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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.
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