WO2012143219A1 - Riemenspanner - Google Patents

Riemenspanner Download PDF

Info

Publication number
WO2012143219A1
WO2012143219A1 PCT/EP2012/055543 EP2012055543W WO2012143219A1 WO 2012143219 A1 WO2012143219 A1 WO 2012143219A1 EP 2012055543 W EP2012055543 W EP 2012055543W WO 2012143219 A1 WO2012143219 A1 WO 2012143219A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
belt
spring
working position
belt drive
tensioner
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/EP2012/055543
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Thomas Grabosch
Matthias Schmidl
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Schaeffler Technologies AG and Co KG
Original Assignee
Schaeffler Technologies AG and Co KG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Schaeffler Technologies AG and Co KG filed Critical Schaeffler Technologies AG and Co KG
Priority to CN201280019503.2A priority Critical patent/CN103492754B/zh
Publication of WO2012143219A1 publication Critical patent/WO2012143219A1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H7/00—Gearings for conveying rotary motion by endless flexible members
    • F16H7/08—Means for varying tension of belts, ropes or chains 
    • F16H7/10—Means for varying tension of belts, ropes or chains  by adjusting the axis of a pulley
    • F16H7/12—Means for varying tension of belts, ropes or chains  by adjusting the axis of a pulley of an idle pulley
    • F16H7/1209—Means for varying tension of belts, ropes or chains  by adjusting the axis of a pulley of an idle pulley with vibration damping means
    • F16H7/1218—Means for varying tension of belts, ropes or chains  by adjusting the axis of a pulley of an idle pulley with vibration damping means of the dry friction type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H7/00—Gearings for conveying rotary motion by endless flexible members
    • F16H7/08—Means for varying tension of belts, ropes or chains 
    • F16H7/0829—Means for varying tension of belts, ropes or chains  with vibration damping means
    • F16H7/0831—Means for varying tension of belts, ropes or chains  with vibration damping means of the dry friction type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H7/00—Gearings for conveying rotary motion by endless flexible members
    • F16H7/08—Means for varying tension of belts, ropes or chains 
    • F16H2007/0802—Actuators for final output members
    • F16H2007/0806—Compression coil springs
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H7/00—Gearings for conveying rotary motion by endless flexible members
    • F16H7/08—Means for varying tension of belts, ropes or chains 
    • F16H2007/0863—Finally actuated members, e.g. constructional details thereof
    • F16H2007/0865—Pulleys
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H7/00—Gearings for conveying rotary motion by endless flexible members
    • F16H7/08—Means for varying tension of belts, ropes or chains 
    • F16H2007/0889—Path of movement of the finally actuated member
    • F16H2007/0893—Circular path

Definitions

  • the invention relates to a belt drive, comprising a driving pulley, one or more driven pulleys, a belt tensioned with belt pulleys and a belt tensioner with a tensioning pulley, a housing, a longitudinally movably mounted in the housing piston and the belt prestressing by means of the tensioning roller generating A helical compression spring, the force applied to the housing and the piston in the direction of extension of the belt tensioner and whose spring characteristic is tuned to the change in length of the belt tensioner within an operating range of the tension roller.
  • the nominal first external working position and the nominal second external working position of the tensioning roller are predetermined under consideration of dimensional component tolerances and thermally induced dimensional changes in the belt drive.
  • a belt tensioner to be considered in the context of the invention is composed of a linear tensioner and typically a roller lever which converts the longitudinal force resulting from the helical compression spring of the linear tensioner into belt tension via the tensioning roller mounted on the roller lever.
  • Generic linear tensioner for ancillary belt drives of internal combustion engines as they are basically known from WO2009 / 074566 and DE 10 2008 057 041 A1, consist to a large extent of plastic parts, to which the housing and the longitudinally movably mounted piston and expediently also between Include housing and piston arranged slide bearing.
  • severe wear on these contact partners can be observed, which is due to the oscillating longitudinal movement of the piston in the housing in conjunction with excessive transverse forces in the linear adjuster.
  • the present invention has for its object to improve a belt drive of the type mentioned in view of the required wear resistance of the bearings in the belt tensioner. Summary of the invention
  • i is a natural number.
  • the number of effective spring turns should be half-integer, so that the two ends of the effective turns and consequently the effective support points of the spring are offset by (ideally exactly) 180 °.
  • the inventive design of the belt drive applies, according to which the ends the effective spring coils are opposed by about 180 °, strictly speaking, only for the predetermined mean working position of the tension roller, while the spring has a different number of effective turns in the other working positions of the tension roller.
  • the average working position of the tensioning roller should be spaced symmetrically on the one hand to a nominal installation position of the tension roller and on the other hand to the first outer working position.
  • the nominal installation position corresponds to the component nominal dimensions or mean dimensions of the belt drive relative to room temperature (20 ° C.)
  • the first external working position corresponds to the maximum permissible component tolerance position of the belt tensioner in conjunction with the hot operation of the belt drive.
  • the selected average working position corresponds to a mean operating position of the tensioning roller (and thus a clamping length of the helical compression spring), in which rather the belt drive is operated most frequently when new.
  • the second outer working position of the tension roller corresponds to the maximum length of the belt tensioner component tolerance position in conjunction with the cold operation of the belt drive.
  • Figure 1 shows the layout of a belt drive to drive the ancillaries of a
  • Figure 3 is a known spring diagram of a helical compression spring
  • Figure 4 shows the torsional behavior of a helical compression spring under load
  • Figure 5 shows the spring forces on the belt tensioner in not inventive design of the belt drive
  • Figure 6 shows the spring forces on the belt tensioner in the inventive design of the belt drive.
  • FIG 1 shows an accessory belt drive of an internal combustion engine, not shown.
  • the belt drive comprises a driving pulley 6, which is arranged on the crankshaft of the internal combustion engine, and driven pulleys 7 to 10, which are arranged on the ancillaries (generator, air compressor, power steering pump, coolant pump), pulleys 1 1, 12 and one of the pulleys. 6 to 10 and the pulleys 1 1, 12 with bias winding belt 13 and a belt tensioner 14 to generate the belt pretension.
  • the principle known in its structural design belt tensioner 14 is shown in an enlarged view of Figure 2.
  • the belt tensioner 14 is composed of a linear tensioner 15 and a roller lever 16 with tensioning roller 17 mounted thereon.
  • the linear tensioner 15 comprises a housing 18, a piston 19 mounted longitudinally movably therein, and a cylindrical helical compression spring 20 clamped between the housing 18 and the piston 19 and acting in the direction of extension of the linear tensioner 15.
  • the housing 18 and the piston 19 are provided with fastening eyes 21, 22, wherein the first eye 21 on the housing 18 for stationary pivotal mounting of the linear tensioner 15 on the internal combustion engine is used and wherein the second eye 22 on the piston 19 (see Figure 6) for pivotal pivotal connection of the linear tensioner 15 with the roller lever 16 is used.
  • the stationary by the internal combustion engine pivot point 23 of the roller lever 16 is provided with a friction bushing which dampens the vibrations in the belt drive during pivotal movements of the roller lever 16.
  • the spring-loaded linear tensioner 15 is axially held together outside of the belt drive by a pin 25 which is mounted in the piston 19 and movably disposed in an axial pin stop forming slot 26 of the housing 18.
  • the piston 19, the housing 18 and the pin 25 are made of glass fiber reinforced polyamide and the sliding bush 24 made of temperature-resistant polyamide.
  • FIG. 3 shows, for a cylindrical helical compression spring 20, the wire height above the spring seat (ordinate) as a function of the wire length coordinate zeta ( ⁇ ) which runs along the spring turns (abscissa) according to the right-hand spring sketch. This typical course of the wire height results from the different pitches of the individual turns: with 1 and 5, the initial and the final turn are designated;
  • the eccentricity is additionally increased by a measure which results from a centering of the helical compression spring 20 'on the two spring supports 27, 28 carried out with a large radial play.
  • the eccentric Auflagerlhacks concept F ' L lead in conjunction with the Auflagerquer conductedn F' Q to the designated M ' L torques, due to their opposite direction of rotation as a longitudinal storage of the piston 19 in the housing 18 comparatively strongly deforming and oscillating in the high-frequency operation of the linear tensioner 15 'quickly wear the bending moment.
  • a linear tensioner 15 with inventive tuning of the helical compression spring 20 is shown in FIG.
  • An essential first difference is here selected number of effective spring coils in a predetermined operating position of the tension roller 17, as explained below with reference to Figure 1.
  • the contact and support points of the spring ends extend at 180 ° offset circumferential angles on the spring supports 27, 28, and designated with F L Auflagerlhacks
  • the spring 20 are on two maximum spaced lines of action and also eccentric to the longitudinal axis 31 of the linear tensioner 15.
  • a second difference relates to the clear and here to zero reduced radial clearance in the spring centering on the two spring supports 27, 28.
  • FIG. 1 illustrates the different positions that the tensioning roller 17 can nominally assume at the time of mounting the belt tensioner 14 and during operation of the belt drive:
  • - M denotes the (external) mounting position in which the tension roller 17 must be pivoted sufficiently far out of the belt drive to apply the belt 13;
  • - Ai refers to the first external working position of the operational work area of the tension roller 17.
  • the helical compression spring 20th maximum shortening tolerance position in conjunction with the dimensionally equivalent hot operation of the belt drive;
  • a 2 denotes the second outer working position of the operational work area of the tensioning roller 17.
  • all the component dimensions of the belt drive are in the belt tensioner 14 and thus the helical compression spring 20 maximum lengthening tolerance position in conjunction with the dimensionally equivalent cold operation of the belt drive;
  • the intermediate working position which lies exactly in the middle between the first outer working position A1 and the nominal mounting position N, is in the new state of the belt drive especially frequently started up and is therefore suitable for the wear rate of the longitudinal bearing in the Linear tensioner 15 decisive.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Devices For Conveying Motion By Means Of Endless Flexible Members (AREA)

Abstract

Vorgeschlagen ist ein Riementrieb, aufweisend eine antreibende Riemenscheibe (6), eine oder mehrere angetriebene Riemenscheiben (7, 8, 9, 10), einen die Riemenscheiben mit Vorspannung umschlingenden Treibriemen (13) und einen Riemenspanner (14) mit einer Spannrolle (17), einem Gehäuse (18), einem darin längsbeweglich gelagerten Kolben (19) und einer die Riemenvorspannung mittels der Spannrolle erzeugenden Schraubendruckfeder (20), deren Federcharakteristik auf die Längenänderung des Riemenspanners innerhalb eines betrieblichen Arbeitsbereichs der Spannrolle abgestimmt ist, wobei die nominale erste äußere Arbeitsposition (A1) und die nominale zweite äußere Arbeitsposition (A2) der Spannrolle unter Berücksichtigung von maßlichen Bauteiltoleranzen und thermisch bedingten Maßänderungen im Riementrieb vorbestimmt sind. Zwecks verbesserter Verschleißbeständigkeit des Riemenspanners soll der Arbeitsbereich der Spannrolle eine vorbestimmte mittlere Arbeitsposition (AM) umfassen, in der die Windungen der Schraubendruckfeder so gegeneinander tordiert sind, dass die Anzahl der wirksamen Federwindungen im wesentlichen n=i+0,5 beträgt, wobei i eine natürliche Zahl ist.

Description

Riemenspanner
Die Erfindung betrifft einen Riementrieb, aufweisend eine antreibende Riemenscheibe, eine oder mehrere angetriebene Riemenscheiben, einen die Riemenscheiben mit Vorspannung umschlingenden Treibriemen und einen Riemenspan- ner mit einer Spannrolle, einem Gehäuse, einem längsbeweglich im Gehäuse gelagerten Kolben und einer die Riemenvorspannung mittels der Spannrolle erzeugenden Schraubendruckfeder, die das Gehäuse und den Kolben in Richtung Verlängerung des Riemenspanners kraftbeaufschlagt und deren Federcharakteristik auf die Längenänderung des Riemenspanners innerhalb eines betrieblichen Arbeitsbereichs der Spannrolle abgestimmt ist. Dabei sind die nominale erste äußere Arbeitsposition und die nominale zweite äußere Arbeitsposition der Spannrolle unter Berücksichtigung von maßlichen Bauteiltoleranzen und thermisch bedingten Maßänderungen im Riementrieb vorbestimmt.
Hintergrund der Erfindung Ein im erfindungsgemäßen Zusammenhang zu betrachtender Riemenspanner setzt sich aus einem Linearspanner und typischerweise einem Rollenhebel zusammen, der die aus der Schraubendruckfeder des Linearspanners resultierende Längskraft über die am Rollenhebel gelagerte Spannrolle in Riemenvorspannung umsetzt. Gattungsgemäße Linearspanner für Nebenaggregate-Riementriebe von Brennkraftmaschinen, wie sie grundsätzlich aus der WO2009/074566 und der DE 10 2008 057 041 A1 bekannt sind, bestehen zu einem Großteil aus Kunststoffteilen, zu denen das Gehäuse und der darin längsbeweglich gelagerte Kolben und zweckmäßigerweise auch ein zwischen Gehäuse und Kolben angeordnetes Gleit- lager zählen. Bei einigen spezifischen Riementrieb-Layouts ist jedoch bereits nach kurzer Betriebsdauer starker Verschleiß an diesen Kontaktpartnern zu beobachten, der auf die betrieblich oszillierende Längsbewegung des Kolbens im Gehäuse in Verbindung mit überhöhten Querkräften im Linearspanner zurückzuführen ist. Aufgabe der Erfindung
Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Riementrieb der eingangs genannten Art im Hinblick auf die erforderliche Verschleißbeständigkeit der Lagerstellen im Riemenspanner zu verbessern. Zusammenfassung der Erfindung
Die Lösung dieser Aufgabe ergibt sich aus den kennzeichnenden Merkmalen des Anspruchs 1 , während vorteilhafte Weiterbildungen und Ausgestaltungen der Erfindung den abhängigen Ansprüchen entnehmbar sind. Demnach soll der Arbeitsbereich der Spannrolle eine vorbestimmte mittlere Arbeitsposition umfassen, in der die Windungen der Schraubendruckfeder so gegeneinander tordiert sind, dass die Anzahl der wirksamen Federwindungen im wesentlichen n=i+0,5 beträgt. Dabei ist i eine natürliche Zahl. Mit anderen Worten soll in dieser Arbeitsposition die Anzahl der wirksamen Federwindungen halbzahlig sein, so dass sich die beiden Enden der wirksamen Windungen und folglich die effektiven Abstützpunkte der Feder um (idealerweise genau) 180° versetzt gegenüber liegen. Aufgrund der dann entsprechend versetzten Längskrafteinleitung in den Kolben und das Gehäuse haben die daraus resultierenden Drehmomente denselben Drehsinn und bewirken bei entsprechend niedrigen Lagerquerkräften keine nennenswerte Durchbiegung des Linearspanners im Bereich der Längslagerung. Zum Verhalten der Schraubendruckfeder: Untersuchungen der Anmelderin haben ergeben, dass die Anfangs- und die Endwindung der einfedernden Schraubendruckfeder gegenüber den dazu unmittelbar benachbarten Windungen, den sogenannten Übergangswindungen tordieren. Bei der Einfederung verdrehen sich die Kontaktpunkte zwischen der Anfangs- bzw. Endwindung und der zugehörigen Übergangswindung, und gleichzeitig nehmen die gegenseitigen Kontaktwinkel dieser Windungen zu, so dass die tatsächliche Anzahl der dazwischen liegenden wirksamen Windungen von der momentanen Einspannlänge der Feder abhängt und mit der Federlänge, d.h. mit zunehmend gespannter Feder abnimmt. Insofern gilt die erfindungsgemäße Auslegung des Riementriebs, wonach sich die Enden der wirksamen Federwindungen um etwa 180° gegenüberliegen, streng genommen auch nur für die vorbestimmte mittlere Arbeitsposition der Spannrolle, während die Feder in den anderen Arbeitspositionen der Spannrolle eine davon abweichende Anzahl wirksamer Windungen besitzt. Umgekehrt hätte eine ganzzahlige Anzahl wirksamer Federwindungen, d.h. n=i, zur Folge, dass sich die effektiven Abstützpunkte der Federenden ohne Winkelversatz gegenüberliegen, wobei deren Exzentrizität von der Federlängsachse zu Drehmomenten mit gegenläufigem Drehsinn und zu Verschleiß fördernden Lagerquerkräften an der sich dann dementsprechend durchbiegenden Längslagerung des Kolbens im Gehäuse führen würde. Allerdings könnte dieser Effekt bei entsprechend verschleißfester Ausgestaltung der Lagerstellen und des Gleitlagers auch dahingehend ausgenutzt werden, die querkraftbedingte Lagerreibung im Linearspanner gezielt zu erhöhen. Damit könnte die Gesamtdämpfung des Riemenspanners entweder bei unveränderter Drehpunktreibung des Rollenhebels maximiert werden oder bei angepasster Drehpunktreibung modifiziert werden.
In vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung soll die mittlere Arbeitsposition der Spannrolle einerseits zu einer nominalen Einbauposition der Spannrolle und andererseits zu deren erster äußerer Arbeitsposition symmetrisch beabstandet sein. Dabei entspricht die nominale Einbauposition den auf Raumtemperatur (20°C) bezogenen Bauteilnennmaßen oder -mittelmaßen des Riementriebs, und die erste äußere Arbeitsposition entspricht der den Riemenspanner maximal verkürzenden Bauteiltoleranzlage in Verbindung mit dem Heißbetrieb des Riementriebs. Die so gewählte mittlere Arbeitsposition entspricht einer mittleren Betriebsposition der Spannrolle (und mithin einer Einspannlänge der Schraubendruckfeder), in wel- eher der Riementrieb im Neuzustand am häufigsten betrieben wird. Die dort aufgrund der stark gespannten Schraubendruckfeder vergleichsweise hohe Beanspruchung des Riemenspanners nimmt mit fortschreitender Betriebsdauer des Riementriebs ab, da sich der Riemenspanner mit zunehmender bleibender Längung des Riemens und dementsprechend nachstellender Spannrolle in Richtung kleinerer Federkraft verlängert. Obwohl die Anzahl der wirksamen Federwindungen dabei ansteigt und den idealen Wert von n=i+0,5 verlässt, wird das sich dementsprechend aufbauende Biegemoment auf die Längslagerung des Kolbens im Gehäuse durch das gleichzeitig sinkende Kraftniveau der sich entspannenden Feder kompensiert. Idealerweise nimmt also die Verschleiß erzeugende Beanspruchung der Kontaktstellen in der Längslagerung über der Betriebsdauer des Riementriebs insgesamt ab.
Eine diesbezüglich vorteilhafte Federcharakteristik der Schraubendruckfeder kann derart gewählt sein, dass sich die Anzahl der wirksamen Federwindungen zwischen den beiden äußeren Arbeitspositionen um maximal Δη=0,5 erhöht, wenn die Schraubendruckfeder von der ersten äußeren Arbeitsposition ausge- hend in Richtung der zweiten äußeren Arbeitsposition um ihren betrieblichen Federweg expandiert. Dabei entspricht die zweite äußere Arbeitsposition der Spannrolle der den Riemenspanner maximal verlängernden Bauteiltoleranzlage in Verbindung mit dem Kaltbetrieb des Riementriebs.
Eine weitere Drehmomentquelle, die die Längslagerung mit Verschleiß erzeugen- den Querkräften belasten kann, ist die Genauigkeit der Querführung der Schraubendruckfeder an den Federauflagen von Gehäuse und Kolben. Folglich sind diese in Verbindung mit den Federmaßen und deren Maßtoleranzen möglichst so zu gestalten, dass die Schraubendruckfeder zumindest annähernd spielfrei und zur Längsachse des Riemenspanners koaxial zentriert wird. Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in den Figuren veranschaulicht und nachfolgend beschrieben. Es zeigen:
Figur 1 das Layout eines Riementriebs zum Antrieb der Nebenaggregate einer
Brennkraftmaschine; den Riemenspanner gemäß Figur 1 in perspektivischer Ansicht;
Figur 3 ein an sich bekanntes Federdiagramm einer Schraubendruckfeder; Figur 4 das Torsionsverhalten einer Schraubendruckfeder unter Belastung;
Figur 5 die Federkräfte am Riemenspanner bei nicht erfindungsgemäßer Ausführung des Riementriebs und
Figur 6 die Federkräfte am Riemenspanner bei erfindungsgemäßer Ausführung des Riementriebs.
Ausführliche Beschreibung der Zeichnungen
Figur 1 zeigt einen Nebenaggregate-Riementrieb einer nicht dargestellten Brennkraftmaschine. Der Riementrieb umfasst eine antreibende Riemenscheibe 6, die auf der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine angeordnet ist, und angetriebene Riemenscheiben 7 bis 10, die auf den Nebenaggregaten (Generator, Klimakompressor, Lenkhilfepumpe, Kühlmittelpumpe) angeordnet sind, Umlenkrollen 1 1 , 12 und einen die Riemenscheiben 6 bis 10 und die Umlenkrollen 1 1 , 12 mit Vorspannung umschlingenden Treibriemen 13 sowie einen Riemenspanner 14 zur Erzeugung der Riemenvorspannung. Der in seiner konstruktiven Gestaltung grundsätzlich bekannte Riemenspanner 14 geht in vergrößerter Darstellung aus Figur 2 hervor. Der Riemenspanner 14 setzt sich aus einem Linearspanner 15 und einem Rollenhebel 16 mit daran gelagerter Spannrolle 17 zusammen. Der Linearspanner 15 umfasst ein Gehäuse 18, einen darin längsbeweglich gelagerten Kolben 19 und eine zwischen dem Gehäuse 18 und dem Kolben 19 eingespannte zylindrische Schraubendruckfeder 20, die in Richtung Verlängerung des Linearspanners 15 wirkt. Das Gehäuse 18 und der Kolben 19 sind mit Befestigungsaugen 21 , 22 versehen, wobei das erste Auge 21 am Gehäuse 18 zur ortsfesten Drehlagerung des Linearspanners 15 an der Brennkraftmaschine dient und wobei das zweite Auge 22 am Kolben 19 (siehe Figur 6) zur schwenkbaren Drehverbindung des Linearspanners 15 mit dem Rollenhebel 16 dient. Der seitens der Brennkraftmaschine ortsfeste Drehpunkt 23 des Rollenhebels 16 ist mit einer Reibbuchse versehen, die bei Schwenkbewegungen des Rollenhebels 16 die Schwingungen im Riementrieb dämpft. Zur Längslagerung des Kolbens 19 im Gehäuse 18 dient eine auf dem Kolben 19 axial gehalterte Gleitbuchse 24 (siehe Schnittdarstellung gemäß Figur 6). Wie ferner in Figur 2 dargestellt, wird der federbelastete Linearspanner 15 außerhalb des Riementriebs durch einen Stift 25 axial zusammengehalten, der im Kolben 19 befestigt und in einem axiale Stiftanschläge bildenden Langloch 26 des Gehäuses 18 beweglich angeordnet ist. Der Kolben 19, das Gehäuse 18 und der Stift 25 bestehen aus glasfaserverstärktem Polyamid und die Gleitbuchse 24 aus temperaturbeständigem Polyamid.
Die Verschleißfestigkeit der Längslagerung hängt nun wesentlich davon ab, in welche Richtungen die Schraubendruckfeder 20 Kräfte - und folglich auch Drehmomente - in die Federauflagen 27, 28 des Gehäuses 18 bzw. des Kolbens 19 in den unterschiedlichen Betriebspositionen der Spannrolle 17 einleitet und wie stark die dabei abzustützenden Querkräfte/Deformationen in der Längslagerung sind. Eine erfindungsgemäße Federcharakteristik sei ausgehend von den Figuren 3 und 4 erläutert. Figur 3 zeigt für eine zylindrische Schraubendruckfeder 20 die Drahthöhe über der Federauflage (Ordinate) als Funktion der Drahtlängenkoordinate Zeta (ζ), die gemäß der rechten Federskizze entlang der Federwindungen verläuft (Abszisse). Dieser typische Verlauf der Drahthöhe ergibt sich aus den unterschiedlichen Steigungen der einzelnen Windungen: - mit 1 und 5 sind die Anfangs- bzw. die Endwindung bezeichnet;
- mit 2 und 4 sind die jeweils daran anschließenden Übergangswindungen bezeichnet und
- mit 3 sind die mittleren Windungen zwischen den Übergangswindungen bezeichnet. Wie es in Figur 4 für eine reale Schraubendruckfeder 20 mittels Pfeilen angedeutet ist, führt eine die Feder 20 spannende Verkürzung (d.h. in Figur 3 würde die Drahthöhe bei ζ= LD abnehmen) zu einer Torsion der Anfangs- und Endwindung 1 und 5 gegenüber der jeweils zugehörigen Übergangswindung 2 bzw. 4. Die Längspfeile symbolisieren die Verkürzung der Feder 20, während die Bogenpfeile jeweils den in Umfangsrichtung wandernden Kontaktpunkt 29, 30 zwischen den Federenden 1 , 5 und der zugehörigen Übergangswindung 2 bzw. 4 kennzeichnen. Da diese Kontaktpunkte 29, 30 nicht nur wandern, sondern sich mit zuneh- mendem Federweg auch gleichzeitig zu einem sich vergrößernden Linienkontakt ausbilden, ist die Anzahl der momentan federnden, d.h. wirksamen Windungen veränderlich und nimmt mit zunehmender Einfederung ab. Damit einhergehend bewirkt der in Umfangsrichtung wandernde Kontakt der Anfangs- und Endwindung 1 und 5 zur zugehörigen Übergangswindung 2 bzw. 4 eine Längskraftabstützung der Schraubendruckfeder 20 mit sich verändernden Umfangswinkeln an den Federauflagen 27, 28 von Gehäuse und Kolben.
Figur 5 zeigt die inneren Kräfte und die daraus resultierenden inneren Drehmomente im Linearspanner 15', mit welchen die Schraubendruckfeder 20' den Kolben 19 und das Gehäuse 18 bei einer nicht erfindungsgemäßen Abstimmung der Federcharakteristik beaufschlagt. Dargestellt ist der für starken Verschleiß der Längslagerung verantwortliche Einbauextremfall der Schraubendruckfeder 20', bei welchem die Anzahl der wirksamen Windungen ganzzahlig ist und beispielsweise n=5 beträgt. Dementsprechend verlaufen die Kontakt- und Abstützpunkte der Federenden an denselben Umfangswinkeln auf den Federauflagen 27, 28, und die mit F'L bezeichneten Auflagerlängskräfte der Feder 20' liegen auf derselben Wirkungslinie exzentrisch zur Längsachse 31 des Linearspanners 15'. Die Exzentrizität ist zusätzlich um ein Maß erhöht, das aus einer mit großem Radialspiel ausgeführten Zentrierung der Schraubendruckfeder 20' an den beiden Federauflagen 27, 28 resultiert. Die exzentrischen Auflagerlängskräfte F'L führen in Verbindung mit den Auflagerquerkräften F'Q zu den mit M'L bezeichneten Drehmomenten, die aufgrund ihrer entgegen gesetzten Drehrichtung als ein die Längslagerung des Kolbens 19 im Gehäuse 18 vergleichsweise stark deformierendes und im hochfrequent oszillierenden Betrieb des Linearspanners 15' schnell verschleißendes Biegemoment wirken. Ein Linearspanner 15 mit erfindungsgemäßer Abstimmung der Schraubendruckfeder 20 geht aus Figur 6 hervor. Ein wesentlicher erster Unterschied ist die hier gewählte Anzahl der wirksamen Federwindungen in einer vorbestimmten Arbeitsposition der Spannrolle 17, wie es weiter unten anhand von Figur 1 erläutert ist. Die Anzahl der wirksamen Federwindungen ist erfindungsgemäß in einer vorbestimmten nominalen Arbeitsposition der Spannrolle 17 erfindungsgemäß halbzah- lig und beträgt beispielsweise n=5,5. In diesem Fall verlaufen die Kontakt- und Abstützpunkte der Federenden an 180° versetzten Umfangswinkeln auf den Federauflagen 27, 28, und die mit FL bezeichneten Auflagerlängskräfte der Feder 20 liegen auf zwei maximal beabstandeten Wirkungslinien und ebenfalls exzentrisch zur Längsachse 31 des Linearspanners 15. Ein zweiter Unterschied betrifft das deutlich und hier zu Null reduzierte Radialspiel in der Federzentrierung an den beiden Federauflagen 27, 28. Die um 180° gegenüberliegenden und mangels Radialspiel nicht zusätzlich exzentrierten Auflagerlängskräfte FL führen in Verbindung mit den hier entsprechend entgegengesetzt gerichteten Auflagerquerkräften FQ ZU den mit ML bezeichneten Drehmomenten. Diese wirken aufgrund ihrer nun- mehr gleichsinnigen Drehrichtung als ein die Längslagerung des Kolbens 19 im Gehäuse 18 kaum deformierendes Biegemoment, so dass der Linearspanner 15 auch bei betrieblich hochfrequenter Oszillation verschleißarm bleibt.
Figur 1 illustriert die unterschiedlichen Positionen, die die Spannrolle 17 zum Zeitpunkt der Montage des Riemenspanners 14 und während des Betriebs des Rie- mentriebs nominal einnehmen kann:
- M bezeichnet die (außerbetriebliche) Montageposition, in der die Spannrolle 17 zum Auflegen des Riemens 13 ausreichend weit aus dem Riementrieb heraus geschwenkt sein muss;
- N bezeichnet die nominale Einbauposition des Riemenspanners 14. Dabei sind alle Bauteilmaße des Riementriebs auf Raumtemperatur (20°C) bezogene
Nennmaße oder Mittelmaße;
- Ai bezeichnet die erste äußere Arbeitsposition des betrieblichen Arbeitsbereichs der Spannrolle 17. Dabei befinden sich alle Bauteilmaße des Riementriebs in der den Riemenspanner 14 und mithin die Schraubendruckfeder 20 maximal verkürzenden Toleranzlage in Verbindung mit dem maßlich gleichwirkenden Heißbetrieb des Riementriebs;
- A2 bezeichnet die zweite äußere Arbeitsposition des betrieblichen Arbeitsbereichs der Spannrolle 17. Dabei befinden sich alle Bauteilmaße des Riemen- triebs in der den Riemenspanner 14 und mithin die Schraubendruckfeder 20 maximal verlängernden Toleranzlage in Verbindung mit dem maßlich gleichwirkenden Kaltbetrieb des Riementriebs;
- AM bezeichnet eine erfindungsgemäß vorbestimmte mittlere Arbeitsposition der Spannrolle 17. Diese mittlere Arbeitsposition, die genau mittig zwischen der ersten äußeren Arbeitsposition A1 und der nominalen Einbauposition N liegt, wird im Neuzustand des Riementriebs besonders häufig angefahren und ist daher für den Verschleißfortschritt der Längslagerung im Linearspanner 15 maßgeblich. Die Schraubendruckfeder 20 ist in dieser Arbeitsposition auf eine solche Länge komprimiert, dass deren Anzahl wirksamer Windungen nominal halbzahlig, d.h. n=i+0,5 ist und folglich die inneren Auflagerkräfte dem in Figur 6 dargestellten Belastungsfall des Linearspanners 15 entsprechen.
Die Charakteristik der Schraubendruckfeder 20 ist zudem derart gewählt, dass sich die Anzahl der wirksamen Federwindungen um gerade Δη=0,5 erhöht, wenn der Riemenspanner 14 mit Spannrolle 17 von der ersten äußeren Arbeitsposition Ai ausgehend in die zweite äußere Arbeitsposition A2 nachstellt und die Feder 20 um den entsprechenden Federweg expandiert.
Bezugszahlenliste
1 Anfangswindung
2 Übergangswindung
3 mittlere Windungen
4 Übergangswindung
5 Endwindung
6 antreibende Riemenscheibe 7 angetriebene Riemenscheibe
8 angetriebene Riemenscheibe
9 angetriebene Riemenscheibe
10 angetriebene Riemenscheibe
1 1 Umlenkrolle
12 Umlenkrolle
13 Riemen
14 Riemenspanner
15 Linearspanner
16 Rollenhebel
17 Spannrolle
18 Gehäuse
19 Kolben
20 Schraubendruckfeder
21 erstes Befestigungsauge
22 zweites Befestigungsauge
23 Drehpunkt des Rollenhebels
24 Gleitbuchse
25 Stift
26 Langloch
27 Federauflage des Gehäuses
28 Federauflage des Kolbens
29 Kontaktpunkt
30 Kontaktpunkt
31 Längsachse

Claims

Patentansprüche
1 . Riementrieb, aufweisend eine antreibende Riemenscheibe (6), eine oder mehrere angetriebene Riemenscheiben (7, 8, 9, 10), einen die Riemenscheiben (6, 7, 8, 9, 10) mit Vorspannung umschlingenden Treibriemen (13) und einen Riemenspanner (14) mit einer Spannrolle (17), einem Gehäuse (18), einem längsbeweglich im Gehäuse (18) gelagerten Kolben (19) und einer die Riemenvorspannung mittels der Spannrolle (17) erzeugenden Schraubendruckfeder (20), die das Gehäuse (18) und den Kolben (19) in Richtung Verlängerung des Riemenspanners (14) kraftbeaufschlagt und deren Federcha- rakteristik auf die Längenänderung des Riemenspanners (14) innerhalb eines betrieblichen Arbeitsbereichs der Spannrolle (17) abgestimmt ist, wobei die nominale erste äußere Arbeitsposition (A^ und die nominale zweite äußere Arbeitsposition (A2) der Spannrolle (17) unter Berücksichtigung von maßlichen Bauteiltoleranzen und thermisch bedingten Maßänderungen im Riemen- trieb vorbestimmt sind, dadurch gekennzeichnet, dass der Arbeitsbereich der Spannrolle (17) eine vorbestimmte mittlere Arbeitsposition (AM) umfasst, in der die Windungen der Schraubendruckfeder (20) so gegeneinander tor- diert sind, dass die Anzahl der wirksamen Federwindungen im wesentlichen n=i+0,5 beträgt, wobei i eine natürliche Zahl ist.
2. Riementrieb nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die mittlere Arbeitsposition (AM) einerseits zu einer nominalen Einbauposition (N) der Spannrolle (17) und andererseits zu deren erster äußerer Arbeitsposition (Ai) symmetrisch beabstandet ist, wobei die nominale Einbauposition (N) den Bauteilnennmaßen oder -mittelmaßen des Riementriebs entspricht und wobei die erste äußere Arbeitsposition (A^ der den Riemenspanner (14) maximal verkürzenden Bauteiltoleranzlage in Verbindung mit dem Heißbetrieb des Riementriebs entspricht.
3. Riementrieb nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Federcharakteristik der Schraubendruckfeder (20) derart ist, dass sich die Anzahl der wirksamen Federwindungen zwischen den beiden äußeren Arbeitspositionen (Ai , A2) um maximal Δη=0,5 erhöht, wenn die Schraubendruckfeder (20) von der ersten äußeren Arbeitsposition (A^ ausgehend in Richtung der zweiten äußeren Arbeitsposition (A2) um ihren betrieblichen Federweg expandiert, wobei die zweite äußere Arbeitsposition (A2) der den Riemenspanner (14) maximal verlängernden Bauteiltoleranzlage in Verbindung mit dem Kaltbetrieb des Riementriebs entspricht.
Riementrieb nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die am Gehäuse (18) und am Kolben (19) verlaufenden Federauflagen (27, 28) die Schraubendruckfeder (20) zumindest annähernd spielfrei und zur Längsachse (31 ) des Riemenspanners (14) koaxial zentrieren.
PCT/EP2012/055543 2011-04-21 2012-03-28 Riemenspanner Ceased WO2012143219A1 (de)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201280019503.2A CN103492754B (zh) 2011-04-21 2012-03-28 带张紧器

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102011007877.0 2011-04-21
DE201110007877 DE102011007877A1 (de) 2011-04-21 2011-04-21 Riemenspanner

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2012143219A1 true WO2012143219A1 (de) 2012-10-26

Family

ID=46085541

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/EP2012/055543 Ceased WO2012143219A1 (de) 2011-04-21 2012-03-28 Riemenspanner

Country Status (3)

Country Link
CN (1) CN103492754B (de)
DE (1) DE102011007877A1 (de)
WO (1) WO2012143219A1 (de)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN107355520A (zh) * 2017-08-08 2017-11-17 重庆通用航空产业集团有限公司 张紧装置

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102017003300B3 (de) * 2017-04-05 2018-04-12 Mtu Friedrichshafen Gmbh Riemenspannvorrichtung
US10830316B2 (en) * 2017-12-08 2020-11-10 Gates Corporation Tensioner
CN108278342B (zh) * 2017-12-26 2023-11-07 盖茨优霓塔传动系统（上海）有限公司 张紧器
CN109538722A (zh) * 2019-01-25 2019-03-29 南京工艺装备制造有限公司 一种多级行星滚柱丝杠副无间隙直线运动执行器

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2007097261A1 (ja) * 2006-02-20 2007-08-30 Ntn Corporation 油圧式オートテンショナ
WO2009074566A1 (de) 2007-12-10 2009-06-18 Schaeffler Kg Mechanisches federelement für zugmitteltriebe
DE102008057041A1 (de) 2008-11-12 2010-05-20 Schaeffler Kg Linear wirkendes Spannelement

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE20319886U1 (de) * 2003-12-22 2005-05-04 Litens Automotive Gmbh Automatischer Riemenspanner
DE102007015676A1 (de) * 2007-03-31 2008-10-02 Schaeffler Kg Spannvorrichtung eines Zugmitteltriebs
CA2738697C (en) * 2008-10-02 2017-01-03 Litens Automotive Partnership Compact tensioner with sustainable damping
WO2010094127A1 (en) * 2009-02-19 2010-08-26 Litens Automotive Partnership Tensioner with micro-adjustment feature

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2007097261A1 (ja) * 2006-02-20 2007-08-30 Ntn Corporation 油圧式オートテンショナ
WO2009074566A1 (de) 2007-12-10 2009-06-18 Schaeffler Kg Mechanisches federelement für zugmitteltriebe
DE102008057041A1 (de) 2008-11-12 2010-05-20 Schaeffler Kg Linear wirkendes Spannelement

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN107355520A (zh) * 2017-08-08 2017-11-17 重庆通用航空产业集团有限公司 张紧装置

Also Published As

Publication number Publication date
CN103492754B (zh) 2016-03-16
DE102011007877A1 (de) 2012-10-25
CN103492754A (zh) 2014-01-01

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP1753974A1 (de) Zugmittelanordnung
DE60132222T2 (de) Spannvorrichtung für den riemenantrieb von hilfsaggregaten und des motors/generators
EP3431815B1 (de) Riemenspannvorrichtung
EP2000699B1 (de) Torsionsschwingungsdämpfer oder Dekoppler mit gewickelten Drahtfedern in einer Antriebsscheibe
EP3477154B1 (de) Spannvorrichtung
DE3590411T (de) Riemenspannvorrichtung und Herstellungsverfahren
DE10131916A1 (de) Spanneinrichtung für Zugmittel, insbesondere Riemenspanneinrichtung
WO2009003829A2 (de) Dämpfungsvorrichtung eines mechanischen spannsystems für einen zugmitteltrieb
EP2347146B1 (de) Linear wirkendes spannelement
EP3885609B1 (de) Riemenspannvorrichtung
EP2957793A2 (de) Riemenspannvorrichtung
WO2012143219A1 (de) Riemenspanner
DE102008026064B4 (de) Riemenspanneranordnung für einen Riementrieb
DE102006041417B3 (de) Zugmitteltrieb mit einer Ausgleichsvorrichtung zur Schwingungsreduktion
DE102008028457A1 (de) Spannvorrichtung für einen Zugmitteltrieb
DE102010055549B4 (de) Abtriebseinheit für Steuer- und Nebenantrieb eines VCR-Motors mit exentrisch gelagerter Kurbelwelle
DE10058885A1 (de) Brennkraftmaschine mit wenigstens einer Ausgleichswelle
EP1558859A1 (de) Feder- und dämpfungsvorrichtung
EP3300513B1 (de) Kettentrieb mit kombinationsschiene
EP1941182A1 (de) Führungseinheit für einen zugmitteltrieb
DE102011088213A1 (de) Spannanordnung für einen Zugmitteltrieb
WO2001084014A1 (de) Spannsystem mit einer gerichteten dämpfung
DE102004006907A1 (de) Spannsystem für einen Zugmitteltrieb
EP1748223B1 (de) Spannsystem
EP1921345B1 (de) Spannvorrichtung zum Spannen eines Antriebsmittels und Verwendung einer derartigen Vorrichtung

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 201280019503.2

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 12721185

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 12721185

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1