Die Erfindung nach dem Hauptpatent 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, und bei welcher 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.
Die im Hauptpatent beschriebene anisotrope Tellerfeder hat sich mit ihrer stark erhöhten Steifigkeit und damit Federkonstante im Vergleich mit einer aus isolierfähigem Kunststoffmaterial bestehenden isotropen Tellerfeder in zufriedenstellendem Masse bewährt. Weitere Überlegungen haben jedoch zum Schluss geführt, dass es für bestimmte Anwendungen empfehlenswert ist, den Widerstand der Tellerfeder auch gegen radiale Zug- und Druckdeformationen und gegen die Schubdeformationen der zylindrischen Umfangsflächen im Inneren der Tellerfeder zu erhöhen. Dadurch werden Schäden vermieden, die durch die kombinierte Wirkung der die Deformationen begleitenden verschiedenen Spannungen bei hoher Belastung der Tellerfeder auftreten könnten.
Aufgabe der Erfindung ist es, eine anisotrope Tellerfeder nach dem Hauptpatent dadurch zu verbessern, dass die Armierungselemente so gestaltet und angeordnet sind, dass ein erhöhter Widerstand auch gegen axiale Schubdeformationen, radiale Zugdeformationen und radiale Druckdeformationen und damit eine erhöhte Belastbarkeit bei erhöhter Steifigkeit erreicht werden kann.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss dadurch gelöst, dass mindestens einige der Armierungselemente mindestens je einen wenigstens annähernd rotationskörperförmigen Teil aufweisen, dessen Mantellinie mit der Rotationsachse einen Winkel bildet, der zwischen O und 900 liegt.
Als Vorteile der Erfindung sind folgende zu erwähnen:
Durch Verwendung der in bezug auf die Rotationsachse geneigten Armierungselemente wird quer zur axialen Richtung, in der die die Schubdeformationen begleitenden Schubspannungen wirken, schubfestes Material gelegt, welches die Schubkomponente der kombinierten Spannungen, die bei hoher Belastung der Feder Schäden verursachen könnten, unwirksam macht, so dass die Belastbarkeit der Tellerfeder erhöht wird. Durch Verwendung einer Kombination solcher Armierungselemente mit mattenförmigen ebenen Verstärkungselementen kann ferner in der Tellerfeder ein erhöhter Widerstand gegen radiale Deformationen und damit eine weitere Erhöhung der Steifigkeit und Belastbarkeit erzielt werden.
Auf diese Weise ist es möglich, Tellerfedern zu bauen, deren Steifigkeit und Belastbarkeit viel höher liegt als bei den bekannten Tellerfedern, und deren Eigenschaften zwischen weiten Grenzen variiert werden können, um sie für die in der Praxis vorkommenden Anwendungen geeignet zu machen.
Nachstehend werden Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand der Zeichnung erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 einen Schnitt durch eine Tellerfeder mit zylindermantelförmigen Armierungselementen;
Fig. 2 einen Schnitt durch eine einen Trapezquerschnitt aufweisenden Tellerfeder mit voneinander getrennten Zug- und Druckarmierungselementen;
Fig. 3 einen Schnitt durch eine Tellerfeder mit kegelmantelförmigen Armierungselementen;
Fig. 4 einen Schnitt durch eine Variante der Tellerfeder nach der Fig. 3;
Fig. 5 einen Schnitt durch eine Tellerfeder mit ebenen, mattenförmigen Armierungselementen;
Fig. 6 eine Draufsicht auf eine bevorzugte Ausführungsform eines kegelmantelförmigen oder mattenförmigen Armierungselementes;
Fig. 7 einen Schnitt durch eine Tellerfeder mit zylindermantelförmigen und kegelmantelförmigen Armierungselementen;
;
Fig. 8 einen Schnitt durch eine Tellerfeder mit mehreren Arten von Armierungselementen;
Fig. 9 ein Kraft-Federweg-Diagramm zum Vergleich einer erfindungsgemässen GFK-Tellerfeder mit einer bekannten GFK-Tellerfeder.
In den verschiedenen Figuren sind gleiche Teile mit gleichen Bezugszeichen versehen.
Jede der in den Figuren 1 bis 5, 7 und 8 gezeigten anisotropen Tellerfedern weist eine Kegelschale 1 und in dieselbe eingebettete, zur Erhöhung der Steifigkeit der Tellerfeder dienende Armierungselemente auf. Die Armierungselemente erfüllen den spezifischen Zweck, zusätzlichen Widerstand gegen die durch Belastung der Tellerfeder hervorgerufenen Deformationen aufzubringen. Alle gezeigten Tellerfedern sind rotationskörperförmig ausgebildet und entsprechen bezüglich ihrer Form den im Maschinenbau meist verwendeten Tellerfedern. Die ebenfalls rotationskörperförmig ausgebildeten Armierungeselemente besitzen Mantellinien, die mit der Rotationsachse 4 Winkel bilden, die zwischen 0 und 900 liegen.
Die in der Fig. 1 dargestellte anisotrope Tellerfeder besteht aus einer Kegelschale 1 mit der Bohrung 2, der äusseren Mantelfläche 3, der oberen, konvexen Fläche 5, der unteren konkaven Fläche 6, der oberen Auflagefläche 10, der unteren Auflagefläche 11 und den Armierungselementen 12. Die letzteren sind im Inneren der aus elektrisch isolierfähigem Material bestehenden Kegelschale 1 eingebettet, leisten gegen tangentiale Zug- und Druckdeformationen Widerstand und erhöhen damit die Steifigkeit der Tellerfeder.
Bei der Tellerfeder nach der Fig. 2 besitzt die Kegelschale 1 einen annähernd trapezförmigen Querschnitt, in dessen Innerem die Druckarmierungselemente 13 und die von diesen getrennten Zugarmierungselemente 14 angeordnet sind. Die Druckarmierungselemente 13 sind in gleichen Abständen wie die Zugarmierungselemente 14 nebeneinander angeordnet. Da jedoch die tangentialen Druckdeformationen höher sind als die tangentialen Zugdeformationen und da ferner ein Armierungselement gewöhnlich eine geringere Druck- als Zugfestigkeit besitzt, wachsen die axialen Höhen der Armierungselemente 13 nach Massgabe der Variation der tangentialen Druckdeformationen und damit der Spannungen von aussen nach innen. Es könnten zum gleichen Zweck Armierungselemente gleicher Höhe verwendet werden, die von aussen nach innen progressiv dichter nebeneinander angeordnet sind.
Die Tellerfeder nach der Fig. 3 weist kegelmantelförmige Armierungselemente 15 auf, deren Verjüngungsrichtung derjenigen der Kegelschale 1 entgegengerichtet ist, die ferner übereinander angeordnet und über die ganze Dicke der Kegelschale 1 verteilt sind. Sie leisten einerseits gegen tangentiale Zug- und Druckdeformationen, anderseits gegen axiale Schubdeformationen Widerstand. Der Verjüngungswinkel der Armierungselemente 15 hat Einfluss auf das Ausmass des gegen die verschiedenen Deformationen geleisteten Widerstandes und wird im Einzelfall mit Rücksicht auf die jeweiligen Anforderungen gewählt.
Die Tellerfeder nach der Fig. 4 unterscheidet sich in ihrer Konstruktion von derjenigen nach der Fig. 3 lediglich durch die Tatsache, dass die Verjüngungsrichtung der Armierungselemente 15 der Verjüngungsrichtung der Kegelschale 1 entspricht, wobei sich jedoch die Verjüngungswinkel voneinander unterscheiden. Hier leisten die Armierungselemente 15 auch gegen in Richtung der Mantellinie wirkende Zug- und Druckdeformationen zusätzlichen Widerstand, insbesondere wenn Fasern der Armierungselemente 15 in Richtung ihrer Mantellinien verlaufen.
Die Armierungselemente 16 der Tellerfeder nach der Fig. 5 können als Grenzfall der Armierungselemente 15 der Tellerfeder nach der Fig. 4 betrachtet werden. Hier sind die Armierungselemente 16 übereinander und parallel zueinander angeordnete Matten, deren Mantellinien mit der Rotationsachse 4 einen Winkel von 900 bilden und die gleichzeitig gegen tangentiale Zug- und Druckdeformationen, gegen radiale Zugund Druckdeformationen und gegen axiale Schubdeformationen Widerstand leisten. Dies ist insbesondere dann der Fall, wenn die Matten Fasern 17, 18 aufweisen, die einerseits in Umfangsrichtung, anderseits in radialer Richtung verlaufen, wie dies in der Fig. 6 dargestellt ist.
Bei der Tellerfeder nach der Fig. 7 verlaufen die kegelman telförmigen Armierungselemente 19 derart, dass ihre Mantelli nien zu denjenigen der Kugelschale 1 parallel angeordnet sind.
Diese Variante besitzt relativ hohen Widerstand gegen in Richtung der Mantellinie verlaufende Zug- und Druckdeforma tionen und gegen axiale Schubdeformationen. Sie besitzt also hohe Steifigkeit, besonders wenn sie mit den dargestellten zylindrischen Armierungselementen 12 ausgestattet ist, die gegen tangentiale Zug- und Druckdeformationen zusätzlichen
Widerstand leisten. Wenn die Armierungselemente 19 aus
Fasern gewebt sind, kann ihre die Steifigkeit der Tellerfeder erhöhende Wirkung dadurch gesteigert werden, dass die Fasern in Umfangsrichtung und in Richtung der Mantellinie verlaufen.
Die in der Fig. 8 dargestellte Tellerfeder weist eine Armie rung auf, die eine Kombination der Armierungen der in den
Figuren 5 und 7 gezeigten Tellerfedern ist. Die ebenen Matten
16 leisten Widerstand sowohl gegen radiale als auch gegen tangentiale Zug- und Druckdeformationen. Die Armierungs elemente 12 und 19 leisten zusätzlichen Widerstand gegen radiale und tangentiale Zug- und Druckdeformationen und erhöhen die Steifigkeit der Tellerfeder in erheblichem Masse.
Die bei Belastung der Tellerfeder in der Kegelschale auftretenden, auf die Armierungselemente zu übertragenden Deformationen sind in verschiedenen Bereichen der Tellerfede verschieden. Dementsprechend sind die Armierungselemente so gewählt, ausgebildet und verteilt, dass sie einerseits die Festigkeit aufweisen, die zur Gewährleistung gezielten, zusätzlichen Widerstandes gegen die in dem an sie angrenzenden Bereich der Kegelschale auftretenden Deformationen erforderlich ist, andererseits, dass sie in denjenigen Bereichen der Kegelschale vorgesehen sind, in welchen die Deformationen am grössten sind. Zudem können die Querschnittsabmessungen der Armierungselemente und/oder die Abstände zwischen benachbarten Armierungselementen entlang der radialen Breite und/oder der Dicke der Kegelschale nach Massgabe des erwünschten aufzubringenden Widerstandes variieren.
Ferner können die Zugarmierungselemente von den Druckarmierungselementen getrennt und bezüglich des Materials und der Querschnittsabmessungen verschieden sein. Auch müssen die Armierungselemente nicht unbedingt über die ganze radiale Breite oder axiale Dicke der Kegelschale verteilt sein. Vielmehr können sie auf einen spezifischen Bereich der Kegelschale, beispielsweise auf den Bereich grösster Deformationen beschränkt sein.
Zur Erzielung höchster Steifigkeit ist es zweckmässig, in dem an den Umfang angrenzenden Bereich der Kegelschale die grösstmögliche-Anzahl von Armierungselementen unterzubringen. Da die Deformationen im genannten Bereich der Kegelschale einerseits tangentiale, anderseits radiale Deformationen sind, ist es empfehlenswert, Armierungselemente in den betreffenden Bereichen so anzuordnen, dass sie sowohl gegen tangentiale als auch gegen radiale Deformationen Widerstand leisten. Da die tangentialen grösser als die radialen Deformationen sind, ist der Beitrag der in Umfangsrichtung verlaufenden Armierungselemente zur Erhöhung der Steifigkeit grösser.
Jedoch soll die versteifende Wirkung radialer Armierungsele mente nicht unterschätzt werden, insbesondere da sie auch gegen axiale Schubdeformationen Widerstand gewährleisten.
Bei allen dargestellten Tellerfedern können die Armierungselemente einzeln, d. h. voneinander getrennt, oder zusammenhängend, d. h. miteinander verbunden sein. So können beispielsweise die zylindermantelförmigen oder die kegelmantelförmigen Armierungselemente als kontinuierliche
Spiralen oder als zueinander konzentrisch angeordnete
Schleifen, und die mattenförmigen Armierungselemente als einzelne Matten oder in Form einer Schraubenfläche zusammenhängend ausgebildet sein. Ferner können bei den verschie denen gezeigten Tellerfedern zusätzlich Gewebe, Matten oder kurzgeschnittene Fasern in der Kegelschale eingebettet sein, wenn dies zweckmässig ist.
Die Armierungselemente können beispielsweise aus Folienmaterial oder aus Fasermaterial hergestellt sein. Im letzteren Fall können die Fasern als Einzelfasern, als Faserstränge, als Gewebe oder Matten in den Armierungselementen Verwendung finden. Wenn maximale Steifigkeit angestrebt wird, sollen die Fasern in Umfangsrichtung und in Richtung der Mantellinie verlaufen.
Es ist ferner wesentlich ein einwandfreies Zusammenwirken zwischen der Kegelschale und den Armierungselementen zu realisieren, da bei Belastung der Tellerfeder die Last unmittelbar auf die Kegelschale einwirkt, und durch diese auf die Armierungselemente über die gemeinsamen Berührungsflächen übertragen wird. Zwischen dem Kegelschalenmaterial und den Armierungselementen soll also eine Kraftübertragungsmöglichkeit vorhanden sein, um die Deformationen der Kegelschale auf die Armierungselemente restlos, ohne Relativbewegung zueinander zu übertragen.
In manchen Fällen reichen die Haftkräfte zwischen den
Armierungselementen und der Kegelschale zur Realisierung der gemeinsamen Deformationen aus. Bei grösseren Belastun gen bzw. bei angestrebter höheren Steifigkeit werden die genannten Haftkräfte durch besondere Ausbildung der mit dem
Kegelschalenmaterial in Berührung kommenden Aissenflä chen der Armierungselemente, d. h. durch Vergrösserung der aktiven Berührungsflächen durch Oberflächenbearbeitung, beispielsweise durch Aufrauhen, erhöht. Ferner kann eine intime Verflechtung der Armierungselemente mit der Kegel schale dadurch erzielt werden, dass die Armierungselemente mit Hohlräumen, etwa in gitterförmiger Anordnung, ausgebil det werden, durch welche das Kegelschalenmaterial hindurch dringt.
Dadurch wird einerseits die Übertragung der Kegelscha lendeformationen auf die Armierungselemente erleichtert, anderseits die Kontinuität des Kegelschalenmaterials erhalten, so dass keine eigentlichen Trennungsflächen zwischen den Armierungselementen und dem Kegelschalenmaterial gebildet werden, und keine Schwächung der Tellerfeder, die sonst an derartigen Flächen auftritt, stattfindet.
Vom Standpunkt maximaler Haftung zwischen Armierungs element und Kegelschalenmaterial ist es wünschenswert, jedes Armierungselement in das Kegelschalenmaterial so einzubet ten, dass jede Faser separat mit Kegelschalenmaterial umgeben ist. Dadurch wird erreicht, dass die an der Berührungsfläche zwischen den Armierungsfasern und dem Kegelschalenmaterial bei Belastung der Tellerfeder auftretende Reibung gross genug ist, um jegliche Relativbewegung zwischen Armierungsfasern und Kegelschalenmaterial zu verhindern, und die Übertragung der Deformationen auf das Armierungselement auch bei höheren Belastungen ohne Gefährdung der Haftung zu ermöglichen. Einzelne Fasern sind jedoch schwer zu handhaben, so dass ein aus Fasern gewebtes, in der Fig. 6 dargestelltes gitterartiges Gebilde mit zweckmässig bemessenen Hohlräumen dem Zweck viel besser entspricht.
Noch ist zu bemerken, dass es bezüglich der Verwendbarkeit zum vorliegenden Zweck, vom Standpunkt der mechanischen Festigkeit gute und schlechte Materialpaarungen gibt, d. h. solche, deren Möglichkeiten voll ausgenützt, und solche, deren Möglichkeiten nicht ausgenützt werden können.
Die Kegelschale besitzt gewöhnlich eine obere und eine untere Auflagefläche und weist einen Rechteckquerschnitt, einen Trapezquerschnitt, oder einen anderen, zur Erzielung einer erwünschten Kraft-Federweg-Charakteristik zweckmässig gestalteten Querschnitt auf. Bezüglich ihres Materials hat die
Kegelschale noch Bedingungen zu erfüllen, die für die einwand freie Funktion der Tellerfeder Vorbedingungen sind. In diesem
Zusammenhang ist es wichtig zu erkennen, dass die verschiede nen Deformationen, die eine armierte Tellerfeder zufolge einer
Höhenverminderung erlitt, im wesentlichen gleich den Defor mationen sind, die eine aus gleichem Kegelschalenmaterial bestehende, und gleiche Form und Abmessungen aufweisende, nicht armierte Kegelschale zufolge der gleichen Höhenvermin derung erlitt.
Mit anderen Worten, beim Flachdrücken einer armierten Tellerfeder treten in ihrer Kegelschale im wesentli chen gleich grosse Deformationen auf, wie die Deformationen, die beim Flachdrücken einer aus gleichem Kegelschalenmaterial bestehenden nicht armierten Tellerfeder gleicher Form und gleichen Abmessungen auftreten. Der Unterschied im Verhalten dieser zwei Kegelschalen besteht lediglich darin, dass eine grössere Belastung notwendig ist, in einer Kegelschale einer armierten Tellerfeder die gleichen Deformationen hervorzurufen, als in der Kegelschale einer nicht armierten Tellerfeder.
Die Differenz zwischen diesen beiden Belastungen wird selbstverständlich zur Verformung der Armierungselemente, d. h. zur Überwindung des durch die Armierung aufgebrachten Widerstandes benötigt.
Dadurch ergibt sich eine wesentliche Bedingung, die die Kegelschale einer armierten Tellerfeder in bezug auf Material, Form und Abmessungen erfüllen muss, nämlich, dass ein nicht armiertes Probestück von der gleichen Form wie die Tellerfeder, die Deformationen und damit Spannungen ohne plastische Verformung aushält, die bei Belastung der armierten Tellerfeder maximal zu erwarten sind. Die Erfüllung dieser Bedingung garantiert auch, dass die armierte Tellerfeder bei Aufhören der Belastung in ihre ursprüngliche Form zurückkehrt. Die genannte Bedingung kann bei gegebenem Kegelschalenmaterial durch zweckmässige Wahl der Form und der Abmessungen der Kegelschale, und bei gegebener Form und gegebenen Abmessungen durch zweckmässige Wahl des Kegelschalenmaterials erfüllt werden.
Wenn die Tellerfeder elektrisch isolierend sein soll, ist es empfehlenswert, alle ihre Bestandteile aus elektrisch isolierenden Materialien herzustellen. Wenn jedoch elektrische Isolierfähikeit nicht zwingend ist, können die Kegelschale aus einem Metall und die Armierungselemente aus einem anderen Metall, oder die Kegelschale aus Kunststoff und die Armierungselemente aus Metalldraht hergestellt sein.
Bei den in der Praxis vorkommenden Anwendungen sind die Anforderungen immer wieder verschieden. Diese Anforderungen können sich auf die Form, die Abmessungen, das Material, die Federkonstante und damit die Belastbarkeit der Tellerfeder beziehen. Für jeden praktischen Fall gibt es mehrere Lösungen, von denen die beste aufgrund relativ einfacher Berechnungen gewählt werden kann.
Der überraschende Effekt, der sich schon bei den ersten Versuchen mit Tellerfedern mit kombinierten Zug- und Druckarmierungselementen deutlich gezeigt hat, ist die wesentlich höhere Steifigkeit einer nach der Erfindung armier ten 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 (P=f(s) Diagramm) zum Vergleich von paarweise getesteten Tellerfedern zeigt. In diesem Diagramm bezieht sich die Kurve 20 auf ein Tellerfedernpaar aus Matten laminat (Epoxydharz + Glasfasern) nach dem Stand der
Technik und die Kurve 21 auf ein nach einer Ausführungsform der Erfindung armiertes Tellerfedernpaar, bei welchem die
Kegelschale aus zykloaliphatischem Epoxydharz und die
Armierung aus E-Glasfasern besteht.
Wenn man die durch die
Neigungen der Kurven 20 und 21 gegebenen Steifigkeitswerte der getesteten Tellerfedernpaare miteinander vergleicht, geht hervor, dass die Steifigkeit des armierten Tellerfedernpaares nicht weniger als um 50% höher liegt als diejenige 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.
The invention according to the main patent 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, and in which inside the cup spring between the bore and the jacket surface Reinforcing elements arranged at least approximately coaxially to the spring axis are embedded in at least one layer, which provide targeted resistance to at least some of the deformations occurring when the spring is axially loaded.
The anisotropic disc spring described in the main patent has proven itself to a satisfactory degree with its greatly increased rigidity and thus spring constant in comparison with an isotropic disc spring made of an insulating plastic material. However, further considerations have led to the conclusion that for certain applications it is advisable to increase the resistance of the disc spring against radial tension and compression deformations and against the shear deformations of the cylindrical circumferential surfaces inside the disc spring. This avoids damage that could occur due to the combined effect of the various stresses accompanying the deformations when the disc spring is under high load.
The object of the invention is to improve an anisotropic disc spring according to the main patent in that the reinforcing elements are designed and arranged in such a way that increased resistance can also be achieved against axial shear deformations, radial tensile deformations and radial compression deformations and thus increased load capacity with increased rigidity .
According to the invention, this object is achieved in that at least some of the reinforcing elements each have at least one at least approximately rotational body-shaped part, the surface line of which forms an angle between 0 and 900 with the axis of rotation.
The following should be mentioned as advantages of the invention:
By using the reinforcing elements inclined with respect to the axis of rotation, shear-resistant material is placed transversely to the axial direction in which the shear stresses accompanying the shear deformations act, which makes the shear component of the combined stresses, which could cause damage to the spring at high loads, ineffective that the resilience of the disc spring is increased. By using a combination of such reinforcing elements with mat-shaped, planar reinforcing elements, an increased resistance to radial deformations and thus a further increase in rigidity and resilience can also be achieved in the plate spring.
In this way it is possible to build disc springs whose stiffness and resilience are much higher than the known disc springs and whose properties can be varied between wide limits in order to make them suitable for the applications occurring in practice.
Exemplary embodiments of the invention are explained below with reference to the drawing. Show it:
1 shows a section through a plate spring with reinforcing elements in the form of a cylinder jacket;
2 shows a section through a plate spring having a trapezoidal cross section with tension and compression reinforcement elements separated from one another;
3 shows a section through a disc spring with conical jacket-shaped reinforcing elements;
FIG. 4 shows a section through a variant of the plate spring according to FIG. 3;
5 shows a section through a plate spring with flat, mat-shaped reinforcing elements;
6 shows a plan view of a preferred embodiment of a conical jacket-shaped or mat-shaped reinforcing element;
7 shows a section through a plate spring with cylinder jacket-shaped and conical jacket-shaped reinforcing elements;
;
8 shows a section through a plate spring with several types of reinforcing elements;
9 shows a force / spring travel diagram for comparing a GRP disc spring according to the invention with a known GRP disc spring.
In the various figures, the same parts are provided with the same reference symbols.
Each of the anisotropic disc springs shown in FIGS. 1 to 5, 7 and 8 has a conical shell 1 and reinforcing elements embedded in the same and used to increase the rigidity of the disc spring. The reinforcement elements fulfill the specific purpose of providing additional resistance against the deformations caused by loading the disc spring. All the disc springs shown are designed in the shape of a body of revolution and their shape corresponds to the disc springs mostly used in mechanical engineering. The reinforcement elements, which are also designed in the shape of a rotational body, have surface lines which form 4 angles with the axis of rotation that lie between 0 and 900.
The anisotropic disc spring shown in Fig. 1 consists of a conical shell 1 with the bore 2, the outer jacket surface 3, the upper, convex surface 5, the lower concave surface 6, the upper bearing surface 10, the lower bearing surface 11 and the reinforcing elements 12 The latter are embedded in the interior of the conical shell 1 made of electrically insulating material, resist tangential tensile and compressive deformations and thus increase the stiffness of the disc spring.
In the disc spring according to FIG. 2, the conical shell 1 has an approximately trapezoidal cross-section, in the interior of which the pressure reinforcement elements 13 and the tension reinforcement elements 14 separated from them are arranged. The pressure reinforcement elements 13 are arranged side by side at the same intervals as the tension reinforcement elements 14. However, since the tangential compression deformations are higher than the tangential tensile deformations and since a reinforcement element usually has a lower compressive strength than tensile strength, the axial heights of the reinforcement elements 13 increase according to the variation of the tangential compression deformations and thus the tensions from the outside inwards. For the same purpose, reinforcement elements of the same height could be used, which are arranged progressively closer to one another from the outside inwards.
The disk spring according to FIG. 3 has conical jacket-shaped reinforcing elements 15, the tapering direction of which is opposite to that of the conical shell 1, which are also arranged one above the other and distributed over the entire thickness of the conical shell 1. On the one hand, they resist tangential tensile and compressive deformations and, on the other hand, they resist axial shear deformations. The taper angle of the reinforcing elements 15 has an influence on the extent of the resistance offered against the various deformations and is selected in the individual case with consideration of the respective requirements.
The disc spring according to FIG. 4 differs in its construction from that according to FIG. 3 only by the fact that the tapering direction of the reinforcing elements 15 corresponds to the tapering direction of the conical shell 1, but the tapering angles differ from one another. Here, the reinforcing elements 15 also provide additional resistance to tensile and compressive deformations acting in the direction of the surface line, in particular if fibers of the reinforcing elements 15 run in the direction of their surface lines.
The reinforcing elements 16 of the disk spring according to FIG. 5 can be viewed as a borderline case of the reinforcing elements 15 of the disk spring according to FIG. 4. Here the reinforcement elements 16 are mats arranged one above the other and parallel to one another, the surface lines of which form an angle of 900 with the axis of rotation 4 and which simultaneously resist tangential tensile and compressive deformations, radial tensile and compressive deformations and axial shear deformations. This is particularly the case when the mats have fibers 17, 18 which on the one hand run in the circumferential direction and on the other hand in the radial direction, as shown in FIG. 6.
In the case of the plate spring according to FIG. 7, the cone-shaped reinforcing elements 19 run in such a way that their Mantelli lines are arranged parallel to those of the spherical shell 1.
This variant has relatively high resistance to tensile and compressive deformations running in the direction of the surface line and to axial shear deformations. So it has high rigidity, especially if it is equipped with the cylindrical reinforcing elements 12 shown, which provide additional protection against tangential tensile and compressive deformations
To offer resistance. When the reinforcement elements 19 from
Fibers are woven, their effect of increasing the stiffness of the disc spring can be increased in that the fibers run in the circumferential direction and in the direction of the surface line.
The plate spring shown in Fig. 8 has a reinforcement tion, which is a combination of the reinforcements in the
Figures 5 and 7 is plate springs shown. The flat mats
16 provide resistance to both radial and tangential tensile and compressive deformations. The reinforcement elements 12 and 19 provide additional resistance to radial and tangential tension and compression deformations and increase the stiffness of the disc spring to a considerable extent.
The deformations that occur in the conical shell when the disc spring is loaded and are to be transferred to the reinforcing elements are different in different areas of the disc spring. Accordingly, the reinforcement elements are selected, designed and distributed in such a way that, on the one hand, they have the strength required to ensure targeted, additional resistance to the deformations occurring in the area of the cone shell adjacent to them, and on the other hand, that they are provided in those areas of the cone shell in which the deformations are greatest. In addition, the cross-sectional dimensions of the reinforcement elements and / or the distances between adjacent reinforcement elements along the radial width and / or the thickness of the conical shell can vary according to the desired resistance to be applied.
Furthermore, the tensile reinforcement elements can be separate from the pressure reinforcement elements and can be different in terms of material and cross-sectional dimensions. The reinforcing elements do not necessarily have to be distributed over the entire radial width or axial thickness of the conical shell. Rather, they can be restricted to a specific area of the conical shell, for example to the area of the greatest deformations.
To achieve maximum rigidity, it is advisable to accommodate the greatest possible number of reinforcing elements in the area of the conical shell adjacent to the circumference. Since the deformations in the mentioned area of the conical shell are on the one hand tangential and on the other hand radial deformations, it is advisable to arrange reinforcing elements in the relevant areas so that they resist both tangential and radial deformations. Since the tangential deformations are greater than the radial deformations, the contribution of the reinforcing elements running in the circumferential direction to increasing the rigidity is greater.
However, the stiffening effect of radial Armierungsele elements should not be underestimated, especially since they also provide resistance to axial shear deformation.
In all of the illustrated disc springs, the reinforcing elements can be individually, i. H. separated from one another, or connected, d. H. be connected to each other. For example, the cylinder jacket-shaped or the conical jacket-shaped reinforcement elements can be used as continuous
Spirals or as concentric to one another
Grinding, and the mat-shaped reinforcing elements can be designed as individual mats or coherently in the form of a helical surface. In addition, fabric, mats or short-cut fibers can be embedded in the conical shell in the case of the various disc springs shown, if this is appropriate.
The reinforcement elements can for example be made from foil material or from fiber material. In the latter case, the fibers can be used in the reinforcement elements as individual fibers, as fiber strands, as fabrics or mats. If maximum rigidity is desired, the fibers should run in the circumferential direction and in the direction of the surface line.
It is also essential to achieve perfect interaction between the conical shell and the reinforcing elements, since when the disc spring is loaded, the load acts directly on the conical shell and is transmitted through this to the reinforcing elements via the common contact surfaces. Between the conical shell material and the reinforcing elements there should therefore be a possibility of force transmission in order to transfer the deformations of the conical shell to the reinforcing elements completely without any relative movement to one another.
In some cases the adhesive forces range between the
Reinforcing elements and the conical shell to realize the common deformations. In the case of larger loads or if higher rigidity is desired, the adhesive forces mentioned are achieved through special training with the
Conical shell material coming into contact with outer surfaces of the reinforcing elements, d. H. by enlarging the active contact areas by surface treatment, for example by roughening. Furthermore, an intimate interweaving of the reinforcing elements with the conical shell can be achieved in that the reinforcing elements are designed with cavities, for example in a grid-like arrangement, through which the conical shell material penetrates.
This on the one hand facilitates the transfer of the cone shell deformations to the reinforcement elements, and on the other hand preserves the continuity of the cone shell material, so that no actual separation surfaces are formed between the reinforcement elements and the cone shell material, and there is no weakening of the disc spring, which otherwise occurs on such surfaces.
From the standpoint of maximum adhesion between reinforcement element and conical shell material, it is desirable to embed each reinforcement element in the conical shell material so that each fiber is surrounded separately with conical shell material. This ensures that the friction that occurs at the contact surface between the reinforcing fibers and the conical shell material when the disc spring is loaded is large enough to prevent any relative movement between the reinforcing fibers and the conical shell material, and the transmission of the deformations to the reinforcing element even with higher loads without endangering the Allow liability. However, individual fibers are difficult to handle, so that a lattice-like structure, shown in FIG. 6, woven from fibers, with appropriately dimensioned cavities, corresponds much better to the purpose.
It should also be noted that with regard to usability for the present purpose, from the standpoint of mechanical strength, there are good and bad material pairings; H. those whose possibilities can be fully exploited and those whose possibilities cannot be exploited.
The conical shell usually has an upper and a lower bearing surface and has a rectangular cross-section, a trapezoidal cross-section, or another cross-section that is expediently designed to achieve a desired force-spring-travel characteristic. Regarding its material, the
The conical shell still has to meet conditions that are preconditions for the proper function of the disc spring. In this
It is important to recognize that the various deformations that a reinforced disc spring causes a
Height reduction suffered, essentially the same as the defor mations that an existing cone shell material of the same, and having the same shape and dimensions, non-reinforced cone shell suffered as a result of the same Höhenvermin change.
In other words, when flattening an armored disc spring occur in its conical shell essentially the same size deformations as the deformations that occur when flattening a non-reinforced disc spring made of the same conical shell material of the same shape and dimensions. The only difference in the behavior of these two conical shells is that a greater load is necessary to cause the same deformations in a conical shell of a reinforced disc spring than in the conical shell of a non-reinforced disc spring.
The difference between these two loads is of course used to deform the reinforcement elements, i.e. H. needed to overcome the resistance applied by the reinforcement.
This results in an essential condition that the conical shell of an armored disc spring must meet in terms of material, shape and dimensions, namely that a non-armored specimen of the same shape as the disc spring can withstand the deformations and thus stresses without plastic deformation are to be expected at the maximum when the armored disc spring is loaded. The fulfillment of this condition also guarantees that the armored disc spring will return to its original shape when the load ceases. The condition mentioned can be met for a given conical shell material by appropriate choice of the shape and the dimensions of the conical shell, and for a given shape and given dimensions by appropriate choice of the conical shell material.
If the disc spring is to be electrically insulating, it is advisable to manufacture all of its components from electrically insulating materials. If, however, electrical insulation is not mandatory, the conical shell can be made from one metal and the reinforcing elements from another metal, or the conical shell made from plastic and the reinforcing elements made from metal wire.
In the applications that occur in practice, the requirements are always different. These requirements can relate to the shape, the dimensions, the material, the spring constant and thus the load capacity of the disc spring. For each practical case there are several solutions, the best of which can be chosen based on relatively simple calculations.
The surprising effect, which was clearly shown in the first attempts with disc springs with combined tension and pressure reinforcement elements, is the much higher rigidity of a disc spring armier th according to the invention compared with a GRP disc spring according to the prior art. The results of such a
Experiment are shown in Fig. 9, which is a force
Spring travel diagram (P = f (s) diagram) for comparison of disc springs tested in pairs. In this diagram, curve 20 relates to a pair of disc springs made of mat laminate (epoxy resin + glass fibers) according to the state of the art
Technique and curve 21 on a pair of cup springs reinforced according to one embodiment of the invention, in which the
Cone shell made of cycloaliphatic epoxy resin and the
Reinforcement consists of E-glass fibers.
If you go through the
When comparing the given stiffness values of the tested disc spring pairs with one another, it can be seen that the stiffness of the armored disc spring pair is no less than 50% higher than that after
State of the 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.