécisions de fabrication dans les limites des tolérances de fabrication usuelles, elle peut devenir tellement grande qu'il en résulte une destruction très rapide des surfaces des roues de friction.
Et puisqu'on outre, les deux roues des mécanismes de transmission de ce genre doivent être faites en acier, le plus souvent en acier trempé qui possède un très faible coefficient de frottement, les efforts subis par les paliers deviennent dans ce cas également tellement grands et incon- trôlables qu'une exécution des mécanismes de transmission à roues de friction sous cette forme devient impossible pour les puissances relativement élevées.
Dans ces mécanismes décrits en dernier lieu, la pression d'application diminue en outre avec l'augmentation de l'usure, d'où glissement et partant usure encore accrue. Cela exige encore des dispositifs compensateurs très compliqués et coûteux.
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Dans d'autres constructions connues, où la pression d'application est obtenue par la déformation élastique de bagues métalliques, on a affaire aux mêmes défauts.
Un autre genre de mécanismes de transmission à roues de friction met la pression d'application en dépendance du moment de rotation inverse ou opposé, par le fait qu'il comprend entre les roues de friction et la machine entraînée une paire de roues dentée- disposées de manière que la pression inverse ou de retour des roues dentées engendre la pression d'application nécessaire. Le même ré- sultat peut être obtenu avec une transmission intercalée à courroie.
Cependant, dans ces cas la valeur de la pression d'application ne dépend pas uniquement du moment de rotation inverse, mais aussi du rapport de transmission choisi pour les roues dentées, respecti- vement pour la transmission à courroie. Sans parler de ce que l'in- tercalation d'un mécanisme de ce genre renchérit considérablement l'ensemble du dispositif, la gamme des nombres de tours réalisa- ble est fortement restreinte, parce que pour engendrer une pres- sion d'application suffisamment grande le mécanisme intermédiaire doit être exécuté avec une très grande démultiplication.
Or, la présente invention résout le problème de la cons- truction d'un mécanisme de transmission à roues de friction d'une simplicité de disposition surprenante, pour la transmission de puissances de toutes grandeurs, dans lequel la pression d'applica- tion reste, sans intercalation d'éléments de construction addition- nels, toujours dans une dépendance telle du moment de rotation inverse, qu'elle suffise juste à vaincre ce dernier, et dans lequel il ne se produit pratiquement pas de glissement, même dans le cas d'à-coups de surcharge jusqu'au moment de renversement du moteur, de sorte que les roues de friction ne sont pas exposées à une usure digne de mention.
Dans ce mécanisme de transmission l'action du poids propre des roues à friction et du moteur électrique y relié est éliminée dans la mesure du possible à un point tel que, dans la direction de la pression d'application, elle agisse seulement
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par une composante très petite, pour assurer le contact entre les deux surfaces de friction. Toute action de poids au-delà de celle-ci est, d'une manière générale, indésirable. Si, pour des raisons cons- tructives, il est impossible de l'éviter complètement dans des cas isolés, on en tientun compte particulier dans le calcul du mécanisme
Le principe de la disposition suivant l'invention est dé- crit dans ce qui suit à l'aide des dessins annexés représentant quelques exemples d'exécution.
Le premier exemple choisi est celui représenté sur la figure 1, suivant lequel le mécanisme de trans- mission est supposé être exécuté avec des axes verticaux, de sorte que l'action du poids du galet oscillant et du moteur de commande y relié est éliminée.
Sur la figure 1 l'arbre moteur est désigné par 1 et l'arbre entraîné par 2. Les deux arbres sont disposés verticalement.
Sur l'arbre 1, monté de manière rotative à l'extrémité du bras de levier 5, est fixée la roue de friction entraîneuse 3. Le bras de levier 5 est monté avec son autre extrémité de manière rotative sur l'axe ou tourillon fixe 6 (point fixe). L'arbre entraîné 2 est monté de manière rotative dans les deux paliers 7 et porte la roue de fric tion entraînée 4. Il est évident que cette roue de friction peut être disposée aussi en porte-à-faux.
On supposera que la roue de friction entraîneuse 3 occupe la position représentée en traits interrompus et que l'arbre 1 avec sa roue de friction 3 est mis en rotation dans le sens de la flèche.
Lorsqu'on fait alors tourner le levier oscillant 5 et, partant, la roue de friction vers la gauche, dans la position de travail représentée en traits pleins, de sorte que la roue de friction en rotation 5 entre en contact avec la roue de friction immobile 4, la roue de friction 3 aura tendance à rouler sur la périphérie de la roue de friction 4. Mais, puisqu'elle en est empêchée par le bras de levier 5,elle adhère avec force à la périphérie de la roue de friction 4 et met cette dernière en rotation dans le sens de
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la flèche.
Il s'établit ainsi à l'endroit de contact entre les deux roues de friction, par suite de la réaction de la roue de fric- tion entraînée 4, la force de pression d'application (force normale P qui engendre la force de frottement périphérique Pu. L'influence, souvent insignifiante, du moment de rotation inverse, provenant de la cage du moteur électrique sur la grandeur de P sera d'abord né- gligée et prise en considération dans la suite. Cette simplification provisoire revient (comme on le verra plus loin) au fait, qu'on sup- pose d'abord que le rayon r de la petite roue de friction est très petit par rapport à la longueur du levier oscillant 5.
Pour obte- nir dans ces conditions une transmission d'énergie pratiquement sans glissement et partant sans pertes aux roues de friction, la force de frottement Pu doit être égale ou supérieure à la force périphérique U résultant du moment de rotation. Le coefficient de frottement est approximativement constant. En introduisant tg comme rapport de la force periphérique U à la force normale P on obtient par conséquent le postulat
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tg y e- = 2 p C= p 1 À,, p ç I/U (1) c'est-à-dire, le mécanisme de commande à roues de friction trans- mettra l'énergie, appliquée du côté entraîneur, pratiquement sans glissement et sans pertes, si la tangente de l'angle est choisi égale ou inférieure à u.
Dans le cas de la supposition susmen- tionnée d'un très petit rayon de la petite roue de friction, les forces P, U et la force axiale dirigée dans le sens du levier oscil- lant 5 doivent faire équilibre au point de contact des roues à friction. De là la relation simple tg tg . Ó (2) Dans les figures suivantes, 2, 3 et 4, pour lesquelles les simplifi- cations introduites seront encore en vigueur, l'angle caractéristique nommé sur la figure 1 est designé directement par De ces réflexions il résulte en outre qu'il est indifférent si le point
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de rotation (point fixe) 6 est situé sur la droite 1-6 dans sa partie désignée par plus (+) ou dans sa partie désignée par moins (-) de même que le résultat n'est pas influencé par la grandeur de la distance du point 6 au point 1.
Cependant, la disposition du point de rotation sur la partie désignée par moins (-) de la droite 1-6 présente, par rapport à la disposition sur sa partie désignée par plus (+) pratiquement certains désavantages qui seront exposés avec plus de détails avec référence à la figure 2. Sur la figure 2 l'arbre entraîneur est désigné de nouveau par 1 et l'arbre entraî- né par 2,6 désigne le point de rotation du levier oscillant sur la partie désignée par plus (+), alors que 6' désigne le point de rotation du levier oscillant sur la partie désignée par moins (-) de la droite 1-6. Les segments 1-6 et 1-6' sont choisis de même longueur.
Lorsqu'on considère d'abord la disposition avec le levier oscillant 1-6' on voit que, lors de la mise en rotation de la roue de friction entraîneuse 3 dans le sens de la flèche, l'angle # deviendra d'autant plus petit que la roue de friction 3 adhère avec plus de force à la roue de friction entraînée 4. Cette adhérence avec force dépend de la déformation élastique de toutes les parties par suite du moment de rotation inverse et est accompagnée d'un cheminement ou déplacement de la roue 3 jusque, par exemple, dans la position 3' représentée en traits interrompus. Théoriquement l'angle peut devenir dans ce cas même égal à 0. La pression d'application et partant aussi la force de frottement deviennent alors infiniment grandes et provoqueraient un renversement de la position de la roue de friction 3.
Or, par suite de l'accroissement de la force de la pression d'application P, avec la diminution de l'angle , la charge superficielle des roues de friction et la charge des paliers deviendraient aussi plus grandes et partant plus désavantageuses. L'inverse se produit avec la disposition du levier oscillant 1-6. Avec l'accroissement de la charge par le moment de rotation inverse et avec l'augmentation, en résultant,
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de la force d'adhésion de la roue de friction 3 à la roue de fric- tion 4, l'angle devient plus grand et, partant, l'effort super- ficiel des roues de friction et la charge des paliers, plus petits.
Or, ce changement répond aux exigences de travail, parce que la diminution de la force de la pression d'application par suite de l'augmentation de l'angle est compensée par le fait que le coefficient de frottement en état de mouvement est, dans le présent cas, supérieur à celui en état de repos par suite de la déformation élastique aux faces de frottement. De plus, comme il ressort de la figure 2, un renversement de la position de la roue de friction 3 est impossible avec cette disposition. Ces réflexions mènent à la conclusion qu'on obtient une disposition particulièrement avanta- geuse du mécanisme de transmission lorsque le point de rotation 6 est choisi sur une ligne droite partant du point 1 et coupant le cercle décrit autour du centre 2 dont le rayon est égal à la somme des rayons des deux roues de friction.
Des essais précis ont prouvé que l'angle reste à peu près le même pour différentes charges lorsque le point de rotation est déplacé vers ou situé en 6". Le point 6" correspond dans ce cas approximativement au pied de la perpendiculaire menée du point 2 à la ligne droite 1-6.
Le résultat de ces considérations sur l'accroissement ou la diminution de l'angle pest plus exactement représentable sous forme de courbes. Sur la figure 4 l'axe des x représente la ligne 1-6 suivant la figure 2, sur laquelle est choisi le point de rotation 6, respectivement 6', du levier oscillant, alors que l'axe des y représente le changement de l'angle p, égal à ¯p, en rapport avec le déplacement du point 1 vers le point 1' de la valeur 68.
Cette valeur ¯'/¯s peut être positive, c'est-à-dire ¯s augmentant l'angle f ' ou negative, c'est-à-dire diminuant l'an- gle f - Le point d'intersection 1 de l'axe des x avec l'axe des y est identique avec le point 1 suivant la figure 2. La distance c
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entre la parallèle à l'axe des x et ce dernier correspond à une certaine valeur négative du changement angulaire, obtenue dans le cas du déplacement du point de rotation 6 ou 6' dans l'infini. Or, lorsqu'on choisit sur la figure 2 le point de rotation du levier oscillant en 6", qui correspond au pied de la perpendiculaire menée du point 2 à la ligne 1-6, l'angle f reste pratiquement constant, lorsque le point 1 est déplacé vers le point 1' par suite de l'agrandissement du moment de rotation.
Lorsque ce point 6" est porté à la figure 4 sur la partie positive de l'axe des X, ce point est simultanément un point de la courbe qui représente le changement angulaire. Cette courbe, obtenue dans son ensemble, possède approximativement la forme d'une hyperbole équilatère.
Comme il ressort de la figure 4, le changement angulaire sera positif lorsque le point de rotation 6 est choisi entre les deux points 1 et 6", Lorsque la longueur du levier oscillant est choisie supérieure à 1-6", le changement angulaire devient néga- tif, en ne pouvant cependant prendre pour maximum, dans le cas du déplacement du point de rotation dans l'infini, que tout au plus la valeur c. Lorsqu'on porte sur la partie positive de l'axe des x le segment 1-6 suivant la figure 2 et qu'on mène une parallèle de ce point à l'axe des y, la distance 6-6"' représente la mesure ¯p/¯s de l'accroissement de l'angle p pour une certaine augmentation de la charge.
Lorsqu'on porte le segment 1-6' (figure 2) à partir du point 1 sur le côté négatif de l'axe des x et qu'on mène de ce point la parallèle à l'axe des y, on obtient la distance 6'-6"" représen- tant le décroissement de l'angle p pour la même augmentation de la charge. On voit de là que, dans le cas de la disposition du point de rotation 6 entre les deux points 1-6", le changement angu- laire est positif lors d'une augmentation de la charge, mais qu'il devient d'autant plus petit que le point 6 est plus rapproché du point 6".
Lorsque le point de rotation 6 est porté au-delà de 6", on obtient un changement angulaire négatif, mais celui-ci ne peut
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atteindre qu'un maximum égal à c, La disposition du point de rota- tion 6' sur la partie négative de l'axe des x donne toujours un changement angulaire négatif lors d'une augmentation de la charge, qui peut atteindre comme minimum la valeur c à une longueur infini- ment grande du levier oscillant, mais qui, avec les longueurs pra- tiquement possibles du levier oscillant, atteint le cas échéant des valeurs tellement grandes que la sécurité de fonctionnement du mé- canisme de transmission n'est plus garantie.
Les relations faisant l'objet de cette étude graphique ne peuvent apparaître qu'en tenant compte de l'élasticité des maté- riaux de construction utilisés.
Comme il ressort de la figure 3, les conditions obtenues avec la disposition y représentée du mécanisme de transmission (prise intérieure) sont considérablement plus avantageuses. Dans ce cas l'angle grandit aussi bien avec la disposition du point de rotation en 6 qu'en 6', lorsque, par suite de l'élasticité des matériaux, le centre de rotation 1 de la roue de friction se déplace vers 1' de la valeur ¯s. Seulement avec la disposition du point de rotation 6 dans la zone 1-6", l'angle p diminue lors du dépla- cement susmentionné de 1 à 1', Il en résulte donc que le graphique suivant la figure 4 est valable également pour ce cas, mais avec signes inversés.
De plus, tg p, c'est-à-dire le rapport de la force périphérique à la force normale, est encore influencée par le mo- ment de rotation inverse du moteur électrique. Laissons tomber à présent la supposition, admise jusqu'ici, d'un rayon très petit , de la petite roue de friction, par rapport à la longueur du levier oscillant. Sur la figure 5 la force normale ou de la pression d'ap- plication agissant sur la petite roue ou le galet de friction est désignée, comme ci-devant, par P et la force opposée de la roue entraînée, agissant à la périphérie du galet de friction entraîneur, par U. Par ces deux forces est engendrée une force résultante R
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agissant sur le galet de friction entraîneur et transmise du point 1, par l'arbre du rotor du moteur, aux supports de ce dernier faisant partie de la cage.
Par la translation de la force R appliquée au point de contact,en la force R1, de même grandeur et de même sens, appliquée au point 1, on obtient un moment de rotation R1. e qui fait équilibre au moment de rotation transmis électromagnétiquement du rotor à la cage, mais qui change la pression d'application des deux roues de friction l'une contre l'autre, à savoir, en augmen- tant ou en diminuant la force de la dite pression d'application, suivant la disposition choisie.
Suivant les figures 5 et 6 on a:
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sin (J - 0( = r (3) sin (180 - r b sin f cos C< - cos Y sin oC ¯ r sine 1 sin 0( = cos 0( - r tgj b tg J = sin 0(- z COS 0( -r Suivant les figures 7 et 8 on a:
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sin (0( - y) - r (5) sin ( 180 - 1 ) b ts sin cos 0( + .!: b Comme il ressort de ces formules et des figures du dessin, l'action du moment de rotation inverse ou opposé de la cage du moteur est telle qu'avec la disposition suivant les figures 5 et 6 elle diminue la force de la pression d'application, alors qu'avec la disposition suivant les figures 7 et 8 elle augmente la force de la pression
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d'application.
Passons maintenant à la prise en considération de l'action des forces extérieures qui s'appliquent à l'arbre oscil- lant (voir figure 9). Dans beaucoup de cas il s'agira du poids propre de la partie oscillante, mais aussi d'autres forces, telles que forces de ressorts, forces magnétiques, etc, servant à exercer des actions particulières, peuvent entrer ici en considération.
Pour être tout à fait général on supposera donc la direction de la force Q non verticale vers le bas, mais quelconque. (Supposons que cette force extérieure Q, qui peut être la résultante de dif- férentes forces extérieures, inclut l'angle avec la ligne reliant l'un à l'autre les centres des roues de friction).
La figure 9 montre les forces U, P et Q qui tendent à faire tourner la partie oscillante. Pour le moment il n'est pas nécessaire de connaître la force au point fixe D, puisqu'il s'agit de déterminer les conditions d'équilibre contre la rotation autour du point fixe D, pour la totalité de l'ensemble oscillant.
Mettons 0 pour la somme de tous les moments de rotation autour du point D et nous obtenons alors:
U (l.cos c<- r) + Q b sin ( Ó+ss) - P b sinÓ= 0. (7) de la définition tgp= U on obtient ainsi: P
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t sin oC ¯ SJ cos + Si sin ( aC + /3) - b ( 8 ) U Cette formule est valable pour une disposition suivant les figures 5 et 6. Pour des dispositions suivant les figures 7 et 8 le signe de .9 est inversé et on obtient:
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sin cos <=<- + ¯q sin 0( sin ( 0( + !3) + l: (9) U b Ces deux dernières équations pour tg J forment la base de l'éta- blissement exact du calcul du mécanisme de transmission suivant la
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présente invention. Judicieusement appliquées, elles sont valables d'une manière tout à fait générale pour tout état de travail.
La valeur tirée de ces formules pour tg f avec les données de construc tion ne doit pas dépasser la grandeur du coefficient de frottement u, mais doit rester en-dessous d'elle d'une certaine valeur de sû- reté. Cependant, on ne fera tgp jamais plus petite que nécessaire pour éviter le glissement, afin que la pression d'application ne devienne pas inutilement grande.
Des deux dernières équations on peut calculer la force normale Q et l'on obtient, lorsqu'on la considère en fonction de la force périphérique, une ligne droite qui ne passe pas par le point zéro. Mais si l'influence de la force extérieure est éliminée, ce qui peut se faire à tout moment par exemple par un choix convena- ble de /3 la dite droite passe par le point zéro et tgp est alors constante pour toutes les charges.
Les équations 8 et 9 se rapportent à la marche station- naire et décrivent les forces et les rapports de tensions pendant le fonctionnement suivant l'invention. L'entrée en action du fonc- tionnement suivant l'invention doit être contrôlée séparément ou à elle seule. D'après l'expérience on parvient toujours à obtenir au démarrage une entrée en action précise du fonctionnement suivant l'invention par une mise en rapport, ou en concordance, convenable de Ó, r/b et Q sin (Ó+ss). Pour cette mise en rapport, ou en concordance, on a de très nombreuses possibilités de combinaisons.
Les figures 5 à 8'représentent quelques dispositions de principe, dans lesquelles on'suppose que la commande est effectuée par la plus petite roue de friction, disposée de manière oscillante.
Dans le cas de la commande d'un générateur on aura très souvent à choisir aussi la grande roue de friction, stationnaire, comme -organe entraîneur. Dans ce cas on obtient des conditions de travail différentes en apparence, pouvant cependant être ramenées à l'une des quatre dispositions suivant les figures 5 à 8. Dans le cas
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d'un changement de la direction du flux de l'énergie et d'un ren- versement simultané du sens de la rotation, le mode de fonctionne- ment suivant l'invention est conservé.
Or, dans de nombreux cas il faut aussi pouvoir changer le sens de la rotation en conservant le même sens du flux de l'é- nergie. S'il est nécessaire d'obtenir avec la machine commandée considérée le plein rendement effectif dans les deux sens de rota- tion, on choisira une disposition suivant les figures 10 et 11.
Dans ce cas il est nécessaire de faire osciller le galet de friction entraîneur, - pour le changement du sens de rotation, - autour du point 6, de manière qu'il o'ccupe la position représentée en traits interrompus. Simultanément le sens de rotation du moteur de command doit être renversé par un commutateur convenable. Le renversement de la roue de friction entraîneuse dans la position représentée en traits interrompus peut être effectué directement à la main, ou au moyen d'un tringlage disposé ad hoc, ou aussi par voie électrique, par exemple à l'aide d'aimants, d'un moteur de défreinage, ou ana- logue.
Or, la plupart des machines commandées, pour lesquelles un renversement du sens de rotation est nécessaire, n'exigent pas la pleine puissance pour la marche arrière, mais seulement une puissance qui surmonte la force demandée par la machine commandée pour la marche à vide. Dans ce cas il ne sera pas nécessaire avec le mécanisme à roues de friction suivant l'invention de renverser le galet de friction dans la position représentée en traits interrompus. Il suffira de renverser le sens de rotation du moteur et de choisir la disposition de manière que le poids propre de la roue de friction entraîneuse ou celui du moteur de commande, res- pectivement la force extérieure correspondante, engendre une force de pression d'application qui soit suffisamment grande pour garan- tir l'entraînement sans glissement en marche arrière.
Dans ce cas la formule suivante s'applique pour le calcul du mécanisme de transmission suivant les figures 5 et 6
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tg ######################## (10) Û sin ( 0<. + t3) + 1 - cos 0(, (10) et pour le calcul du mécanisme de transmission suivant les figures 7 et 8 la formule:
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sin oC (11) tg f .2 sin sin ( +3 ) ¯ fi ) 1:
cos c<, (11) b Puisque chaque machine commandée possède des masses mobiles inertes qui doivent être d'abord accélérées lors de la mise en marche et puisqu'un moteur de commande normal possède, avec un couplage nor- mal en triangle, lors de la mise en marche un moment de démarrage 5/2 fois plus grand, il faudrait calculer l'action du poids propre dans la marche arrière pour ce moment de démarrage 5/2 fois plus grand, si la mise en marche doit s'effectuer sans glissement entre les roues de friction. Par conséquent il semble être utile d'action- ner le moteur de commande,pour la marche arrière, avec un cou- plage en étoile, avec lequel il possède seulement un moment de démarrage d'environ 0,8, parce que dans ce cas la pression d'appli- cation produite par le poids propre peut être de 1/3 seulement.
Le même résultat peut être atteint par l'intercalation de résistances convenables dans l'amenée du courant au moteur de commande. Dans ce cas il suffit déjà de placer une telle résistance dans l'une des phases.
Il peut arriver en pratique que, pour des raisons construc tives, le montage du mécanisme de commande sur la machine comman- dée ne puisse pas être exécuté de manière que la force de pression d'application nécessaire à la marche arrière résulte de l'action du poids propre du galet de friction entraîneur, respectivement du moteur de commande. Par exemple, si le montage suivant la figure 12 est seul possible ou désirable, il ne résulte du poids propre au- cune pression d'application. Une disposition suivant la figure 13 donnerait, le cas échéant, une pression d'application, par l'action
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du poids propre, trop faible pour la réalisation de la marche arrière.
Dans ce cas le poids propre peut être remplacé par d'autre- forces, par exemple, par la force humaine, la force de ressorts, la force magnétique et analogues. Comme il a eté déjà mentionné, toutes ces variantes sont exactement calculables pare terme Q sin (Ó+ss),
Le calcul de la largeur nécessaire de la roue de friction est fait suivant les formules:
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Force périphérique U = 718Z0.1 PS (12) n, r, em Largeur de la roue à friction B = U (13) . . dr cm dans laquelle / et k dépendent du matériau constitutif des deux roues de friction, tandis que dr représente le diamètre relatif sous lequel a lieu la prise entre les deux roues de friction. dr est calculé à l aide des formules suivantes:
dans le cas de prise extérieure (figures 5 et 7) 1 = 1 + 1 (14) dr d1 d2 dans le cas de prise intérieure (figures 6 et 8) 1 = 1 - 1 (15) dr dl d2
Une importance particulière revient au choix du matériau constitu- tif des deux'roues de friction. L'emploi du même matériau pour les deux roues de friction est inopportun, parce que dans ce cas une usure éventuelle se produirait sur les deux roues de friction. Au contraire, on a constaté qu'il est utile que l'usure éventuelle se produise sur l'une des roues de friction, à savoir, sur la plus petite, qui est exécutée de manière que son remplacement puisse se faire très facilement et rapidement, sans frais impor- tants.
Des essais pousses ont prouvé que les résultats les plus avantageux sont obtenus lorsque l'une des deux roues de friction
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est en métal, préférablement en fonte ou en acier, avec surface de frottement polie, alors que pour l'autre roue de friction on adopte un matériau non-métallique, peu élastique, par exemple, du bois dur, du bois dur contreplaqué, de la fibre, de la matière comprimée de résine synthétique, de la matière comprimée de résine- synthétique avec garniture en tissu, etc.
Le matériau doit avoir une haute résistance, particulièrement aux efforts de pression, doi avoir une certaine élasticité, mais pas trop grande, ne doit pas présenter de déformation permanente après avoir subi des efforts de pression de l'importance se produisant dans des mécanismes de transmission de l'espèce considérée et doit avoir la propriété que sa surface se polisse elle-même en coopérant avec une autre surface polie. La matière comprimée de résine synthétique avec garniture en tissu, nommée usuellement matière comprimée à tissu, présente ces propriétés dans une mesure particulièrement importante, de sorte qu'elle trouvera une application préférée aussi dans les mécanismes de transmission suivant l'invention, pour puissances relativement grandes.
Ce matériau est préparé sous forme de pla- teaux ou de plaques des épaisseurs les plus diverses, par applica- tion de pression et de chaleur. Or, l'action de la chaleur est plus forte aux faces extérieures qu'au milieu de la plaque et par- tant les propriétés de roulement de ce matériau sont autres dans les zones extérieures qu'au milieu. Ces différences sont naturelle- ment d'autant plus grandes que la plaque est plus épaisse.
Afin d'obtenir sur toute la surface de frottement des conditions de travail aussi uniformes que possibles, les roues de friction pour les puissances relativement grandes sont constituées non pas d'un corps en matière comprimée à tissu d'une épaisseur correspondante, mais on emploie du matériau en plaques plus minces et plusieurs de ces plaques sont assemblées côte à côte sur un moyeu métallique, pour former une roue de friction de largeur correspondante.
Ainsi, l'invention est basée sur la découverte que la
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partie de la force de pression d'application résultant du poids du moteur de commande, de la roue de friction entraîneuse, du levier oscillant et des forces additionnelles le cas échéant exis- tantes, doit être plus petite que la force nécessaire à la trans- mission du moment de rotation d'entraînement, cette découverte étant diamétralement opposée aux conceptions existantes jusqu'à présent et conduisant à la découverte inventive ultérieure que, pour tous les cas se présentant en pratique, les forces agissant sur la pression d'application sont déterminables par les valeurs p ,x, Q, U, ss, r et b.
Comme exposé plus haut ces valeurs signifient: f l'angle de frottement, pour lequel il faut observer la condi- tion tgp = u, ou que tgp doit rester égale à,
Q la force extérieure,
U la force périphérique, r le rayon de la roue de friction de plus petit diamètre ou oscillante, et b la longueur du levier oscillant de la roue de friction oscil- lante.
La ligne droite partant du centre de la roue mobile, dans la direc- tion du point de contact des deux roues, enferme, avec la ligne droite dirigée dans le sens de la force agissant de l'extérieur, l'angle;0 et avec la ligne droite passant par le point de sus- pension, l'angle Ó, ce dernier étant compté à partir du point de contact dans la direction de travail de la roue mobile ou oscillante.
**ATTENTION** fin du champ DESC peut contenir debut de CLMS **.
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Friction wheel transmission mechanism.
Friction wheel transmission mechanisms are among the oldest parts of machines and, tempted by their simplicity, attempts have always been made to construct mechanisms of this kind practically resistant to wear and guarantee the safety of the machine. required work for the current powers in industry. We wanted to replace transmissions with belts, gears etc., with something simpler and better. However, this has so far not been successful, and in the present state of the art, the friction wheel drive is considered by those skilled in the art to be impractical for industrial applications.
Likewise, in the classical works
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Modern machine components still find under the chapter "Friction wheel transmission mechanisms" the remark that these can only be used for low powers.
Attempts to develop or construct a usable friction wheel transmission mechanism have been initiated in various directions. According to a generally known arrangement, the application pressure of the friction wheels or rollers is generated by the fact that one of the friction rollers is given a very considerable weight and that it is arranged so that the action of its whole weight, if possible, intervenes to generate the application pressure. This action was reinforced, if necessary, by additional weights, springs, or the like.
It has also been proposed to dispose the weight of the roller on a lever arm, mounted in turn on a journal or pin, so that a component of force resulting from the weight of the roller, or of the drive motor fixed together with said roller on the lever arm, and sufficient to ensure the transmission of the force, acts in the direction of the application pressure. In the past, when electric motors still weighed five to ten times that of today, that weight was sufficient for this purpose. With today's engines, which have a very low weight, provision has been made for this reason, in order to obtain a sufficiently large application pressure, still additional weights serving to reinforce the application pressure.
However, all these arrangements have the disadvantage that also during idle operation, or at partial load, all of the application pressure acts on the friction surfaces, resulting in relatively rapid wear. But a very particular defect of these devices lies in the fact that in the case of overloads, or surges of overload, the force of the application pressure resulting from the weight or the tension of the springs is not sufficient for the transmission of torque
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tion, which then results in a slip between the two friction wheels, which causes rapid wear and destruction of the friction surfaces.
It was believed that these difficulties could be remedied by lining one of the friction wheels with a lining consisting of a very elastic material, with a high coefficient of friction, for example rubber. But it was also a mistake, because with the efforts that we are dealing with in transmission mechanisms responding to the usual powers in industry, materials of this kind are destroyed very quickly.
In addition, transmission mechanisms with friction wheels are known in which the application pressure was obtained by leaving between the bearings a distance smaller than that corresponding to the diameters of the two friction wheels.
In these mechanisms, the application pressure is thus generated by the elastic bending of the shafts. Without speaking of the defects inherent in the mechanisms described in the first place, the extent of the application pressure in the mechanism according to the latter execution is moreover uncontrollable and, as a result of manufacturing inaccuracies within the limits of the tolerances of the latter. conventional manufacturing, it can become so large that it results in a very rapid destruction of the surfaces of the friction wheels.
And since in addition, the two wheels of transmission mechanisms of this type must be made of steel, most often of hardened steel which has a very low coefficient of friction, the forces undergone by the bearings in this case also become so great. and uncontrollable that execution of the friction wheel transmission mechanisms in this form becomes impossible for relatively high powers.
In these mechanisms described last, the application pressure also decreases with increasing wear, resulting in slippage and hence further increased wear. This still requires very complicated and expensive compensating devices.
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In other known constructions, where the application pressure is obtained by the elastic deformation of metal rings, we are dealing with the same defects.
Another type of friction wheel transmission mechanism puts the application pressure in dependence on the reverse or opposite torque, in that it comprises between the friction wheels and the driven machine a pair of toothed wheels arranged so that the reverse or return pressure of the toothed wheels generates the necessary application pressure. The same result can be obtained with an intermediate belt transmission.
However, in these cases the value of the application pressure does not depend only on the reverse torque, but also on the transmission ratio chosen for the toothed wheels, respectively for the belt transmission. Without speaking of the fact that the intercalation of a mechanism of this kind considerably increases the cost of the whole device, the range of the numbers of turns that can be achieved is greatly restricted, because to generate a sufficient application pressure large the intermediate mechanism must be executed with a very large reduction.
Now, the present invention solves the problem of constructing a transmission mechanism with friction wheels of surprisingly simple layout, for the transmission of powers of all sizes, in which the application pressure remains. , without intercalation of additional construction elements, always in such a dependence on the reverse torque that it is just enough to overcome the latter, and in which hardly any slip occurs, even in the case of '' surges of overload until the moment of overturning of the engine, so that the friction wheels are not exposed to noticeable wear.
In this transmission mechanism the action of the self-weight of the friction wheels and of the electric motor connected to them is eliminated as far as possible to such an extent that, in the direction of the application pressure, it acts only
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by a very small component, to ensure contact between the two friction surfaces. Any weighting action beyond this is generally undesirable. If, for structural reasons, it is impossible to avoid it completely in isolated cases, special account is taken in the calculation of the mechanism.
The principle of the arrangement according to the invention is described in the following with the aid of the appended drawings showing some examples of execution.
The first example chosen is that shown in Fig. 1, according to which the transmission mechanism is supposed to be executed with vertical axes, so that the action of the weight of the oscillating roller and of the drive motor connected to it is eliminated.
In Figure 1 the motor shaft is designated by 1 and the driven shaft by 2. The two shafts are arranged vertically.
On the shaft 1, rotatably mounted at the end of the lever arm 5, is fixed the driving friction wheel 3. The lever arm 5 is mounted with its other end rotatably on the fixed axis or journal 6 (fixed point). The driven shaft 2 is rotatably mounted in the two bearings 7 and carries the driven friction wheel 4. It is obvious that this friction wheel can also be arranged in cantilever.
It will be assumed that the driving friction wheel 3 occupies the position shown in broken lines and that the shaft 1 with its friction wheel 3 is rotated in the direction of the arrow.
When the oscillating lever 5 and hence the friction wheel are then rotated to the left, into the working position shown in solid lines, so that the rotating friction wheel 5 comes into contact with the friction wheel stationary 4, the friction wheel 3 will tend to roll on the periphery of the friction wheel 4. But, since it is prevented from doing so by the lever arm 5, it adheres forcefully to the periphery of the friction wheel 4 and rotates the latter in the direction of
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the arrow.
There is thus established at the point of contact between the two friction wheels, as a result of the reaction of the driven friction wheel 4, the application pressure force (normal force P which generates the friction force peripheral Pu. The influence, often insignificant, of the reverse torque coming from the cage of the electric motor on the magnitude of P will first be neglected and taken into consideration in the following. This provisional simplification comes back (as we will see later) by the way, that we first assume that the radius r of the small friction wheel is very small compared to the length of the oscillating lever 5.
In order to obtain under these conditions a transmission of energy practically without slipping and therefore without losses to the friction wheels, the friction force Pu must be equal to or greater than the peripheral force U resulting from the torque. The coefficient of friction is approximately constant. By introducing tg as the ratio of the peripheral force U to the normal force P we consequently obtain the postulate
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tg y e- = 2 p C = p 1 À ,, p ç I / U (1) i.e. the friction wheel drive mechanism will transmit the energy, applied to the drive side, practically without slip and without losses, if the tangent of the angle is chosen equal or less than u.
In the case of the above assumption of a very small radius of the small friction wheel, the forces P, U and the axial force directed in the direction of the oscillating lever 5 must balance at the point of contact of the wheels. friction. Hence the simple relation tg tg. Ó (2) In the following figures, 2, 3 and 4, for which the simplifications introduced will still be in force, the characteristic angle named in figure 1 is designated directly by From these reflections it further results that is irrelevant if the point
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of rotation (fixed point) 6 is located on the straight line 1-6 in its part designated by plus (+) or in its part designated by minus (-) just as the result is not influenced by the size of the distance from point 6 to point 1.
However, the arrangement of the point of rotation on the part designated by minus (-) of the line 1-6 presents, compared to the arrangement on its part designated by plus (+) practically certain disadvantages which will be explained in more detail with reference to figure 2. In figure 2 the drive shaft is designated again by 1 and the driven shaft by 2,6 designates the point of rotation of the rocker lever on the part designated by plus (+), then that 6 'designates the point of rotation of the oscillating lever on the part designated by minus (-) of the line 1-6. Segments 1-6 and 1-6 'are chosen the same length.
When we first consider the arrangement with the oscillating lever 1-6 'we see that, when the driving friction wheel 3 is rotated in the direction of the arrow, the angle # will become all the more small that the friction wheel 3 adheres with more force to the driven friction wheel 4. This adhesion with force depends on the elastic deformation of all parts as a result of the reverse torque and is accompanied by a tracking or displacement of wheel 3 up to, for example, position 3 'shown in broken lines. Theoretically the angle can in this case even become equal to 0. The application pressure and hence also the friction force become infinitely large and would cause a reversal of the position of the friction wheel 3.
However, as a result of the increase in the force of the application pressure P, with the decrease in the angle, the surface load of the friction wheels and the load of the bearings would also become larger and hence more disadvantageous. The reverse occurs with the arrangement of the swing lever 1-6. With the increase of the load by the reverse torque and with the resulting increase,
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With the force of adhesion of the friction wheel 3 to the friction wheel 4, the angle becomes larger and hence the surface force of the friction wheels and the load of the bearings smaller.
Now, this change meets the working requirements, because the decrease in the force of the application pressure as a result of the increase in the angle is compensated by the fact that the coefficient of friction in the state of motion is, in the present case, greater than that in the state of rest as a result of the elastic deformation at the friction faces. In addition, as can be seen from FIG. 2, a reversal of the position of the friction wheel 3 is impossible with this arrangement. These reflections lead to the conclusion that a particularly advantageous arrangement of the transmission mechanism is obtained when the point of rotation 6 is chosen on a straight line starting from point 1 and intersecting the circle described around the center 2, the radius of which is equal to the sum of the radii of the two friction wheels.
Precise tests have shown that the angle remains roughly the same for different loads when the point of rotation is moved to or located at 6 ". Point 6" in this case corresponds approximately to the foot of the perpendicular led from point 2 to the straight line 1-6.
The result of these considerations on the increase or decrease of the angle p is more exactly representable in the form of curves. In figure 4 the x-axis represents the line 1-6 according to figure 2, on which is chosen the point of rotation 6, respectively 6 ', of the oscillating lever, while the y-axis represents the change of l 'angle p, equal to ¯p, in relation to the displacement from point 1 to point 1' by the value 68.
This value ¯ '/ ¯s can be positive, that is to say ¯s increasing the angle f' or negative, that is to say decreasing the angle f - The point of intersection 1 of the x-axis with the y-axis is identical with point 1 according to figure 2. The distance c
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between the parallel to the x-axis and the latter corresponds to a certain negative value of the angular change, obtained in the case of the displacement of the point of rotation 6 or 6 'in infinity. Now, when the point of rotation of the oscillating lever at 6 "is chosen in FIG. 2, which corresponds to the foot of the perpendicular taken from point 2 to line 1-6, the angle f remains practically constant, when the point 1 is moved to point 1 'due to the increased torque.
When this point 6 "is plotted in Figure 4 on the positive part of the x-axis, this point is simultaneously a point on the curve which represents the angular change. This curve, obtained as a whole, has approximately the shape of d 'an equilateral hyperbola.
As can be seen from figure 4, the angular change will be positive when the point of rotation 6 is chosen between the two points 1 and 6 ", When the length of the swing lever is chosen greater than 1-6", the angular change becomes negative. - tif, while not being able however to take for maximum, in the case of the displacement of the point of rotation in infinity, that at most the value c. When one carries on the positive part of the axis of x the segment 1-6 according to figure 2 and that one leads a parallel of this point to the axis of y, the distance 6-6 "'represents the measurement ¯p / ¯s of the increase in angle p for a certain increase in load.
When we take the segment 1-6 '(figure 2) from point 1 on the negative side of the x-axis and lead from this point parallel to the y-axis, we get the distance 6'-6 "" representing the decrease in angle p for the same increase in load. From this it can be seen that, in the case of the arrangement of the point of rotation 6 between the two points 1-6 ", the angular change is positive during an increase in the load, but that it becomes correspondingly smaller than point 6 is closer to point 6 ".
When the point of rotation 6 is increased beyond 6 ", a negative angular change is obtained, but this cannot be
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reach that a maximum equal to c, The arrangement of the point of rotation 6 'on the negative part of the x-axis always gives a negative angular change during an increase in the load, which can reach as a minimum the value c at an infinitely large length of the swing lever, but which, with the practically possible lengths of the swing lever, possibly reaches such large values that the operational safety of the transmission mechanism is no longer guarantee.
The relationships forming the subject of this graphic study can only appear by taking into account the elasticity of the construction materials used.
As can be seen from FIG. 3, the conditions obtained with the arrangement shown therein of the transmission mechanism (internal socket) are considerably more advantageous. In this case the angle increases both with the arrangement of the point of rotation in 6 and 6 ', when, due to the elasticity of the materials, the center of rotation 1 of the friction wheel moves towards 1' of the value ¯s. Only with the arrangement of the point of rotation 6 in the area 1-6 ", the angle p decreases during the above-mentioned displacement from 1 to 1 '. It follows therefore that the graph according to figure 4 is also valid for this. case, but with inverted signs.
In addition, tg p, that is to say the ratio of the peripheral force to the normal force, is further influenced by the reverse rotation moment of the electric motor. Let us drop now the assumption, accepted so far, of a very small radius, of the small friction wheel, compared to the length of the oscillating lever. In figure 5 the normal force or the application pressure acting on the small wheel or the friction roller is denoted, as above, by P and the opposite force of the driven wheel, acting at the periphery of the wheel. friction drive roller, by U. By these two forces is generated a resulting force R
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acting on the driving friction roller and transmitted from point 1, by the motor rotor shaft, to the latter's supports forming part of the cage.
By the translation of the force R applied to the point of contact, into the force R1, of the same magnitude and in the same direction, applied at point 1, we obtain a torque R1. e which balances the moment of rotation transmitted electromagnetically from the rotor to the cage, but which changes the application pressure of the two friction wheels against each other, namely, by increasing or decreasing the force of said application pressure, depending on the arrangement chosen.
According to figures 5 and 6 we have:
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sin (J - 0 (= r (3) sin (180 - rb sin f cos C <- cos Y sin oC ¯ r sine 1 sin 0 (= cos 0 (- r tgj b tg J = sin 0 (- z COS 0 (-r According to figures 7 and 8 we have:
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sin (0 (- y) - r (5) sin (180 - 1) b ts sin cos 0 (+.!: b As can be seen from these formulas and the figures in the drawing, the action of reverse torque or opposite of the motor cage is such that with the arrangement according to figures 5 and 6 it decreases the force of the application pressure, while with the arrangement according to figures 7 and 8 it increases the force of the pressure
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application.
Let us now proceed to take into account the action of the external forces which apply to the oscillating shaft (see figure 9). In many cases this will be the self-weight of the oscillating part, but also other forces, such as spring forces, magnetic forces, etc., serving to exert particular actions, can be taken into consideration here.
To be completely general one will thus suppose the direction of the non-vertical force Q towards the bottom, but unspecified. (Suppose that this external force Q, which can be the result of different external forces, includes the angle with the line connecting the centers of the friction wheels to each other).
Figure 9 shows the forces U, P and Q which tend to rotate the oscillating part. For the moment it is not necessary to know the force at the fixed point D, since it is a question of determining the conditions of equilibrium against the rotation around the fixed point D, for the totality of the oscillating assembly.
Let us put 0 for the sum of all the moments of rotation around point D and we then get:
U (l.cos c <- r) + Q b sin (Ó + ss) - P b sinÓ = 0. (7) from the definition tgp = U we get: P
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t sin oC ¯ SJ cos + Si sin (aC + / 3) - b (8) U This formula is valid for an arrangement according to figures 5 and 6. For arrangements according to figures 7 and 8 the sign of .9 is inverted and we get:
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sin cos <= <- + ¯q sin 0 (sin (0 (+! 3) + l: (9) U b These last two equations for tg J form the basis of the exact computation of the mechanism of transmission according to
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present invention. Judiciously applied, they are valid in a quite general way for any state of work.
The value derived from these formulas for tg f with the construction data must not exceed the magnitude of the coefficient of friction u, but must remain below it by a certain safety value. However, one will never make tgp smaller than necessary to avoid slippage, so that the application pressure does not become unnecessarily large.
From the last two equations we can calculate the normal force Q and we obtain, when considered as a function of the peripheral force, a straight line which does not pass through the zero point. But if the influence of the external force is eliminated, which can be done at any time for example by a suitable choice of / 3, said straight line passes through the zero point and tgp is then constant for all the loads.
Equations 8 and 9 relate to stationary walking and describe the forces and stress ratios during operation according to the invention. The initiation of the operation according to the invention must be controlled separately or by itself. From experience it is always possible to obtain at start-up a precise entry into action of the operation according to the invention by a proper connection, or in concordance, of Ó, r / b and Q sin (Ó + ss). For this connection, or in concordance, there are very many possibilities of combinations.
Figures 5 to 8 are some basic arrangements, in which it is assumed that the control is performed by the smallest friction wheel, disposed in an oscillating manner.
In the case of the control of a generator, it will very often also be necessary to choose the large friction wheel, stationary, as the driving member. In this case one obtains working conditions which are apparently different, which can however be reduced to one of the four arrangements according to Figures 5 to 8. In the case of
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from a change in the direction of the flow of energy and a simultaneous reversal of the direction of rotation, the mode of operation according to the invention is retained.
However, in many cases it is also necessary to be able to change the direction of rotation while maintaining the same direction of the flow of energy. If it is necessary to obtain with the controlled machine considered the full effective output in both directions of rotation, an arrangement according to Figures 10 and 11 will be chosen.
In this case, it is necessary to make the drive friction roller oscillate, - to change the direction of rotation, - around point 6, so that it occupies the position shown in broken lines. At the same time, the direction of rotation of the control motor must be reversed by a suitable switch. The reversal of the driving friction wheel in the position shown in broken lines can be carried out directly by hand, or by means of a linkage arranged ad hoc, or also electrically, for example using magnets, a brake release motor, or the like.
However, most of the machines controlled, for which a reversal of the direction of rotation is necessary, do not require full power for reverse gear, but only a power which overcomes the force required by the machine controlled for idling. In this case, it will not be necessary with the friction wheel mechanism according to the invention to reverse the friction roller in the position shown in broken lines. It will suffice to reverse the direction of rotation of the motor and to choose the arrangement so that the own weight of the driving friction wheel or that of the drive motor, respectively the corresponding external force, generates an application pressure force. which is large enough to ensure the drive does not slip in reverse.
In this case the following formula applies for the calculation of the transmission mechanism according to figures 5 and 6
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tg ######################## (10) Û sin (0 <. + t3) + 1 - cos 0 (, (10) and for the calculation of the transmission mechanism according to figures 7 and 8 the formula:
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sin oC (11) tg f .2 sin sin (+3) ¯ fi) 1:
cos c <, (11) b Since each controlled machine has inert moving masses which must first be accelerated during start-up and since a normal control motor has, with normal delta coupling, when from starting a starting moment 5/2 times greater, it would be necessary to calculate the action of the self-weight in reverse gear for this starting moment 5/2 times greater, if the starting is to be carried out without sliding between the friction wheels. Therefore it seems to be useful to operate the control motor, for reverse gear, with a star coupling, with which it only has a starting moment of about 0.8, because in this case the application pressure produced by the self-weight can be only 1/3.
The same result can be achieved by inserting suitable resistors in the supply of current to the drive motor. In this case, it is already sufficient to place such a resistor in one of the phases.
It may happen in practice that, for structural reasons, the mounting of the control mechanism on the controlled machine cannot be carried out in such a way that the application pressure force necessary for the reverse gear results from the action. the own weight of the driving friction roller, respectively of the drive motor. For example, if the assembly according to FIG. 12 is only possible or desirable, the dead weight does not result in any application pressure. An arrangement according to figure 13 would give, if necessary, an application pressure, by the action
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its own weight, too low for reverse gear.
In this case the self-weight can be replaced by other forces, for example, by human force, spring force, magnetic force and the like. As it has already been mentioned, all these variants are exactly computable by term Q sin (Ó + ss),
The calculation of the necessary width of the friction wheel is made according to the formulas:
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Peripheral force U = 718Z0.1 PS (12) n, r, em Width of the friction wheel B = U (13). . dr cm in which / and k depend on the material constituting the two friction wheels, while dr represents the relative diameter under which the engagement between the two friction wheels takes place. dr is calculated using the following formulas:
in the case of external socket (figures 5 and 7) 1 = 1 + 1 (14) dr d1 d2 in the case of internal socket (figures 6 and 8) 1 = 1 - 1 (15) dr dl d2
Of particular importance is the choice of material from which the two friction wheels are made. The use of the same material for the two friction wheels is inappropriate, because in this case a possible wear would occur on the two friction wheels. On the contrary, it has been found that it is useful that possible wear occurs on one of the friction wheels, namely, on the smaller one, which is carried out in such a way that its replacement can be done very easily and quickly. , without significant costs.
Push tests have shown that the most advantageous results are obtained when one of the two friction wheels
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is made of metal, preferably cast iron or steel, with polished friction surface, while for the other friction wheel a non-metallic material, not very elastic, for example, hardwood, hardwood plywood, fiber, synthetic resin compressed material, synthetic resin-compressed material with fabric filling, etc.
The material must have a high resistance, particularly to pressure forces, must have a certain elasticity, but not too great, must not present permanent deformation after having undergone pressure forces of the magnitude occurring in transmission mechanisms of the species considered and must have the property that its surface polishes itself by cooperating with another polished surface. The compressed material of synthetic resin with fabric lining, usually referred to as the compressed fabric material, exhibits these properties to a particularly important extent, so that it will find a preferred application also in the transmission mechanisms according to the invention, for relatively powers. large.
This material is prepared in the form of plates or plates of the most varied thicknesses, by the application of pressure and heat. However, the action of heat is stronger on the outer faces than in the middle of the plate and therefore the rolling properties of this material are different in the outer zones than in the middle. These differences are, of course, the greater the thicker the plate.
In order to obtain working conditions that are as uniform as possible over the entire friction surface, the friction wheels for relatively large powers are not made of a body of compressed material with fabric of a corresponding thickness, but is used thinner plate material and several of these plates are assembled side by side on a metal hub, to form a friction wheel of corresponding width.
Thus, the invention is based on the discovery that the
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part of the application pressure force resulting from the weight of the drive motor, the driving friction wheel, the swing lever and any additional forces that exist, must be smaller than the force required for the transfer. mission of the driving torque, this discovery being diametrically opposed to the designs existing until now and leading to the subsequent inventive discovery that, for all cases which arise in practice, the forces acting on the application pressure are determinable by the values p, x, Q, U, ss, r and b.
As explained above these values mean: f the angle of friction, for which the condition tgp = u must be observed, or that tgp must remain equal to,
Q the external force,
U the peripheral force, r the radius of the smaller diameter or oscillating friction wheel, and b the length of the oscillating lever of the oscillating friction wheel.
The straight line starting from the center of the movable wheel, in the direction of the point of contact of the two wheels, encloses, with the straight line directed in the direction of the force acting from the outside, the angle; 0 and with the straight line passing through the point of suspension, the angle Ó, the latter being counted from the point of contact in the direction of work of the moving or oscillating wheel.
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