DE69120189T2

DE69120189T2 - Riemenspanner, Riemengetriebe und Montageverfahren

Info

Publication number: DE69120189T2
Application number: DE69120189T
Authority: DE
Inventors: Jerzy Otremba; Andrzej Sajczyk; Henry W Thomey
Original assignee: Gates Power Drive Products Inc
Current assignee: Gates Power Drive Products Inc
Priority date: 1990-09-26
Filing date: 1991-09-24
Publication date: 1997-01-02
Anticipated expiration: 2011-09-25
Also published as: ATE139309T1; MX9100934A; KR920006212A; JPH04244646A; EP0478267A1; EP0478267B1; JP2668468B2; KR950002996B1; CA2050065C; US5098347A; DE69120189D1; CA2050065A1; US5152721A

Description

Hintergrund der Erfindung

Die Erfindung betrifft eine Riemenspannvorrichtung, ein Riemenspannsystem und ein Spannverfahren, jedoch insbesondere eine Spannvorrichtung vom Federtyp, die als Teil eines Synchron-Riementriebsystems verwendet werden kann. Zwar kann die Spannvorrichtung der Erfindung in verschiedenen Riemenantriebsystemeinsatzbereichen verwendet werden, aber bei der Lösung von Riemenspannungsproblemen, die mit Nockenwellenantriebssystemen für kraftfahrttechnische Bereiche zusammenhängen, ist sie besonders zweckmäßig.
Synchron-Riementriebe weisen wie die meisten mechanischen Systeme Bauteile mit Trägheiten und Federkräften auf, und infolgedessen sind derartige Riemensysteme schwingfähig und können unter dem Aspekt der Vibration mittels ihrer natürlichen Frequenzen gekennzeichnet werden. Die bedeutendste Art von Systemvibration, auf die sich die Erfindung bezieht, ist die Winkelvibration, wobei Winkelvibration beispielsweise die Oszillation von Riemenscheiben um ihre Drehachsen ist, die die relativ konstante Winkelgeschwindigkeit der Riemenscheiben des Systems überlagert.
Vibrationen können von Nachteil für den Betrieb des Systems sein. Der schlimmste Zustand kann bei Systemresonanz eintreten, wenn die mit der Riemenscheibenbewegung zusammenhängenden Kräfte (d.h. Winkelvibration) mit einer Frequenz oszillieren, die gleich der natürlichen Systemfrequenz ist.
In einem Nockenantriebssystem ist ein Synchronriemen um Riemenscheiben geführt, zu denen mindestens zwei Zahnriemenscheiben gehören. Eine der Riemenscheiben ist eine Kurbelwellenriemenscheibe und die andere ist eine oder mehrere Nockenwellenriemenscheiben, die zyklische Drehmomentänderungen in das Antriebssystem induzieren. Eine Leerlaufriemenscheibe wie beispielsweise eine rückseitige Leerlaufriemenscheibe wird gegen den Riemen gedrückt, um eine Montageriemenspannung zu erreichen.
Die eine oder mehreren Nockenwellen eines Kraftfahrzeugriemenantriebs arbeiten über einen Frequenzbereich und induzieren zyklische Drehmomentänderungen in das Antriebssystem. Ist die Frequenz der Drehmomentänderung gleich den natürlichen Frequenzen des Systems, tritt die Resonanz auf. Diese Resonanzfrequenzen variieren bei unterschiedlichen Motorausführungen. Die Drehmomentänderungen tragen zu Erregerkräften bei, die bei den Resonanzfrequenzen höchste Spannungsänderungsamplituden in den Riemen einleiten. Die hohen Spannungsamplituden treten auf, wenn sich die Nockenwellenriemenscheiben dynamisch entgegengesetzt zu der Kurbelwellenriemenscheibe oder mit einer langsameren oder entgegengesetzten Winkelrate als diese bewegen. Wenn die Vibrationsamplituden zu hoch sind, kann dadurch, daß die Zähne an der Kurbelwellenriemenscheibe von dem Synchronriemen abgeschert werden, ein Versagen des Riemens eintreten.
Bei vielen Synchron-Riementriebsystemen ist es übliche Praxis, die Amplitude der Maximalresonanzspannungsänderungen in den Systemabschnitten mittels einer feststehenden Leerlaufriemenscheibe zu minimieren. Um die Amplitude der Änderungen zu hemmen und damit einen Riemenzahnbruch zu verhindern und ein Springen der Zähne zu vermeiden (d.h. eine Ratschenwirkung), wird die Installationsriemenspannung bei Raumtemperatur gewählt. Ist die Spannung zu gering, können Zahnbruch und Springen der Zähne auftreten. Ist die Montagespannung zu hoch, kann dies bei Motorbetriebstemperaturen zur Verkürzung der Lebensdauer des Riemens und zu Riemengeräuschen führen. Die feststehende Leerlaufriemenscheibe muß über einen weiten Bereich von Temperaturbedingungen arbeiten. Zwischen einem kalten Motor, wie er dies üblicherweise beim Starten ist, und einem warmen oder thermisch ausgedehnten Motor, wie dies bei normalen Betriebstemperaturen der Fall ist, gibt es eine Veränderung des Riemenscheibenmittenabstands. Somit liegt die thermische Wirkung in der Erhöhung der Riemenspannung bei ansteigender Motortemperatur und im umgekehrten Fall in der Verringerung der Riemenspannung bei sinkender Motortemperatur.
Der Vorteil einer feststehenden Leerlaufriemenscheibe besteht darin, daß sie im wesentlichen ohne Beeinträchtigung der Steifigkeit des Riemenantriebssystems arbeitet, um Resonanzspannungsänderungen aufgrund von dynamischen Wirkungen, die durch Drehmomentänderungen in den Antrieb eingeleitet werden, zu minimieren. Der Nachteil eines Systems mit feststehender Leerlaufriemenscheibe liegt darin, daß es häufig mit Schwierigkeiten verbunden ist, die Montageriemenspannungen konstant auf ein wünschenswertes Niveau einzustellen. Die natürliche Systemfrequenz und Vibrationsamplitude bei Resonanz hängt von der Riemenmontagespannung ab. Ist die Spannung zu gering, tritt eine Resonanz auf, die zu einem dynamischen Versagen des Riemens beitragen kann. Sind die Spannungen zu hoch, ergeben sich zusammen mit dem Riemenversagen Geräusche auf grund von Überspannen. Eine ausführlichere Erläuterung der oben beschriebenen, mit den dynamischen Eigenschaften eines Kraftfahrzeugnockenwellenantriebssystems zusammenhängenden Vibration erscheint in SAE Technical Paper Series Nr. 880077 von Mizuno et al.
Dem Nichtfachmann möchte es so scheinen, als ob Riemenspannvorrichtungen für Kraftfahrzeugbedarf, beispielsweise die in U.S.- Patent 4 299 584 gezeigten, eine Lösung zur Überwindung der Betriebsänderungen schaffen sollten, welche auf mit einem Kraftfahrzeugsynchronantrieb zusammenhängende thermische und dynamische Effekte zurückzuführen sind. Diese Riemenspanner sind unbefriedigend, da sie zu "weich" sind, weil sie sich beim Versuch des Kompensierens der Riemenspannungsänderungen, die mit den durch zyklische Drehmomentänderungen der Nocken eingeleiteten Spannungsänderungen zusammenhängen, leicht bewegen. Solche Zusatzantriebsspannvorrichtungen passen sich an Riemenspannungsänderungen an, indem sie eine Leerlaufriemenscheibe gegen einen Riemen bewegen. Die Bewegungen der Leerlaufriemenscheibe werden gedämpft, um der Amplitude der Spannvorrichtungsvibrationen entgegenzuwirken. Das Dämpfungsdrehmoment ist üblicherweise geringer als 35 Prozent der Dämpfungskraft, die von der Spannvorrichtung beim Beibehalten einer Antriebsspannung ausgeübt wird. Infolgedessen geht der Trend zu hydraulischen Spannvorrichtungen, die sowohl den dynamischen als auch den thermischen Bedingungen in einem Kraftfahrzeugnockenwellenantrieb gerecht werden können, wie dies beispielsweise in U.S.-Patent 4 883 446 gezeigt ist. Obwohl diese Hydraulikspannvor richtungen das mit der thermischen Ausdehnung, der Montagespannung und dem Überspannen zusammenhängende Problem einer feststehenden Leerlaufriemenscheibe, wodurch Geräusche entstehen können, überwindet, bringen sie auch ihre eigenen Probleme mit sich. Derartige Spannvorrichtungen sind im allgemeinen sehr kostspielig und von einem ölsystem zum Beaufschlagen des Betätigungselements mit Druck abhängig, wobei das System versagen kann, was entweder ein Überspannen oder ein Unterspannen des Riemens verursacht.
In DE-A-2608277 ist eine Riemenspannvorrichtung offenbart, bei der eine Schwenkarmbewegung im wesentlichen diejenige eines Ratschenmechanismus ist. Der Schwenkarm kann sich im Uhrzeigersinn leicht bewegen, und eine Bewegung gegen den Uhrzeigersinn wird durch eine Keilwirkung der Exzenterscheibe gegen die Kreisscheibe beschränkt. Während der Bewegung des Armes im Uhrzeigersinn bei normalem Motorbetrieb geht zwischen dem Arm und den Scheiben keine Energie verloren. Gleichermaßen entsteht kein Energieverlust zwischen dem Arm und den Scheiben während des Versuchs einer Bewegung gegen den Uhrzeigersinn, die mittels der als Einwegratsche wirkenden Exzenterscheibe verhindert wird. Während des Motorbetriebs tritt Resonanz mit einer Frequenz auf, die durch die arbeitenden Nockenwellen in Verbindung mit einem Zahnriemen induziert wird. Bei Maximalresonanz hängen die Riemenabschnitte durch oder sind auf einer Spannung von Null. Wenn der Riemenabschnitt bei Resonanz durchhängt, drückt die Feder den Schwenkarm im Uhrzeigersinn im Versuch, den Riemen auf seine normale statische Spannung zu spannen. Hört die Resonanz auf, kann in dem Riemen das Zwei- bis Dreifache der statischen Spannung herrschen. Aufgrund des Exzenternockens dreht sich der Schwenkarm frei (ohne Dämpfung) im Uhrzeigersinn. Der Exzenternocken verhindert eine Bewegung des Schwenkarmes gegen den Uhrzeigersinn. Zwischen den Scheiben und dem Schwenkarm gibt es keine Bewegung, da die Scheiben auf eine sehr hohe Reibung treffen, die nur überwunden werden kann, wenn große Kräfte herrschen, wie sie durch die thermische Ausdehnung eines Motors induziert werden. Dementsprechend paßt sich die Riemenspannvorrichtung nicht automatisch an Spannungsänderungen in einem Riemenabschnitt, die bei normalem Motorbetrieb bei Auftreten von Resonanz erscheinen können, an. Die Scheiben bewirken nicht, daß Energie des Schwenkarms (d.h. Dämpfung) bei dessen Bewegung während des Motorbetriebs abgeführt wird.
Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Spannvorrichtung zu schaffen, die in Verbindung mit Riemenantriebssystemen zweckmäßig ist, und dies insbesondere in einem Synchron- Riementriebssystem, um Spannungsänderungen zu kompensieren oder zu bewältigen, die dynamischen Effekten, beispielsweise solchen, die durch zyklische Drehmomentänderungen an einer Riemenscheibe in das Antriebssystem eingebracht werden, oder thermischen Effekten, beispielsweise solchen, die eine Veränderung der Länge eines Syn- chron-Riementriebs einbringen, zuzuschreiben sind.
Eine andere Aufgabe der Erfindung besteht darin, eine kostengünstige Riemenspannvorrichtung vom Federtyp zu schaffen, die imstande ist, thermische und dynamische Spannungswirkungen sowie Riemendehn- und -verschleißwirkungen in einem Synchron-Riementriebsystern zu bewältigen und die ferner dem Antrieb eine geeignete Steifigkeit verleiht, um hohen Spannungsamplituden, die mit der Resonanz des Antriebssystems zusammenhängen, zuzuschreibenden Einflüssen entgegenzuwirken.
Gemäß einem Aspekt der Erfindung wird eine Riemenspannvorrichtung zum Spannen eines Zahnriemens eines Synchron-Riementriebsystems von dem Typ geschaffen, bei dem der Riemen um Riemenscheiben geführt und gespannt ist, mit mindestens zwei Zahnriemenscheiben, die in einem Frequenzbereich arbeiten, in dem von mindestens einer der Zahnriemenscheiben zyklische Drehmomentänderungen in das Triebsystem induziert werden, wobei die Drehmomentänderungen zu Erregerkräften beitragen, die wesentliche Änderungen der Riemenspannung bei Systemresonanz innerhalb des Arbeitsbereiches der Frequenzen in Abschnitte des Riemens einleiten, mit dem Ergebnis, daß der Riemen und damit die Spannvorrichtung Vibration ausgesetzt ist, wobei die Spannvorrichtung aufweist: eine Drehzapfenhaltestruktur, eine mittels eines Drehzapfens schwenkbar an der Haltestruktur befestigte Armstruktur, eine Spannriemenscheibe, die an der Armstruktur drehbar befestigt ist und an dem Riemen angreifen kann, eine sich zwischen der Haltestruktur und der Armstruktur erstreckende und mit einem Momentenarm in bezug auf den Drehzapfen wirksame Feder zum Vorspannen der Spannriemenscheibe gegen den Riemen, um eine Arbeitsspannung in dem Riemen zu gewährleisten, und eine Dämpfungseinrichtung zum Leisten von Widerstand gegen diejenige Bewegung der Armstruktur, und dadurch der Spannriemenscheibe, die aus thermischer Ausdehnung und Kontraktion oder Vibration desjenigen Abschnitts des Riemens, gegen den die Riemenscheibe vorgespannt ist, resultiert, dadurch gekennzeichnet, daß die Feder und die Dämpfungseinrichtung so angeordnet und ausgebildet sind, daß sie eine fortschreitende Reziprokbewegung der Spannriemenscheibe zur Anpassung an thermische Vergrößerungs- und Schrumpfungsveränderungen in dem Triebsystem aufgrund der Motorerwärmung und -abkühlung zulassen und auch eine Reziprokbewegung der Spannriemenscheibe als Ergebnis von Riemenspannungsänderungen bei Systemresonanz, die durch die Erregerkräfte verursacht werden, welche durch die zyklischen Drehmomentänderungen in den Riemen induziert werden, zulassen, wobei die Reziprokbewegungen bei Systemresonanz mit einer in den Riemenabschnitt eingeleiteten Dämpfungskraft gedämpft werden, die im wesentlichen gleich den Erregerkräften an der Spannriemenscheibe oder größer ist als diese.
Ferner wird gemäß der vorliegenden Erfindung ein Synchron-Riementriebsystem von dem Typ geschaffen, der aufweist: einen Zahnriemen, der um Riemenscheiben geführt ist, mit mindestens zwei Zahnriemenscheiben, die in einem Frequenzbereich arbeiten, in dem von mindestens einer der Zahnriemenscheiben zyklische Drehmomentänderungen in das Triebsystem induziert werden, wobei die Drehmomentänderungen zu Erregerkräften beitragen, die hohe Spannungsänderungsamplituden bei Systemresonanz innerhalb des Arbeitsbereiches der Frequenzen in Abschnitte des Riemens einleiten, und eine Riemenspannvorrichtung mit einer Spannriemenscheibe, die drehbar an einem Arm gelagert ist, der zur Schwingbewegung an einer Stützstruktur durch einen Drehzapfen unter der Vorspannung einer Feder schwenkbar gelagert ist, wobei die Schwingbewegung von einer Dämpfungseinrichtung gedämpft wird, dadurch gekennzeichnet, daß die Feder und die Dämpfungseinrichtung so angeordnet und ausgebildet sind, daß die Spannriemenscheibe mit einer Kraft, die zum Aufrechterhalten einer Arbeitsspannung in dem System und zum Anpassen an auf thermische Ausdehnung und Kontraktion eines Motors, in dem die Spannvorrichtung eingebaut ist, zurückzuführende Ausdehnung und Kontraktion des Riemenabschnitts, an dem die Spannriemenscheibe angreift, ausreicht, gegen den Riemen vorgespannt wird, derart, daß der größte Teil derjenigen Schwingbewegung des Armes, und damit der Spannriemenscheibe, die aus den Erregerkräften resultiert, welche im Riemen Spannungsänderungen hervorrufen, von der Dämpfungseinrichtung mit einer in den Riemen eingeleiteten Dämpfungskraft gebremst wird, die im wesentlichen gleich der oder größer ist als die Erregerkraft an der Spannriemenscheibe.
Nach einem anderen Aspekt der vorliegenden Erfindung wird ein Verfahren zum Spannen eines Synchron-Riementriebsystems von dem Typ geschaffen, der einen Zahnriemen aufweist, der um Riemenscheiben geführt und gespannt ist, mit mindestens zwei Zahnriemenscheiben, die in einem Frequenzbereich arbeiten, in dem von mindestens einer der Zahnriemenscheiben zyklische Drehmomentänderungen in das Triebsystem induziert werden, wobei die Drehmomentänderungen zu Erregerkräften beitragen, die bei Systemresonanz innerhalb des Arbeitsbereiches der Frequenzen in Abschnitte des Riemens hohe Amplituden von Drehmomentänderungen einleiten, wobei das Verfahren die folgenden Schritte aufweist: Vorspannen einer bewegbaren Spannriemenscheibe gegen den Riemen, um in den Riemen eine Arbeitsspannung zu induzieren, und Dämpfen der Reziprokbewegung der bewegbaren Spannriemenscheibe, dadurch gekennzeichnet, daß die Spannriemenscheibe mit ausreichender Kraft gegen den Riemen vorgespannt wird und die Dämpfung der Reziprokbewegung der Riemenscheibe mit ausreichender Kraft vorgenommen wird, um die Reziprokbewegung der Riemenscheibe, die aus den Erregerkräften resultiert, welche durch diejenigen zyklischen Drehmomentänderungen in die Riemenabschnitte induziert werden, die zu Systemresonanz oder Systemvibration führen würden, gebremst wird, um die Systemvibration zu minimieren, jedoch so, daß die Spannriemenscheibe sich unter Beibehaltung der Arbeitsspannung bewegen und an thermische Längenveränderungen des Riemenabschnitts, an dem die Riemenscheibe angreift, anpassen kann.
Im folgenden wird ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen Riemenspannvorrichtung als Beispiel mit Bezug auf die beigefügten Zeichnungen beschrieben, welche zeigen:
FIGUR 1 eine schematische Vorderansicht eines Synchron-Riementriebsystems vorn kraftfahrttechnischen Typ, das eine erfindungsgemäße Riemenspannvorrichtung aufweist;
FIGUR 2 eine Ansicht im wesentlichen entlang der Linie 2-2 von Figur 1, die eine vergrößerte, teilweise weggebrochene Ansicht einer erfindungsgemäßen Riemenspannvorrichtung zeigt;
FIGUR 3 eine Ansicht entlang der Linie 3-3 von Figur 2 und
FIGUR 4 eine Ansicht entlang der gestrichelten Linie 4-4 von Figur 2.
Zwar lassen sich die verschiedenen Merkmale der Spannvorrichtung, des Riementriebsystems und des Verfahrens der Erfindung vielleicht am besten mit einem Synchron-Riementrieb für einen Kraftfahrzeugmotor beschreiben, aber viele Merkmale der Erfindung können auch in anderen Riemenspanneinsatzbereichen, beispielsweise bei Kraftfahrzeugvorderrad- und -zusatzantrieben verwendet werden. In Figur 1 ist ein Synchron-Riementriebsystem 10 mit einem Zahnriemen 12 gezeigt, der um Zahnriemenscheiben geführt und gespannt ist. Das dargestellte Antriebssystem ist ein Nockenwellenantrieb vom kraftfahrttechnischen Typ, das zwei gezahnte Nockenriemenscheiben 14,16, eine Kurbelwellenriemenscheibe 20, eine Spannriemenscheibe 22, eine gezahnte Wasserpurnpenriemenscheibe 24 und eine feststehende Leerlaufriemenscheibe 26 aufweist.
Als Kraftfahrzeugantriebsystem arbeiten die Riemenscheiben in einem Frequenzbereich, der den U/min im Betrieb des Kraftfahrzeugmotors folgt, und die Nockenwellenriemenscheiben bringen zyklische Drehmomentänderungen in den Antrieb ein. Zwar kann aufgrund der Kolbenhübe des Motors ein geringes Maß an Drehmomentänderungen an der Kurbelwellenriemenscheibe eingebracht werden, aber diese sind im Vergleich zu den von den Nockenwellenriemenscheiben eingeleite ten im wesentlichen unbedeutend. In den Riemen eingebrachte Drehmomentänderungen werden jedoch an der Antriebsriemenscheibe reflektiert, an der die Arbeitsbedingungen für Riemenzähne aufgrund des geringen Durchmessers der Kurbelwellenriemenscheibe und der geringen Anzahl der miteinander kämmenden Zähne höchst schwierig sind. Die Drehmomentänderungen tragen zu Erregerkräften bei, die in die Abschnitte 28,29 des Riemens über den Bereich der Arbeitsfrequenzen Spannungsänderungsamplituden einbringen. Bei einem Kraftfahrzeugriemenantriebssystem ergeben sich Veränderungen des Motors durch thermische Ausdehnung, die eine Auswirkung auf die Riemenspannung haben und zu jenen, die den dynamischen Spannungsänderungen zuzuschreiben sind, hinzukommen. Eine erfindungsgemäße Spannvorrichtung 30 kompensiert die thermischen und dynamischen Riemenspannungsänderungen, wobei ein "steifes" Antriebssystem beibehalten wird, wie dies nachfolgend im Zusammenhang mit der Funktion der Spannvorrichtung ausführlicher erläutert wird.
Wie aus den Figuren 2-4 hervorgeht, ist eine Riemenspannvorrichtung 30 der Erfindung federvorgespannt und weist eine Drehzapfenhaltestruktur 32, eine Armstruktur 34 und eine zwischen der Haltestruktur und der Armstruktur vorgespannte Feder 36 auf. Die Armstruktur 34 ist mittels eines Drehzapfens 38 und eines optionalen Selbstschmierpolymergleitlagers 40, das einen Druckflansch 42 aufweist, schwenkbar an der Haltestruktur befestigt.
Die Riemenscheibe 22 ist drehbar an dem Arm befestigt, beispielsweise mittels eines Rollenlagers 44, und ist mit einem dritten Momentenarm M3 in bezug auf den Drehzapfen bei Bewegung der Riemenscheibe mit der Armstruktur in Druckangriff an den Riemen wirksam.
Die Feder liegt vorzugsweise in Form einer Druckfeder vor und ist zwischen einem Zapfen 46 der Haltestruktur und der Armstruktur positioniert, und die Feder ist in bezug auf den Drehzapfen 38 mit einem Momentenarm M1 wirksam.
Zur Hemmung einer Bewegung des Arms und somit der Riemenscheibe 22 gegen den Riemen bei Verwendung ist eine Dämpfungseinrichtung 45 vorgesehen. Die Dämpfungseinrichtung weist einen Schenkelfortsatz 50 der Armstruktur, eine bei 54 an der Haltestruktur angebrachte Dämpfungsfeder 52, eine Fläche 56 der Haltestruktur und ein Kissen 58 aus Reibmaterial auf. Der Schenkel 50 als Fortsatz der Armstruktur bewegt sich schwenkbar mit dieser und definiert eine bogenförmige Dämpfungszone, begrenzt durch die gestrichelten Linien 60,62 gemäß Figur 2. Die Dämpfungsfeder kann eine Druckfeder sein oder vorzugsweise in Form einer U-förmigen Blattfeder vorliegen, wobei ein Schenkelteil 64 an die Dämpfungszone angrenzt.
Obwohl das Kissen 58 aus Reibmaterial an der Fläche 56 der Haltestruktur oder dem Schenkel 64 der Feder 52 angebracht sein könnte, ist es vorzugsweise von dem Schenkel 50 getragen. Es wird bevorzugt, daß der Schenkel eine Öffnung 66 aufweist und das Kissen aus Reibmaterial in der Öffnung angeordnet ist und an seinen entgegengesetzten Enden von einander abgewandten Seiten des Schenkelteils absteht. Bei einer solchen Anordnung sind die entgegengesetzten Enden des Kissens in Reibf lächengleitkontakt mit der Fläche 56 der Haltestruktur und dem Schenkel 64 der Feder. Ein Vorteil der Positionierung des Reibmaterials in der Öffnung des Schenkels liegt darin, daß es eine Einrichtung bildet, um zwischen der bogenförmigen Bewegung des Schenkelteils und der Fläche der Haltestruktur einen Nullzwischenraum einzustellen. Das Kissen aus Reibmaterial kann von beliebiger gewählter Art sein, kann jedoch wahlweise in Form von Polymermaterial vorliegen, wie beispielsweise das unter der Marke Delrin vertriebene, das eine Anlauf-(statische)Reibung aufweist, die geringer als seine gleitende (dynamische) Reibung ist.
Die in Kontakt mit dem Polymerkissen und der Fläche befindliche Blattfeder 52 stellt im wesentlichen eine konstante Dämpfungskraft mit einem zweiten Momentenarm M2 in bezug auf den Drehzapfen 38 zur Verfügung. Vorzugsweise ist der Momentenarm M2 für die Dämpfungseinrichtung größer als der wirksame Momentenarm M1 für die Federeinrichtung, um die Dämpfungsfederkraft zu minimieren, während gleichzeitig das Dämpfungsdrehmoment der Spannvorrichtung präzise geregelt wird. Wahlweise ist der zweite Momentenarm M2 für die Dämpfungseinrichtung auch größer als der dritte Momentenarm M3 für die Riemenscheibe 22.
Wie durch die vertikale Ausrichtung der Figuren 3 und 4 der Haltestruktur veranschaulicht, sind die Feder 36, die Dämpfungseinrichtung 48, die Drehbefestigung der Riemenscheibe 22 und der Drehzapfen 38 im wesentlichen planar ausgerichtet, um den Vorteil der Minimierung oder Eliminierung von Versatzmomenten zu erzielen, welche auftreten könnten, falls diese Elemente nicht miteinander ausgerichtet sind. Diese Anordnung hat den Vorteil einer Minimierung der Lagergrößen, Drehzapfengrößen, Federgrößen und dergleichen.

Verfahren

Um einen Riemen mit der Spannvorrichtung der Erfindung zu montieren, und dies bei einer präzisen Riemenspannung, wird der Riemen um alle Riemenscheiben außer der bewegbaren Riemenscheibe der Spannvorrichtung geführt. Eine Befestigungseinrichtung 68 wie ein Bolzen oder Stift wird locker durch eine Öffnung 70 der Spannvorrichtung gesteckt, wenn die Riemenscheibe 22 locker gegen die Rückseite des Riemens positioniert wird. Eine Hebeleinrichtung, wie beispielsweise ein Schraubendreher, wird in eine Dreheinrichtung, wie beispielsweise eine Vierkantöffnung, eingeführt, und auf die Haltestruktur wird ein Drehmoment ausgeübt, wodurch wiederum die Riemenscheibe 22 gegen den Riemen gedrückt und die Feder geringfügig zusammengedrückt wird. Eine andere Befestigungseinrichtung, wie beispielsweise ein Bolzen 74, wird durch eine andere Öffnung 76 der Haltestruktur eingeführt, die vorzugsweise langgestreckt ist, damit das Ausrichten der Befestigungseinrichtung einfach ist. Die Feder 36 ist auch zum Drehen der Haltestruktur um die Befestigungseinrichtungen 68 und Andrücken der Öffnung 76 gegen die Befestigungseinrichtung 76 wirksam, so daß die präzise Montageriemenspannung erzielt wird.
Wie zuvor kurz erwähnt, ist die Wahl der Vorspannkraft zum Spannen des Riemens und der Dämpfungskraft zum Hemmen der Bewegungen der Spann\7orrichtung von grundlegender Bedeutung zur Schaffung eines "steifen" Antriebsystems und dadurch zur Minimierung der Amplituden der Systemvibration. Eine Spannvorrichtung, die die erforderliche Kraft und Dämpfung nicht zur Verfügung stellt, würde zu einem "weichen" System führen, welches weitgehende Bewegungen der Spannvorrichtungsriemenscheibe zuließe, was zu katastrophalen Spannungsänderungen führen könnte, die den Riemen zerstören würden.
Beim Spannen eines Synchron-Riementriebsystems, das in einem Frequenzbereich arbeitet und bei dem durch eine der Zahnriemenscheiben zyklische Drehmomentänderungen in das Triebsystem induziert werden, tragen solche Drehmomentänderungen zu Erregerkräften in dem Riemen bei, die Winkelvibration einbringen. Die Winkelvibration wird durch das Verfahren des Vorspannens der bewegbaren Spannriemenscheibe 22 gegen den Riemen mit einer Kraft, die zum Begrenzen der Amplituden der Spannungsänderungen bei Systemresonanz ausreicht, kontrolliert. Die Vorspannkraft reicht auch aus, um eine Arbeitsspannung für das Riementriebsystem zu induzieren. Die Spannriemenscheibenachsenbewegung muß praktisch auf Null reduziert werden, so daß sie keine Quelle von Spannungsänderungen im Riemen darstellt. Dies erfolgt durch den Vorgang des Dämpfens der Schwingbewegung der Spannriemenscheibe in den Riemen und Bremsens des größten Teils der Schwingbewegung der Riemenscheibe, die sich aus den Erregerkräften ergibt, die durch diese zyklischen Drehmomentänderungen in den Riemen induziert werden. Der Dämpfungsvorgang läßt jedoch zugleich eine Anpassung an thermische Vergrößerungsveränderungen in dem Triebsystem zu, indem er eine Positionsveränderung der Spannriemenscheibe zuläßt. Es wurde festgestellt, daß ein wesentliches Maß an Dämpfung erforderlich ist, daß über das der Federzusatzantriebsspannvorrichtungen des Standes der Technik hinausgeht. Das Dämpfungsdrehmoment sollte von etwa 35 Prozent bis zu weniger als 100% des Dämpfungsdrehmoments betragen, dem die Spannriemenscheibe 22 durch den Riemen entgegenwirkt. Bevorzugter beträgt das Dämpfungsdrehmoment von etwa 40 Prozent bis zu etwa 60 Prozent des Reaktionsdrehmoments an der Spannriemenscheibe. Bei einer solchen Dämpfung reicht der Widerstand aus, um im wesentlichen alle zyklischen Bewegungen der Spannriemenscheibe zu bremsen, während gleichzeitig eine geringfügige Positionsveränderung der Spannriemenscheibe möglich ist, wenn die Riemenspannung die an der Riemenscheibe reflektierte Feder- und Dämpfungskraft übersteigt. Durch Aufbringen einer Dämpfungskraft auf die Spannriemenscheibe, deren Wert gerade größer als die Differenz zwischen der durch mittlere Riemenspannung auf die Spannriemenscheibe aufgebrachten dynamischen Kraft und der durch maximale Abweichung von der mittleren Spannung aufgebrachten Kraft ist, bleibt die Spannvorrichtung in ihrer Position im wesentlichen starr blockiert und wirkt als feststehende Spannvorrichtung. Eine inkrementale Verschiebung bei der mittleren Bandspannung führt zu der Inkrementspannung plus der Maximalspannungsabweichung, wobei die entgegengerichtete Feder- und Reibungskraft überschritten wird, und dies bewirkt eine Bewegung oder ein "Wandern" der Spannvorrichtung, bis die Riemenkraft wiederum nicht größer als die Feder- und Reibungskraft ist, woraufhin das "Wandern" aufhört. Das Ergebnis besteht in einer guten Spannungsregelung ohne einer unerwünschten Erweichung des Systems.
Um die Wirksamkeit der Spannvorrichtung, des Synchron-Riementriebsystems und des Verfahrens zu veranschaulichen, wurde eine erfindungsgemäße Spannvorrichtung als Ersatz einer feststehenden Spannriemenscheibe eines Zahnriemennockenwellenantriebs eines Kraftfahrzeugmotors montiert, wobei ein Betreiben des Motors zwischen etwa 750 U/min und 5500 U/min verlangt wurde.
Bei dem System mit feststehender Spannriemenscheibe nach dem Stand der Technik wurde die anfängliche Riemenspannung für einen kalten Motor, d.h. Raumtemperatur von 20ºC (70ºF), auf 18,14 kg (40 lbs) eingestellt, bei höheren Motortemperaturen, d.h. ungefähr 93,3ºC (200ºF), nahm die Nennriemenspannung auf ungefähr 36,28 kg (80 lbs) zu. Während des Anwärmens des Motors wurden bei einer Motordrehzahl von 2500 U/min an der Riemenspannvorrichtung Riemenspannungsänderungen von 61,2 kg (153 lbs) beobachtet. Bei Motorbetriebstemperatur verringerte sich die Änderung auf 29,6 kg (75 lbs)
Als eine Spannvorrichtung der Erfindung in einem Antrieb montiert wurde, um eine Kalt-Spannung von 36,28 kg (80 lbs) zu erzeugen, wobei die Dämpfungskraft etwa 40 Prozent der Spannkraft betrug, blieben die Spannungsänderungen bei ungefähr 29,6 kg (74 lbs), während der Motor seine Arbeitsbedingungen erreichte. Als die Spannvorrichtung ihre Armposition zur Veränderung der thermischen Bedingungen und Spannung in dem Riemen ausrichtete, wurden nur geringfügige Bewegungen des Schwenkarms beobachtet.
Selbstverständlich wurde die vorliegende Erfindung oben allein als Beispiel beschrieben, und Modifizierungen von Details können im Rahmen der Erfindung vorgenommen werden.

Claims

1. Riemenspannvorrichtung zum Spannen eines Zahnriemens eines Synchron-Riementriebsystems eines Motors und von dem Typ, bei dem der Riemen um Riemenscheiben geführt und gespannt ist, mit mindestens zwei Zahnriemenscheiben, die in einem Frequenzbereich arbeiten, in dem von mindestens einer der Zahnriemenscheiben zyklische Drehmomentänderungen in das Triebsystern induziert werden, wobei die Drehmomentänderungen zu Erregerkräften beitragen, die wesentliche Änderungen der Riemenspannung bei Systemresonanz innerhalb des Arbeitsbereiches der Frequenzen in Abschnitte des Riemens einleiten, mit dem Ergebnis, daß der Riemen und damit die Spannvorrichtung Vibration ausgesetzt ist, wobei die Spannvorrichtung aufweist: eine Drehzapfenhaltestruktur (32), eine mittels eines Drehzapfens (38) schwenkbar an der Haltestruktur (32) befestigte Armstruktur (34), eine Spannriemenscheibe (22), die an der Armstruktur (34) drehbar befestigt ist und an dem Riemen (12) angreifen kann, eine sich zwischen der Haltestruktur (32) und der Armstruktur (34) erstreckende und mit einem Momentenarm (M1) in bezug auf den Drehzapfen wirksame Feder (36) zum Vorspannen der Spannriemenscheibe (22) gegen den Riemen (12), um eine Arbeitsspannung in dem Riemen (12) zu gewährleisten, und eine Dämpfungseinrichtung (48) zum Leisten von Widerstand gegen diejenige Bewegung der Armstruktur (34), und dadurch der Spannriemenscheibe (22), die aus thermischer Ausdehnung und Kontraktion oder Vibration desjenigen Abschnitts des Riemens, gegen den die Riemenscheibe (22) vorgespannt ist, resultiert,

dadurch gekennzeichnet, daß die Feder (36) und die Dämpfungseinrichtung (48) so angeordnet und ausgebildet sind, daß sie eine fortschreitende Reziprokbewegung der Spannriemenscheibe zur Anpassung an thermische Vergrößerungs- und Schrumpfungsveränderungen in dem Triebsystem aufgrund der Motorerwärmung und abkühlung zulassen und auch eine Reziprokbewegung der Spannriemenscheibe (22) als Ergebnis von Riemenspannungsänderungen bei Systemresonanz, die durch die Erregerkräfte verursacht werden, welche durch die zyklischen Drehmomentänderungen in den Riemen (12) induziert werden, zulassen, wobei die Reziprokbewegungen bei Systemresonanz mit einer in den Riemenabschnitt eingeleiteten Dämpfungskraft gedämpft werden, die im wesentlichen gleich den Erregerkräften an der Spannriemenscheibe (22) oder größer ist als diese.

2. Riemenspannvorrichtung nach Anspruch 1, bei der die Dämpfungseinrichtung (48) ein Reibmaterial (58) aufweist, das in bezug auf den Drehzapfen (38) mit einem zweiten Momentenarm (M2) an der Armstruktur angebracht ist und in Reibkontakt gegen die Haltestruktur (32) gedrückt ist.

3. Riemenspannvorrichtung nach Anspruch 2, bei der der zweite Momentenarm (M2) für das Reibmaterial größer ist als der Momentenarm (M1) für die Feder.

4. Riemenspannvorrichtung nach Anspruch 1, bei der die Dämpfungseinrichtung aufweist: (a) ein Kissen (58) aus Reibmaterial, das in bezug auf den Drehzapfen mit einem zweiten Momentenarm (M2) an der Armstruktur angebracht ist, und (b) eine Einrichtung (48) zum Andrücken des Kissens (58) gegen die Drehzapfenhaltestruktur (32) zum Erzeugen einer Dämpfungskraft.

5. Riemenspannvorrichtung nach Anspruch 4, bei der die Dämpfungskraft ausreichend groß ist, um Bewegungen der Armstruktur (34) bei im wesentlichen allen durch die zyklischen Drehmomentänderungen in den Riemen (12) induzierten Erregerkräften zu bremsen.

6. Riemenspannvorrichtung nach einem der Ansprüche 1-5, bei der die Einrichtung zum Dämpfen der Reziprokbewegung der Spannriemenscheibe (22) eine Dämpfungskraft erzeugt, die von mindestens etwa 35% bis zu weniger als 100% der Reaktionskraft beträgt, und wobei die Dämpfungskraft ausreicht, um im wesentlichen alle zyklischen Bewegungen der Spannriemenscheibe (22) zu bremsen, während sie ferner in Reaktion auf eine Kraft an der Spannriemenscheibe (22), die größer ist als die Summe aus der Reaktionskraft und der Dämpfungskraft, eine gewisse Bewegung gestattet.

7. Riemenspannvorrichtung nach Anspruch 6, bei der die Dämpfungskraft von etwa 40% bis etwa 60% der Reaktionskraft beträgt.

8. Riemenspannvorrichtung nach Anspruch 2 oder 3, bei der das Reibmaterial ein an der Armstruktur (34) angebrachtes Kissen (58) aus Polymermaterial ist.

9. Riemenspannvorrichtung nach Anspruch 8, bei der die Armstruktur (34) einen Schenkelteil (50) mit einer Dämpfungszone aufweist, die in einem Bogen mit einem dritten Momentenarm (M3) bezogen auf den Drehzapfen (38) bewegbar ist, und bei der die Haltestruktur (32) eine an den Bogen angrenzende Fläche aufweist, der Schenkelteil (50) eine Öffnung (66) an der Dämpfungszone aufweist, das Kissen aus Reibmaterial in der Öffnung (66) angeordnet ist und an entgegengesetzten Enden von einander abgewandten Seiten des Schenkelteus (50) absteht, die Dämpfungseinrichtung (48) eine Blattfeder (52) mit einem freien Endbereich ist, der an den Bogen angrenzt und in Gleitkontakt mit einem der Enden des Reibmaterials (58) ist, und das andere Ende des Reibmatenais in Gleitkontakt mit der angrenzenden Fläche der Haltestruktur (32) ist.

10. Riemenspannvorrichtung nach Anspruch 9, bei der das Reibmaterial (58) in der Öffnung (66) von Ende zu Ende bewegbar ist, als Einrichtung zum Einstellen auf eine Nulizwischenraumdifferenz zwischen dem Schenkelteil (50) und der Fläche der Haltestruktur (32) in Verbindung mit der Blattfeder (52).

11. Riemenspannvorrichtung nach Anspruch 9 oder 10, bei der der zweite Momentenarm (M2) größer ist als der dritte Momentenarm (M3).

12. Verfahren zum Spannen eines Synchron-Riementriebsystems von dem Typ, der einen Zahnriemen (12) aufweist, der um Riemenscheiben (14,15,20,24) geführt und gespannt ist, mit mindestens zwei Zahnriemenscheiben, die in einem Frequenzbereich arbeiten, in dem von mindestens einer der Zahnriemenscheiben zyklische Drehmomentänderungen in das Triebsystem induziert werden, wobei die Drehmomentänderungen zu Erregerkräften beitragen, die bei Systemresonanz innerhalb des Arbeitsbereiches der Frequenzen in Abschnitte des Riemens hohe Amplituden von Drehmomentänderungen einleiten, wobei das Verfahren die folgenden Schritte aufweist: Vorspannen einer bewegbaren Spannriemenscheibe (22) gegen den Riemen, um in den Riemen eine Arbeitsspannung zu induzieren, und Dämpfen der Reziprokbewegung der bewegbaren Spannriemenscheibe (22)

dadurch gekennzeichnet, daß die Spannriemenscheibe (22) mit ausreichender Kraft gegen den Riemen (12) vorgespannt wird und die Dämpfung der Reziprokbewegung der Riemenscheibe (22) mit ausreichender Kraft vorgenommen wird, um die Reziprokbewegung der Riemenscheibe, die aus den Erregerkräften resultiert, welche durch diejenigen zyklischen Drehmomentänderungen in die Riemenabschnitte induziert werden, die zu Systemresonanz oder Systemvibration führen würden, gebremst wird, um die Systemvibration zu minirnieren, jedoch so, daß die Spannriemenscheibe sich unter Beibehaltung der Arbeitsspannung bewegen und an thermische Längenveränderungen des Riernenabschnitts, an dem die Riemenscheibe angreift, anpassen kann.

13. Verfahren zum Spannen nach Anspruch 12, bei dem der Schritt des Vorspannens ferner das Zusammendrücken einer Druckfeder (36) mit einem Momentenarm (M1) in bezug auf eine Schwenkarmstruktur (34), die die Spannriemenscheibe (22) drehbar hält, und das Andrücken der Spannriemenscheibe (22) an den Riemen (12) umfaßt.

14. Verfahren zum Spannen nach Anspruch 13, bei dem der Schritt des Dämpfens das reibende Einschränken der Bewegung der Schwenkarmstruktur (34) durch Reibflächengleiten umfaßt.

15. Verfahren zum Spannen nach Anspruch 14, bei dem der Schritt des Einschränkens das gleitende Verschieben eines Kissens aus Reibmaterial (58) mit der Armstruktur (34) und mit einem zweiten Momentenarm (M2) umfaßt, der größer ist als der Momentenarm (M1) der Druckfeder (36).

16. Synchron-Riementriebsystem von dem Typ, der aufweist: einen Zahnriemen (12), der um Riemenscheiben (14,16,20,24) geführt ist, mit mindestens zwei Zahnriemenscheiben, die in einem Frequenzbereich arbeiten, in dem von mindestens einer der Zahnriemenscheiben zyklische Drehmomentänderungen in das Triebsystem induziert werden, wobei die Drehmomentänderungen zu Erregerkräften beitragen, die hohe Spannungsänderungsamplituden bei Systemresonanz innerhalb des Arbeitsbereiches der Frequenzen in Abschnitte des Riemens einleiten, und eine Riemenspannvorrichtung mit einer Spannriemenscheibe (22), die drehbar an einem Arm (34) gelagert ist, der zur Schwingbewegung an einer Stützstruktur (32) durch einen Drehzapfen (38) unter der Vorspannung einer Feder (36) schwenkbar gelagert ist, wobei die Schwingbewegung von einer Dämpfungseinrichtung (48) gedämpft wird,

dadurch gekennzeichnet, daß die Feder (36) und die Dämpfungseinrichtung (48) so angeordnet und ausgebildet sind, daß die Spannriemenscheibe (22) mit einer Kraft, die zum Aufrechterhalten einer Arbeitsspannung in dem System und zum Anpassen an auf thermische Ausdehnung und Kontraktion eines Motors, in dem die Spannvorrichtung eingebaut ist, zurückzuführende Ausdehnung und Kontraktion des Riemenabschnitts, an dem die spannriemenscheibe (22) angreift, ausreicht, gegen den Riemen (12) vorgespannt wird, derart, daß der größte Teil derjenigen schwingbewegung des Armes (34), und damit der Spannriemenscheibe (22), die aus den Erregerkräften resultiert, welche im Riemen Spannungsänderungen hervorrufen, von der Dämpfungseinrichtung (48) mit einer in den Riemen eingeleiteten Dämpfungskraft gebremst wird, die im wesentlichen gleich der oder größer ist als die Erregerkraft an der Spannriemenscheibe (22).