Die vorliegende Erfindung betrifft eine armierte Tellerfeder aus elastisch verformbarem Material, die eine obere, ebene oder konvexe Fläche, eine untere, konkave Fläche, eine äussere Mantelfläche und eine innere Bohrung aufweist.
Tellerfedern, nach ihrem Erfinder auch Belleville-Federn genannt, sind Kegelschalen mit rechteckigem oder trapezförmigem Querschnitt. Oft weisen sie ferner eine obere, die Bohrang angrenzende und eine untere, die Mantelfläche angrenzende ebene Auflagefläche auf, über welche die Lastübertra gung gewährleistet wird. Die im Maschinenbau meist verwen deten Tellerfedern bestehen aus Stahl und anderen Metallen, und gelangen, in Abhängigkeit von den erwünschten Federungscharakteristiken einzeln oder in Gruppen zur Verwendung, wobei die letzteren in Reihenschaltung oder Parallelschaltung aufeinandergestapelt sein können. Diese isotropen Tellerfedern sind besonders ausführlich in den nachstehenden Literaturstellen beschrieben und analysiert worden: a) Siegfried Gross: Berechnung und Gestaltung von Metallfedern , 3. Auflage, 1960 Springer-Verlag, Seiten 6179; b) J.
O. Almen und A. Laszlo: The Uniform-Section Disk Spring (Transactions of the ASME, Band 58, 1936, Seiten 305-314).
Im Generatoren- und Transformatorenbau werden Tellerfedern benötigt, die aus elektrisch isolierenden Materialien bestehen. Diese werden gegenwärtig aus glasfaserverstärkten (GFK) Kunststoffen hergestellt, die eine relativ gute Kombination von Steifigkeit und Festigkeit besitzen. Es werden Tellerfedern aus Mattenlaminat, aus Rohren geschnittene Ringe und Wellplatten verwendet.
Als Nachteil der GFK-Tellerfedern nach dem Stand der Technik ist zu erwähnen, dass ihre Steifigkeit wesentlich niedriger liegt, als diejenige der Stahlfedern. Ferner ist mit diesen Tellerfedern eine höhere Steifigkeit nicht wie mit Stahlfedern durch Aufeinanderstapeln zu erreichen, da die Grenzflächen zwischen übereinanderliegenden Tellerfedern nicht dauerhaft geschmiert werden können. Aus diesem Grunde ist die Steifigkeit bzw. die Federkonstante einer GEFK-Tellerfeder stark begrenzt und reicht in vielen Fällen nicht aus.
Aufgabe der Erfindung ist es, den vorerwähnten Nachteil der glasfaserverstärkten Tellerfedern nach dem Stand der Technik zu vermeiden und eine mit zweckmässig angeordneter Armierung erforderlicher Festigkeit versehene Tellerfeder zu schaffen, deren Steifigkeit im Vergleich mit den glasfaserverstärkten Tellerfedern nach dem Stand der Technik wesentlich höher liegt.
Diese Aufgabe wird mit Hilfe der erfindungsgemässen Tellerfeder dadurch gelöst, dass im Inneren der Tellerfeder zwischen der Bohrung und der Mantelfläche mindestens annähernd koaxial zur Federachse angeordnete Armierungselemente in wenigstens einer Schicht, eingebettet sind, die wenigstens gegen einige der bei axialer Belastung der Feder auftretenden Deformationen gezielten Widerstand leisten.
Nachstehend werden Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes anhand der Zeichnung erläutert. Es zeigt:
Fig. 1 einen Schnitt durch eine bekannte in konventioneller Weise belastete, aus isotropem Material bestehende Tellerfeder mit Rechteckquerschnitt;
Fig. 2 eine Darstellung der berechneten tangentialen Spannungen entlang der radialen Breite der isotropen Tellerfeder nach der Fig. 1;
Fig. 3 einen Schnitt durch eine erste Ausführungsform der Erfindung mit Zugarmierungselementen im Inneren der Tellerfeder;
Fig. 4 einen Schnitt durch eine zweite Ausführungsform der Erfindung mit Druckarmierungselementen im Inneren der Tellerfeder;
Fig. 5 einen Schnitt durch eine dritte Ausführungsform der Erfindung mit sowohl Zugarmierungs- wie auch Druckarmierungselementen im Inneren der einen Trapezquerschnitt aufweisenden Tellerfeder;
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Fig. 6 einen Schnitt durch eine vierte Ausführungsform der Erfindung, bei welcher die Zug- und Druckarmierungselemente in den hochbeanspruchten Bereichen der Tellerfeder in zwei Schichten vorgesehen sind;
Fig. 7 einen Schnitt durch eine fünfte Ausführungsform der Erfindung mit zusätzlichen radial verlaufenden Verstärkungselementen;
Fig. 8 einen Schnitt entlang der Schnittlinie I-I durch die Ausführungsform nach Fig. 7, wobei die Verteilung der radialen Verstärkungselemente in der Tellerfeder dargestellt ist; und
Fig. 9 ein Kraft-Federweg-Diagramm zum Vergleich einer Ausführungsform der GFK-Tellerfeder nach der Erfindung mit einer GFK-Tellerfeder nach dem Stand der Technik.
In den verschiedenen Figuren sind gleiche Bestandteile durch gleiche Bezugsziffern bezeichnet. In der Fig. 1 ist eine gewöhnliche Belleville-Feder 1 gezeigt, die einen rechteckigen Querschnitt aufweist und aus isotropem Material besteht. Die über den Umfang des inneren und des äusseren Randes gleichmässig verteilte Last Q drückt die Feder flacher, d. h. vermindert ihre freie lichte Höhe ho auf h. Der Unterschied ho-h = f ist also ihre Federung. Durch diese Verformung werden in der Tellerfeder 1 Tangential-, Radial- und Schubspannungen und damit -Deformationen hervorgerufen. Die Radialspannungen sind jedoch verhältnismässig klein, und können ohne wesentlichen Nachteil vernachlässigt werden.
Die in verschiedenen Bereichen einer belasteten, isotropen Tellerfeder rechteckigen Querschnittes auftretenden Tangentialspannungen sind im Diagramm nach der Fig. 2 dargestellt, welches aus der vorerwähnten Literaturstelle von J. O. Almen und A. Laszlo entnommen ist. Diese Tangentialspannungen sind nach den bekannten, in der ersterwähnten Literaturstelle von Siegfried Gross aufgeführten Beziehungen berechenbar.
Das Diagramm nach der Fg. 2 zeigt in qualitativer Weise die Verteilung der Tangentialspannungen in radialer Richtung einer isotropen Tellerfeder rechteckigen Querschnittes, die bei deren Verformung aus dem unbelasteten Zustand 1A in den belasteten, flachgedrückten Zustand 1B auftreten. Dabei bezieht sich die Kurve 7 auf die obere Fläche 5, die Kurve 8 auf die untere Fläche 6 und die Kurve 9 auf die mittlere Fläche B-B der Tellerfeder.
Aus dem Diagramm geht hervor, a) dass die an der oberen Fläche 5 der Tellerfeder auftretenden Spannungen Druckspannungen sind, deren Maximalwert bei der Kante der Bohrung 2 liegt; b) dass die an der unteren Fläche 6 der Tellerfeder auftretenden Spannungen Zugspannungen sind, deren Maximalwert bei der Kante der Mantelfläche 3 liegt; c) dass die an der mittleren Kegelfläche B-B der Tellerfeder auftretenden Spannungen im Bereich der Bohrung 2 Druckspannungen sind, deren Maximalwert bei der Bohrung 2 liegt, wogegen sie im äusseren Bereich Zugspannungen sind, deren Maximalwert bei der Mantelfläche 3 liegt; d) die grösste aller Tangentialspannungen ist die Druckspannung, die an der oberen Fläche 5 bei der Kante der Bohrung 2 liegt und ist die einzige, die in fast allen praktischen Fällen beim Entwerfen berücksichtigt werden muss.
Die Erfindung sieht für Anwendungen, bei welchen für die Tellerfeder 1 Spezialmaterialien, wie z. B. elektrisch isolierende Materialien, verwendet werden müssen, die gegen Druck- und/oder Zugbeanspruchungen und damit -Deformationen keinen genügenden Widerstand leisten, anisotrope Tellerfedern vor, welche in ihrem Inneren den Anforderungen entsprechend gewählte und angeordnete Zug- und/oder Druckarmierungselemente sowie gegebenenfalls radial verlaufende Verstärkungselemente aufweisen.
Bei der in der Fig. 3 gezeigten ersten Ausführungsform besteht die Tellerfeder 1 aus einem Druck- und schubfestem Material, das gegen bei axialer Belastung der Tellerfeder an der oberen Fläche 5 auftretende Druckdeformationen und an zylindrischen Umfangsflächen im Inneren der Tellerfeder 1 auftretende Schubdeformationen ausreichenden Widerstand leistet. In der Nähe der unteren Fläche 6 sind Zugarmierungselemente 10 vorgesehen, die der Tellerfeder die im Bereich der Fläche 6 notwendige Zugfestigkeit verleihen, und für den Widerstand gegen die im genannten Bereich bei Belastung der Tellerfeder hervorgerufenen tangentialen Zugdeformationen verantwortlich sind.
Die Fig. 4 zeigt eine zweite Ausführungsform der Erfindung, bei welcher die Armierungselemente Druckarmierungselemente 11 sind, die in der Nähe der oberen Fläche 5 der Tellerfeder 1 angeordnet sind, der Tellerfeder die im Bereich der Fläche 5 notwendige Druckfestigkeit verleihen, und für den Widerstand gegen die im genannten Bereich bei Belastung der Tellerfeder hervorgerufenen tangentialen Druckdeformationen verantwortlich sind.
Die Fig. 5 zeigt eine dritte Ausführungsform der Erfindung, bei welcher die Tellerfeder 1 eine obere, die Bohrung 2 angrenzende ebene Auflagefläche 15 und eine untere, die Mantelfläche 3 angrenzende ebene Auflagefläche 16 aufweist, im Querschnitt annähernd trapezförmig ist, und sowohl mit Zugarmierungselementen 10 wie auch mit Druckarmierungselementen 11 armiert ist. Wenn das Material der Armierungselemente sowohl zugfest wie auch druckfest ist, können kombinierte Zug- und Druckarmierungselemente (nicht gezeigt) verwendet werden, die sich über die ganze Dicke der Tellerfeder erstrecken können. Selbstverständlich können alle anderen Ausführungsformen der Tellerfeder mit den in der Fig. 5 gezeigten Auflageflächen 15, 16 ausgebildet sein.
Die Fig. 6 zeigt eine vierte Ausführungsform der Erfindung, bei welcher sowohl die Zugarmierungselemente 10 wie auch die Druckarmierungselemente 11 in den hochbeanspruchten Bereichen in zwei Schichten angeordnet sind, so dass sie gegen höhere Federbelastungen und Deformationen Widerstand leisten können.
Eine fünfte, in den Fig. 7 und 8 dargestellte Ausführungsform der Erfindung unterscheidet sich von der Ausführungsform nach der Fig. 3 durch zusätzliche, in der Tellerfeder 1 radial verlaufende, geradlinige Verstärkungselemente 12, die zwischen der konkaven Fläche 6 und den Zugarmierungselementen 10 angeordnet sind. Diese leisten gegen in radialer Richtung auftretende Zug- und Druckdeformationen und an zylindrischen Umfangsflächen im Inneren der Tellerfeder 1 auftretende Schubdeformationen Widerstand. Die Verstärkungselemente 12 können natürlich auch in mehreren Schichten über die ganze Dicke der Tellerfeder 1 vorgesehen sein.
Anstelle der Elemente 12 können zur Verstärkung gegen die genannten Zug-, Druck- und Schubdeformationen andere Verstärkungsmaterialien wie kurzgeschnittene Glasfasern, Matten oder Gewebe (nicht gezeigt) verwendet werden, welche eine beliebige Dicke aufweisen können, und zusammen mit den Zug- und Druckarmierungselementen gegen alle auftretenden Deformationen ausreichenden Widerstand leisten können.
Bei allen vorerwähnten Ausführungsformen können die Armierungselemente 10, 11 als kontinuierliche Spiralen oder als zueinander konzentrisch angeordnete ringförmige Elemente ausgebildet sein. Da die Druck- bzw. Zugdeformationen in der Tellerfeder entlang einer radialen Linie variieren, können die Armierungselemente, punkto Querschnitt oder Anzahl, entlang der radialen Linie nach Massgabe der Deformationsverteilung veränderlich gewählt werden. Wenn die Armierungselemente als kontinuierliche Spiralen ausgebildet sind, können die Abstände zwischen zwei benachbarten Schleifen entlang einer radialen Linie nach Massgabe der Deformationsverteilung variieren. Wenn hingegen die Armierungselemente zueinander konzentrisch angeordnete ringförmige Elemente sind, können deren Querschnitte entlang einer radialen Linie nach Massgabe der Deformationsverteilung variieren.
Der überraschende Effekt, der sich schon bei den Versuchen mit Tellerfedern mit kombinierten Zug- und Druckarmierungselementen deutlich gezeigt hat, ist die wesentlich höhere Steifigkeit einer nach der Erfindung gewickelten Tellerfeder im Vergleich mit einer GFK-Tellerfeder nach dem Stand der Technik. Die Ergebnisse eines derartigen Versuches sind in der Fig. 9 dargestellt, welche ein Kraft-Federweg Diagramm zum Vergleich von paarweise getesteten Tellerfedern zeigt. In diesem Diagramm bezieht sich die Kurve 13 auf ein Tellerfederpaar aus Mattenlaminat (Epoxydharz + Glasfasern) nach dem Stand der Technik, wogegen sich die Kurve 14 auf ein nach der Erfindung gewickeltes Tellerfederpaar bezieht, bei welchem die Kegelschale aus zykloaliphatischem Epoxydharz und die Armierung aus E-Glasfasern besteht.
Wenn man die durch die Neigungen der Kurven 13 und 14 gegebenen Steifigkeitswerte der getesteten Tdlerfederpaare miteinander vergleicht, geht hervor, dass die Steifigkeit des erfindungsgemäss armierten Tellerfederpaares nicht weniger als um 50% höher liegt als diejenige des Tellerfederpaares nach dem Stand der Technik. Zudem ist noch hinzuzufügen, dass die Möglichkeiten der Steigerung der Steifigkeit in den bis jetzt durchgeführten Versuchen noch nicht erschöpft worden sind.
In diesem Zusammenhang ist noch zu erwähnen, dass sich eine gewickelte Tellerfeder als eine Zusammenstellung koaxialer, miteinander flexibel verbundener zylindrischer Rohre betrachten lässt. Ausserdem gilt für den Schubmodul glasfaserverstärkten Kunststoffes quer zur Faserrichtung, dass dieser nur 5 bis 10% des elastischen Moduls in der Faserrichtung beträgt. Beim Anlegen der Last auf die Tellerfeder wäre also zu erwarten, dass die genannten zylindrischen Rohre leicht übereinander gleiten und daher eine geringe Steifigkeit ergeben würden. Aus der Fig. 9 geht jedoch hervor, dass ein solches Gleiten nicht auftritt. Die Steifigkeit der Tellerfeder ist also sowohl im anisotropen wie auch im isotropen Fall durch den elastischen Modul des Werkstoffes in Umfangsrichtung bedingt.
Der überraschend hohe, bei den Versuchen gemessene Steifigkeitswert der in Umfangsrichtung allein verstärkten Tellerfeder kann als Beweis für diese Aussage betrachtet werden.
Die aus elektrisch isolierenden Materialien hergestellten Tellerfedern nach der Erfindung können für Anwendungen verwendet werden, für welche sich die gewöhnlichen Metallfedern wegen ihrer Leitfähigkeit und die GFK-Tellerfedern nach dem Stand der Technik wegen ihrer ungenügenden Steifigkeit zur Verwendung nicht eignen. Durch zweckmässige Wahl des Materials für die Tellerfeder 1 und durch zweckmässige Wahl und Anordnung der Armierungselemente ist es ferner möglich, Tellerfedern herzustellen, die den strengsten in der Praxis vorkommenden Anforderungen in bezug auf Festigkeit und Steifigkeit genügen.
Für die Berechnung der Tellerfedern nach der Erfindung eignen sich die vorangehend erwähnten bekannten Beziehungen nicht mehr. Jedoch können gültige Beziehungen entwickelt werden, mit deren Hilfe die richtige Tellerfeder für eine bestimmte Anwendung gewählt werden kann.
The present invention relates to an armored disc spring made of elastically deformable material, which has an upper, flat or convex surface, a lower, concave surface, an outer jacket surface and an inner bore.
Disc springs, also called Belleville springs after their inventor, are conical shells with a rectangular or trapezoidal cross-section. Often they also have an upper flat support surface adjacent to the drill string and a lower flat support surface adjacent to the jacket surface, via which the load transfer is ensured. The disc springs mostly used in mechanical engineering are made of steel and other metals and are used individually or in groups, depending on the desired suspension characteristics, the latter being stacked in series or in parallel. These isotropic disc springs have been described and analyzed in particular in the following literature references: a) Siegfried Gross: Calculation and design of metal springs, 3rd edition, 1960 Springer-Verlag, pages 6179; b) J.
O. Almen and A. Laszlo: The Uniform-Section Disk Spring (Transactions of the ASME, Volume 58, 1936, pages 305-314).
In generator and transformer construction, disc springs made of electrically insulating materials are required. These are currently made from glass fiber reinforced (GRP) plastics, which have a relatively good combination of stiffness and strength. Disk springs made of mat laminate, rings cut from tubes and corrugated sheets are used.
A disadvantage of the GRP disc springs according to the prior art should be mentioned that their rigidity is significantly lower than that of the steel springs. Furthermore, a higher rigidity cannot be achieved with these disc springs as with steel springs by stacking them on top of one another, since the interfaces between disc springs lying one above the other cannot be permanently lubricated. For this reason, the stiffness or the spring constant of a GEFK disc spring is very limited and in many cases is not sufficient.
The object of the invention is to avoid the above-mentioned disadvantage of the glass fiber reinforced disc springs according to the prior art and to create a disc spring provided with appropriately arranged reinforcement of the required strength, the rigidity of which is significantly higher in comparison with the glass fiber reinforced disc springs according to the prior art.
This object is achieved with the aid of the disc spring according to the invention in that reinforcing elements arranged at least approximately coaxially to the spring axis are embedded in at least one layer inside the disc spring between the bore and the lateral surface, which are aimed at at least some of the deformations that occur when the spring is axially loaded To offer resistance.
Exemplary embodiments of the subject matter of the invention are explained below with reference to the drawing. It shows:
1 shows a section through a known, conventionally loaded, disk spring made of isotropic material and having a rectangular cross section;
FIG. 2 shows an illustration of the calculated tangential stresses along the radial width of the isotropic disc spring according to FIG. 1; FIG.
3 shows a section through a first embodiment of the invention with tension reinforcement elements in the interior of the plate spring;
4 shows a section through a second embodiment of the invention with pressure reinforcement elements in the interior of the plate spring;
5 shows a section through a third embodiment of the invention with both tensile reinforcement and pressure reinforcement elements in the interior of the diaphragm spring having a trapezoidal cross section;
;
6 shows a section through a fourth embodiment of the invention, in which the tension and compression reinforcement elements are provided in two layers in the highly stressed areas of the disc spring;
7 shows a section through a fifth embodiment of the invention with additional radially extending reinforcing elements;
8 shows a section along the section line I-I through the embodiment according to FIG. 7, the distribution of the radial reinforcing elements in the disc spring being shown; and
9 shows a force-spring travel diagram for comparing an embodiment of the GRP disc spring according to the invention with a GRP disc spring according to the prior art.
In the various figures, the same components are denoted by the same reference numbers. 1 shows an ordinary Belleville spring 1 which has a rectangular cross section and consists of isotropic material. The load Q, which is evenly distributed over the circumference of the inner and outer edge, presses the spring flatter, i. H. reduces their free headroom ho to h. So the difference ho-h = f is their suspension. This deformation causes tangential, radial and shear stresses and thus deformations in the disc spring 1. However, the radial stresses are relatively small and can be neglected without any significant disadvantage.
The tangential stresses occurring in different areas of a loaded, isotropic disc spring with a rectangular cross-section are shown in the diagram according to FIG. 2, which is taken from the aforementioned reference by J. O. Almen and A. Laszlo. These tangential stresses can be calculated according to the well-known relationships listed in the first-mentioned reference by Siegfried Gross.
The diagram according to FIG. 2 shows qualitatively the distribution of the tangential stresses in the radial direction of an isotropic disc spring of rectangular cross-section, which occur when it is deformed from the unloaded state 1A to the loaded, flattened state 1B. The curve 7 relates to the upper surface 5, the curve 8 to the lower surface 6 and the curve 9 to the middle surface B-B of the disc spring.
The diagram shows that a) the stresses occurring on the upper surface 5 of the disc spring are compressive stresses, the maximum value of which is at the edge of the bore 2; b) that the stresses occurring on the lower surface 6 of the disc spring are tensile stresses, the maximum value of which is at the edge of the lateral surface 3; c) that the stresses occurring on the central conical surface B-B of the disc spring in the area of the bore 2 are compressive stresses, the maximum value of which is in the bore 2, whereas they are tensile stresses in the outer area, the maximum value of which is in the lateral surface 3; d) the greatest of all tangential stresses is the compressive stress which lies on the upper surface 5 at the edge of the bore 2 and is the only one that has to be taken into account in almost all practical cases when designing.
The invention provides for applications in which for the plate spring 1 special materials such. B. electrically insulating materials must be used that do not provide sufficient resistance to compressive and / or tensile stresses and thus deformations, anisotropic disc springs, which in their interior according to the requirements selected and arranged tension and / or pressure reinforcement elements and, if necessary, radially Have extending reinforcing elements.
In the first embodiment shown in Fig. 3, the disc spring 1 consists of a pressure and shear-resistant material that provides sufficient resistance to pressure deformations occurring on the upper surface 5 when the disc spring is axially loaded and to shear deformations occurring on cylindrical circumferential surfaces inside the disc spring 1 . In the vicinity of the lower surface 6 tensile reinforcement elements 10 are provided which give the plate spring the tensile strength required in the area of the surface 6 and are responsible for the resistance to the tangential tensile deformations caused in the named area when the plate spring is loaded.
4 shows a second embodiment of the invention, in which the reinforcement elements are pressure reinforcement elements 11, which are arranged in the vicinity of the upper surface 5 of the plate spring 1, give the plate spring the compressive strength necessary in the area of the surface 5, and for resistance to which are responsible for the tangential pressure deformations caused in the named area when the disc spring is loaded.
Fig. 5 shows a third embodiment of the invention, in which the disc spring 1 has an upper flat bearing surface 15 adjoining the bore 2 and a lower flat bearing surface 16 adjoining the jacket surface 3, is approximately trapezoidal in cross-section, and has both tensile reinforcement elements 10 as is also reinforced with pressure reinforcement elements 11. If the material of the reinforcement elements is both tensile strength and compression strength, combined tensile and compression reinforcement elements (not shown) can be used, which can extend over the entire thickness of the disc spring. Of course, all other embodiments of the plate spring can be designed with the bearing surfaces 15, 16 shown in FIG.
6 shows a fourth embodiment of the invention, in which both the tensile reinforcement elements 10 and the pressure reinforcement elements 11 are arranged in two layers in the highly stressed areas so that they can resist higher spring loads and deformations.
A fifth embodiment of the invention, shown in FIGS. 7 and 8, differs from the embodiment according to FIG. 3 by additional, straight reinforcing elements 12 which run radially in the plate spring 1 and are arranged between the concave surface 6 and the tensile reinforcement elements 10 . These resist tensile and compressive deformations occurring in the radial direction and shear deformations occurring on cylindrical circumferential surfaces inside the plate spring 1. The reinforcing elements 12 can of course also be provided in several layers over the entire thickness of the plate spring 1.
Instead of the elements 12, other reinforcing materials such as short-cut glass fibers, mats or fabric (not shown) can be used to reinforce the aforementioned tensile, compressive and shear deformations, which can have any thickness, and together with the tensile and compressive reinforcement elements against all occurring deformations can provide sufficient resistance.
In all of the aforementioned embodiments, the reinforcing elements 10, 11 can be designed as continuous spirals or as annular elements arranged concentrically to one another. Since the compression or tension deformations in the disc spring vary along a radial line, the reinforcing elements, in terms of cross-section or number, can be chosen to be variable along the radial line according to the deformation distribution. If the reinforcement elements are designed as continuous spirals, the distances between two adjacent loops can vary along a radial line according to the deformation distribution. If, on the other hand, the reinforcing elements are annular elements arranged concentrically to one another, their cross-sections can vary along a radial line according to the deformation distribution.
The surprising effect, which has already been clearly shown in the experiments with disc springs with combined tension and pressure reinforcement elements, is the significantly higher rigidity of a disc spring wound according to the invention compared to a GRP disc spring according to the prior art. The results of such an experiment are shown in FIG. 9, which shows a force-spring deflection diagram for the comparison of cup springs tested in pairs. In this diagram, curve 13 relates to a disk spring pair made of mat laminate (epoxy resin + glass fibers) according to the prior art, whereas curve 14 relates to a disk spring pair wound according to the invention, in which the conical shell is made of cycloaliphatic epoxy resin and the reinforcement is made of E. -Glass fibers.
If you compare the stiffness values of the tested pairs of diaphragm springs given by the inclinations of curves 13 and 14, it can be seen that the rigidity of the pair of disc springs reinforced according to the invention is no less than 50% higher than that of the pair of disc springs according to the prior art. It should also be added that the possibilities for increasing the rigidity have not yet been exhausted in the tests carried out up to now.
In this context it should also be mentioned that a coiled disc spring can be viewed as an assembly of coaxial, flexibly connected cylindrical tubes. In addition, for the shear module of glass fiber reinforced plastic across the fiber direction, it is only 5 to 10% of the elastic module in the fiber direction. When the load was applied to the disc spring, it would be expected that the said cylindrical tubes would slide easily over one another and would therefore result in a low rigidity. However, it can be seen from Fig. 9 that such sliding does not occur. The stiffness of the disc spring is determined both in the anisotropic and in the isotropic case by the elastic modulus of the material in the circumferential direction.
The surprisingly high stiffness value of the disc spring, which is only reinforced in the circumferential direction, measured in the tests can be regarded as proof of this statement.
The disc springs made of electrically insulating materials according to the invention can be used for applications for which the usual metal springs are not suitable because of their conductivity and the GRP disc springs according to the prior art because of their insufficient rigidity. By appropriate choice of the material for the disc spring 1 and by appropriate choice and arrangement of the reinforcing elements, it is also possible to produce disc springs that meet the strictest requirements in practice with regard to strength and rigidity.
The above-mentioned known relationships are no longer suitable for calculating the disc springs according to the invention. However, valid relationships can be developed that can be used to select the correct disc spring for a particular application.