<Desc/Clms Page number 1>
Vorrichtung zur selbsttätigen Veränderung der Dämpfung von Unruhen in Abhängigkeit von der- Luge der Unruhwelle Im allgemeinen ist der Gang einer Uhr mit schwingendem Gangregler von dessen Amplitude abhängig; ist diese ihrerseits von der Lage der Schwiegerachse im Raum abhängig, ist es auch der Gang. Tatsächlich besteht diese Abhängigkeit ; sie äussert sich darin, dass durch unterschiedliche Reibungsverluste bei senkrechter und bei waagrechter Lage der Schwiegerachse die Amplitudenabnahme oder Dämpfung ebenfalls unterschiedlich ist.
Die Ei- findung hat sich die Aufgabe gestellt, Vorrichtungen zu schaffen, die einen Ausgleich der Reibungsunterschiede, also eine lagenunabhängige Dämpfung ermöglichen. An der Dämpfung wirken auch die innere Reibung der Spirale und die hydrodynamischen 01und Luftreibungsverluste mit. Diese sind aber wesentlich lagenunabhängig und werden im weiteren nicht berücksichtigt.
Grundsätzliche Untersuchungen über den Reibungsverlust v", = D. ao. Aao einer Unruh mit dem Direktionsmoment D bei der Amplitude ao während einer Vollschwingung haben ergeben, dass man zur Erreichung des erstrebten Zieles die Amplitudenabnahme Aao je Vollschwingung der freischwingenden Unruh lageunabhängig machen muss.
Die Lageabhängigkeit von Aao liegt vor allem in der unterschiedlichen Lagerreibung bei waagrechter und bei senkrechter Orientierung der Unruhwelle im Raum.
Für die Lagerreibung erhält man theoretisch bei waagrechter Lagerung
EMI1.27
wo G das Unruhgewicht, d der Zapfendurchmesser und tgSw der Reibungskoeffizient zwischen Zapfen und Lochstein ist. Für die Lagerreibung bei senkrechter Lagerung erhält man theoretisch
EMI1.30
wenn d' der Durchmesser der planen Stirnfläche ist. Die senkrechte Lagerreibung wird bekanntlich kleiner, wenn man eine Kuppe als Stirnfläche wählt. Günstiger wäre eine zylindrische Hohlfläche als Stirnfläche. Doch besteht bei diesen kleinen Flächen wegen des hohen Druckes die Gefahr des raschen Abriebes mit seinen bekannten nachteiligen Folgen.
Es ist eine Einrichtung zur Regulierung von Taschenuhren bekannt, bei welcher ein verstellbarer Deckstein bestimmter Ausbildung vorgesehen ist, durch dessen Verstellung die Reibungsverhältnisse bei horizontal liegender Uhr eingestellt werden können. Die einmal vorgenommene Einstellung bleibt hier bestehen, auch wenn die Uhr in eine andere Lage gebracht wird.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Vorrichtung zur selbsttätigen Veränderung der Dämpfung von Unruhen in Abhängigkeit von der Lage der Unruhwelle zu schaffen. Die Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, dass durch Schwerkrafteinwirkung in ihrer Wirkung auf die. Unruh veränderbare Dämpfungselemente vorgesehen sind.
Um nun die Lagerreibung in beiden Lagen, ebenso aber auch in den Zwischenlagen mindestens annähernd konstant zu halten, gibt es nach den Erkenntnissen dieser Erfindung mehrere Möglichkeiten 1. Die bei senkrechter Lage der Unruhwelle wesentlich die Lagerdrücke aufnehmenden Lagerteile erhalten einen nach Massgabe des Dämp- fungsunterschiedes höheren Reibungskoeffizienten.
<Desc/Clms Page number 2>
z. Bei nichtwaagrechter Lage der Unruhwelle werden nach Massgabe des Neigungswinkels zusätz- liche Lagerdrücke auf die Unruhwelle zur Einwirkung gebracht, oder, es werden im Sinne eines Dämpfungsausgleiches lagerentlastende Kräfte angesetzt.
Diese Kräfte können Berührungs- oder Fernkräfte sein.
Zur Folge eines möglichen Lösungsweges für die Erfindung werden bei Lageranordnungen mit einem durchlochten Teil und einem Deckplättchen die Deckplättchen aus einem Kunststoff, wie Nylon, Perlon , hartem Teflon (eingetragene Marken), mit Molybdänsulfid gemischtem Teflon , Faser, Stahlbronze Perlon hergestellt. Bei der Auswahl dieser Stoffe ist aber darauf zu achten, dass sie zugleich ölbeständig und ölhaltend sein müssen.
Ein anderer Lösungsweg für die Erfindung ist gekennzeichnet durch unter der Wirkung der Schwerkraft zwischen einer vollwirksamen Stellung bei senkrechter Lage der Unruhwelle und einer unwirksamen Stellung bei waagrechter Lage der Unruhwelle sich selbst einstellendem Lagerdruck nach Massgabe des Dämpfungsunterschiedes im Sinne eines Ausgleiches verändernde Gewichte. Diese Gewichte können am Umfang der Unruhwelle angreifen, aber auch bei Lagern mit Deckplättchen an diesen, indem sie einen axialen Lagerdruck ausüben.
Anstatt einen zusätzlichen Lagerdruck durch angesetzte Berührungskräfte, die von Verlängerungsgewichten ausgehen, zu schaffen, können Verlagerunsgewichte auch mit Magneten bestückt werden, _die durch abstossende Magnetkraft den Gewichtsdruck als zusätzlichen Lagerdruck auf die Unruhwelle übertragen, vorzugsweise in axialer Richtung.
Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes werden in der nachfolgenden Beschreibung anhand der Zeichnung näher erläutert. Es zeigen jeweils in schematischer Anordnung Fig. 1 in Seitenansicht als erstes Ausführungsbeispiel eine Unruhanordnung mit Gewichtshebeln zur Hervorrufung eines zusätzlichen Reibungsverlustes bei nichtwaagrechter Lage der Unruhwelle ; Fig. 2 ist eine Schnittansicht nach der Linie II-II durch Fig. 1 ;
Fig. 3 zeigt als zweites Ausführungsbeispiel in Seitenansicht eine Unruhanordnung mit einer Ge- wichtshebelvorrichtung zur Erzeugung eines zusätzlichen axialen Lagerdruckes bei nichtwaagrechter Lage der Unruhwelle ; Fig. 4 zeigt als drittes Ausführungsbeispiel in Seitenansicht eine Unruhanordnung mit lediglich zwei Gewichtshebeln zur Erzeugung einer zusätzlichen Reibung bei nichtwaagrechter Unruhwelle, nach beiden Richtungen der Unruhwelle wirksam;
Fig. 5 zeigt als viertes Ausführungsbeispiel die Seitenansicht einer Unruhanordnung, bei der in nichtwaagrechter Lage der Unruhwelle ein zusätzlicher axialer Lagerdruck im Wege magnetischer Abstos- sung auf die Unruhwelle übertragen wird ; Fig. 6 zeigt in gleicher Darstellungsweise wie Fig. 5 eine Vereinfachung des vierten Ausführungs- beispieles ; Fig. 7 zeigt eine Einzelheit am Ausführungsbeispiel nach der Fig. 6.
In den verschiedenen Figuren sind gleiche Bauelemente mit gleichen Bezugszeichen bezeichnet. Mit 10 ist die Unruhwelle, mit 11 der Unruhreif, mit 12 die Spirale, mit 13 das auf der Zeichnung oben liegende Lager (Oberlager) bezeichnet, mit 14 das Unterlager. 13a ist der Lochstein, 13b das Deckplättchen des Oberlagers, 14a der Lochstein und 14b das Deckplättchen des Unterlagers.
Beim ersten Ausführungsbeispiel (Fig. 1 und 2) sind etwa in gleicher Ebene senkrecht zur Unruhwelle 10 zwei Gewichtshebelpaare angeordnet, nämlich das Gewichtshebelpaar 15/l6, mit Gewichtsarmen 15a/16a und Reibungsdruckarmen 15b/16b und das Gewichtshebelpaar 17/18, deren Reibungs- druckarme 17b/18b nach entgegengesetzter Richtung zur Richtung derArme 15b/16b weisen, zumZwecke, stets gleiche Verhältnisse unabhängig davon zu haben, ob das Lager 13 oben oder unten liegt, d. h.
eine mit der Unruhanordnung ausgestattete Uhr mit dem Zifferblatt nach oben oder nach unten liegt.
Die Gewichtshebel 15, 16, 17, 18 sind um raumfeste Achsen 19, 20, 21, 22 schwingbar gelagert. Anschlagstifte 23, 24, 25, 26 verhindern, dass die Gewichtshebel sich in störender Weise allzu weit von der Unruhwelle abheben. Die druckausübenden Arme der Gewichtshebel (15b/16b) sind mit besonderen Druckbacken 15b', 16b' versehen, beispielsweise aus Rubin, Teflon . Sie können übrigens auch auf eine besondere auf die Unruhwelle aufgesetzte Scheibe einwirken.
Man erkennt, dass durch die Gewichtshebelan- ordnung bei waagrechter Lage der Unruhwelle 10 im Raum ein zusätzliches Reibungsmoment nicht ausgeübt wird, hingegen nach Massgabe der Abweichung aus der Waagrechten dieses Reibungsmoment entsteht und seinen Höchstwert bei senkrechter Lage der Unruhwelle 10 erreicht.
Bei dem zweiten Ausführungsbeispiel (Fig. -3) wird anders als beim ersten Ausführungsbeispiel nicht ein zusätzliches Reibungsmoment durch unmittelbar an der Unruhwelle angreifende Bremsbacken angelegt, viehmehr wird durch ein Gewichtshebelpaar 50/51 der axiale Lagerdruck an den Deckplättchen 13a und 14a erhöht. Die Deckplättchen sind zu diesem Zweck axial beweglich in ihrer Fassung 52 bzw. 53 eingelagert. Das unten liegende Deckplättchen (auf der Zeichnung 14a) darf, schon um die Ölhaltung zwischen Deckplättchen und Lochstein nicht zu gefährden, nur in beschränktem Masse axial abgehoben werden.
Daher sind Anschläge 54 und 55 vorgesehen, die das Auswandern der Gewichtshebel in entsprechendem Masse begrenzen.
Beim dritten Ausführungsbeispiel (Fig. 4) ist eine vereinfachte Gewichtshebelanordnung im Vergleich zu jener nach den Fig. 1 und 2 getroffen. Es ist hier
<Desc/Clms Page number 3>
ein einziges Gewichtshebelpaar 100/101, schwingbar gelagert um die Achsen 102/103, vorgesehen.
Jeder Gewichtshebel hat symmetrisch zu seinem Gewichtsarm 100a/101a zwei nach oben und nach unten weisende Druckarme 100b/100c/l0lb/l0lc, so dass von dem Gleichgewichtshebelpaar l00/101, gleichgültig ob die mit einer solchen Gangregleranordnung ausgestattete Uhr mit Zifferblatt nach oben oder Zifferblatt nach unten liegt, der Dämpfungsaus- gleich zustande kommt.
Es versteht sich, dass bei dem Ausführugsbeispiel nach Fig. 1 und 2 bzw. Fig. 3 bzw. Fig. 4 die Gewichtshebel so angelegt sind, dass in allen Lagen der Dämpfungsausgleich zustande kommt.
Beim vierten Ausführungsbeispiel (Fig. 5) wird ein zusätzlicher Lagerdruck in axialer Richtung ausgeübt, und zwar sind zu diesem Zwecke auf der Un- ruhwelle 10 oberhalb und unterhalb des Unruhreifes 11 Magnetscheiben 150 und 151 fest, unter Zwischenschaltung nichtferromagnetischer Ringteile 152, 153, zur Vermeidung eines magnetischen Kurzschlusses, angeordnet. Diese Magnetringe, die beispielsweise aus keramischem Magnetwerkstoff bestehen können, sind axial magnetisiert.
Es sind ferner zwei schwebend gelagerte Magnetringe 154 und 155 koaxial zur Unruhwelle 10 angeordnet, mit entsprechender Lochweite, so dass die Unruhwelle nicht streifen kann. Diese Magnetringe, die ebenfalls axial magnetisiert sind und den festen Magnetringen 150 bzw. 151 gleichnamige Pole zum Zwecke der Ab- stossung zukehren, sind in nichtferromagnetischen Ringen 156/157 gefasst und mittels Blattfedern 158/ 159, die bei 160/161 ortsfest eingespannt sind, gehaltert. Raumfeste Doppelanschläge 162/163 begrenzen die Auswanderungsbewegung der Magnetringe 154/155 nach beiden Seiten.
Das Gesamtgewicht des Magnetringes 155 und des Ringes 157, in welchem er gefasst ist und die Rückzugskraft der Blattfeder 159 sowie die magnetische Abstossungs- kraft zwischen den Ringen -151 und 155 sind so bemessen, dass bei senkrechter Lage der Unruhwelle 10 die Rückzugfeder 159 so weit durchgebogen wird, dass der Ring 157 auf dem unteren Teil seines Anschlages 163 noch zur Auflage kommt und auf den unruhfesten Magnetring 151 eine solche Abstos- sungskraft ausübt, dass der insbesondere im Unterlager 14 erhöhte Lagerdruck den angestrebten Dämp- fungsausgleich schafft.
Der schwebend gelagerte Magnetring 154/156 ist in der gezeichneten Lage unwirksam; sein Gewicht, in diesem Falle unterstützt von der Abstossungs- kraft zwischen den Magnetscheiben 150 und 154 hält ihn am unteren Teil seines Begrenzungsanschlages 162.
Bei umgekehrter Lage des Unruhsystems, d. h. Lager 14 oben, Lager 13 unten, würde die Magnetanordnung 154/150 die Erhöhung des Lagerdruckes übernehmen, sinngemäss vorstehend beschrieben.
Eine Vereinfachung der in Verbindung mit Fig. 5 beschriebenen Ausführunsform zeigt die Fig. 6. Dort ist auf dem auf der Zeichnung unteren Teil des Un- ruhwellenschaftes 10 ein Paar unruhfester Magnetringe 200/201 vorgesehen, beide axial magnetisiert und (vgl. Fig. 7) dem zwischenliegenden Luftspalt ungleichnamige Pole zukehrend. In diesem Luftspalt kann sich der schwebende Magnetring 203 bewegen.
Er ist ebenfalls axial magnetisiert und weist auf beiden Stirnseiten den diesen gegenüberliegenden Stirnseiten der unruhfesten Magnetringe jeweils gleichnamige Pole zu. Bei waagrechter Lage der Unruhwelle 10 und entspannter Blattfeder 204 ist das System mithin ausgeglichen. Im übrigen ist seine Wirkung die sinngemäss gleiche, wie beim Ausführungsbeispiel nach Fig. 5.
Wenn auch die magnetisch abstossenden Kräfte nach einer Potenzfunktion mit dem reziproken Abstand der Magnetscheiben anwachsen, kann gleichwohl in allen übrigen Neigungslagen der Unruhwelle zur Waagrechten ein Dämpfungsausgleich erreicht werden.
Es ist lediglich dafür Sorge zu tragen, dass die Rückzugskraft der Haltefeder 158 bzw. 161 bzw. 204 nicht linear entsprechend ihrem Auslenkwinkel zunimmt, sondern ebenfalls in einer Potenzfunktion. Dies wird dadurch erreicht, dass die massgebende Einspannungsfläche (161a in Fig. 5) bzw. -flächen (205ä und 205b in Fig. 6) in einer entsprechenden Kurvenform verlängert werden.
Während bei den in Fig. 5 und 6 dargestellten Ausführungsbeispielen der Dämpfungsausgleich durch erhöhten Lagerdruck geschaffen wird, wäre sinngemäss das Erfindungsziel auch durch eine magnetische Lagerentlastung erreichbar ; sie müsste, wie in den vorbeschriebenen Beispielen, eine allseitig wirkende sein, derart, dass gleiche Reibungsverluste unabhängig von der Neigung der Unruhwelle zur Waagrechten eintreten.
<Desc / Clms Page number 1>
Device for automatically changing the damping of balance as a function of the length of the balance shaft In general, the rate of a watch with an oscillating rate regulator depends on its amplitude; if this in turn depends on the position of the in-law axis in space, so is the corridor. Indeed, there is this dependency; It manifests itself in the fact that the decrease in amplitude or attenuation is also different due to different friction losses with vertical and horizontal positions of the in-law axis.
The invention has set itself the task of creating devices which enable the friction differences to be compensated for, that is to say a damping that is independent of the position. The internal friction of the spiral and the hydrodynamic oil and air friction losses also contribute to the damping. However, these are essentially independent of the location and will not be considered in the following.
Fundamental studies on the friction loss v ", = D. ao. Aao of a balance wheel with the directional moment D at the amplitude ao during a full oscillation have shown that to achieve the desired goal, the amplitude decrease Aao per full oscillation of the free-swinging balance must be made independent of position.
The position dependency of Aao is mainly due to the different bearing friction with horizontal and vertical orientation of the balance shaft in space.
Theoretically, the bearing friction is obtained with horizontal storage
EMI1.27
where G is the balance weight, d is the pin diameter and tgSw is the coefficient of friction between the pin and the hole stone. For the bearing friction with vertical storage one obtains theoretically
EMI1.30
if d 'is the diameter of the flat face. As is well known, the vertical bearing friction is smaller if a tip is chosen as the end face. A cylindrical hollow surface would be more favorable as an end surface. However, because of the high pressure, there is a risk of rapid abrasion with its known disadvantageous consequences with these small areas.
A device for regulating pocket watches is known, in which an adjustable cap stone of a certain design is provided, through the adjustment of which the friction conditions can be set when the clock is horizontal. Once the setting has been made, it remains in effect even if the watch is moved to a different position.
The invention is based on the object of creating a device for automatically changing the damping of balance wheels as a function of the position of the balance wheel shaft. The invention is characterized in that by the action of gravity in its effect on the. Damping elements variable in balance are provided.
In order to keep the bearing friction at least approximately constant in both positions, but also in the intermediate layers, there are several possibilities according to the findings of this invention 1. The bearing parts that essentially absorb the bearing pressures when the balance shaft is in a vertical position receive a damping depending on the difference in damping higher coefficient of friction.
<Desc / Clms Page number 2>
z. If the balance shaft is not in a horizontal position, additional bearing pressures are exerted on the balance shaft in accordance with the angle of inclination, or forces that relieve the bearing are applied to compensate for damping.
These forces can be touch or remote forces.
As a result of a possible solution for the invention, the cover plates are made of a plastic such as nylon, Perlon, hard Teflon (registered trademarks), Teflon mixed with molybdenum sulfide, fiber, steel bronze Perlon in bearing arrangements with a perforated part and a cover plate. When selecting these substances, however, it should be noted that they must be oil-resistant and oil-retaining at the same time.
Another approach to the invention is characterized by weights that change under the action of gravity between a fully effective position when the balance shaft is in a vertical position and an ineffective position when the balance shaft is in a horizontal position, self-adjusting bearing pressure according to the damping difference in the sense of compensation. These weights can act on the circumference of the balance shaft, but also on bearings with cover plates by exerting an axial bearing pressure.
Instead of creating additional bearing pressure through applied contact forces that come from extension weights, displacement weights can also be equipped with magnets that transfer the weight pressure to the balance shaft as additional bearing pressure, preferably in an axial direction.
Exemplary embodiments of the subject matter of the invention are explained in more detail in the following description with reference to the drawing. They each show, in a schematic arrangement, FIG. 1 in a side view as a first exemplary embodiment, a balance arrangement with weight levers for causing an additional loss of friction when the balance shaft is not in a horizontal position; Fig. 2 is a sectional view taken along line II-II through Fig. 1;
3 shows, as a second exemplary embodiment, a side view of a balance arrangement with a weight lever device for generating an additional axial bearing pressure when the balance shaft is not in a horizontal position; 4 shows, as a third exemplary embodiment, a side view of a balance arrangement with only two weight levers for generating additional friction when the balance shaft is not horizontal, effective in both directions of the balance shaft;
5 shows, as a fourth exemplary embodiment, the side view of a balance arrangement in which, when the balance shaft is not in a horizontal position, an additional axial bearing pressure is transmitted to the balance shaft by means of magnetic repulsion; FIG. 6 shows, in the same way of representation as FIG. 5, a simplification of the fourth exemplary embodiment; FIG. 7 shows a detail of the exemplary embodiment according to FIG. 6.
In the various figures, the same components are denoted by the same reference symbols. With 10 the balance shaft, with 11 the balance rim, with 12 the spiral, with 13 the bearing (upper bearing) on top of the drawing, with 14 the lower bearing. 13a is the perforated stone, 13b is the cover plate of the upper bearing, 14a is the perforated stone and 14b is the cover plate of the lower bearing.
In the first embodiment (Fig. 1 and 2) two weight lever pairs are arranged approximately in the same plane perpendicular to the balance shaft 10, namely the weight lever pair 15/16, with weight arms 15a / 16a and friction pressure arms 15b / 16b and the weight lever pair 17/18, the friction Pressure arms 17b / 18b point in the opposite direction to the direction of the arms 15b / 16b, for the purpose of always having the same conditions regardless of whether the bearing 13 is above or below, i.e. H.
a watch equipped with the balance arrangement is with the dial facing up or down.
The weight levers 15, 16, 17, 18 are mounted such that they can pivot about axes 19, 20, 21, 22 fixed in space. Stop pins 23, 24, 25, 26 prevent the weight levers from lifting too far from the balance shaft in a disruptive manner. The pressure-exerting arms of the weight levers (15b / 16b) are provided with special pressure jaws 15b ', 16b', for example made of ruby or Teflon. By the way, you can also act on a special disc placed on the balance shaft.
It can be seen that when the balance shaft 10 is in a horizontal position, the weight lever arrangement does not exert an additional frictional moment in space, but that this frictional moment arises depending on the deviation from the horizontal and reaches its maximum value when the balance shaft 10 is in a vertical position.
In the second embodiment (Fig. -3), unlike in the first embodiment, no additional frictional torque is applied by the brake shoes acting directly on the balance shaft; rather, the axial bearing pressure on the cover plates 13a and 14a is increased by a weight lever pair 50/51. For this purpose, the cover slips are axially movably embedded in their mounts 52 and 53, respectively. The cover plate at the bottom (in drawing 14a) may only be lifted axially to a limited extent in order not to endanger the oil holding between the cover plate and the perforated stone.
Therefore stops 54 and 55 are provided which limit the migration of the weight levers to a corresponding extent.
In the third exemplary embodiment (FIG. 4) a simplified weight lever arrangement is made compared to that according to FIGS. 1 and 2. It is here
<Desc / Clms Page number 3>
a single pair of weight levers 100/101, mounted pivotably about axes 102/103, is provided.
Each weight lever has, symmetrically to its weight arm 100a / 101a, two pressure arms 100b / 100c / l0lb / l0lc pointing upwards and downwards, so that of the balance lever pair l00 / 101, regardless of whether the clock equipped with such a speed regulator arrangement with dial upwards or dial is down, the attenuation compensation is achieved.
It goes without saying that in the exemplary embodiment according to FIGS. 1 and 2 or FIGS. 3 or 4, the weight levers are applied in such a way that the damping compensation is achieved in all positions.
In the fourth embodiment (FIG. 5), an additional bearing pressure is exerted in the axial direction, and for this purpose magnetic disks 150 and 151 are fixed on the balance shaft 10 above and below the balance rim 11, with the interposition of non-ferromagnetic ring parts 152, 153, for Avoidance of a magnetic short circuit, arranged. These magnetic rings, which can consist of ceramic magnetic material, for example, are axially magnetized.
There are also two floating magnet rings 154 and 155 arranged coaxially to the balance shaft 10, with a corresponding hole width so that the balance shaft cannot touch. These magnetic rings, which are also axially magnetized and face the fixed magnetic rings 150 and 151 with poles of the same name for the purpose of repulsion, are held in non-ferromagnetic rings 156/157 and fixed by means of leaf springs 158/159, which are fixedly clamped at 160/161, held. Fixed double stops 162/163 limit the emigration movement of the magnetic rings 154/155 on both sides.
The total weight of the magnetic ring 155 and the ring 157 in which it is held and the retraction force of the leaf spring 159 as well as the magnetic repulsive force between the rings -151 and 155 are dimensioned so that with the balance shaft 10 in a vertical position the retraction spring 159 is so far is bent so that the ring 157 still comes to rest on the lower part of its stop 163 and exerts such a repulsive force on the restless magnetic ring 151 that the bearing pressure, which is increased in particular in the lower bearing 14, creates the desired damping compensation.
The floating magnet ring 154/156 is ineffective in the position shown; its weight, in this case supported by the repulsive force between the magnetic disks 150 and 154, holds it at the lower part of its limit stop 162.
If the balance system is reversed, i.e. H. Bearing 14 above, bearing 13 below, the magnet arrangement 154/150 would take over the increase of the bearing pressure, analogously described above.
A simplification of the embodiment described in connection with FIG. 5 is shown in FIG. 6. There, on the lower part of the balance shaft shaft 10 in the drawing, a pair of unbalance-proof magnet rings 200/201 is provided, both axially magnetized and (cf. ) facing the intermediate air gap with unlike poles. The floating magnetic ring 203 can move in this air gap.
It is also axially magnetized and has poles of the same name on the opposite end faces of the restless magnet rings on both end faces. With the balance shaft 10 in a horizontal position and the leaf spring 204 relaxed, the system is therefore balanced. Otherwise, its effect is analogously the same as in the exemplary embodiment according to FIG. 5.
Even if the magnetically repulsive forces increase according to a power function with the reciprocal spacing of the magnetic disks, a damping compensation can nevertheless be achieved in all other inclined positions of the balance shaft to the horizontal.
It is only necessary to ensure that the retraction force of the retaining spring 158 or 161 or 204 does not increase linearly according to its deflection angle, but also in a power function. This is achieved in that the relevant clamping surface (161a in FIG. 5) or surfaces (205a and 205b in FIG. 6) are lengthened in a corresponding curve shape.
While in the exemplary embodiments shown in FIGS. 5 and 6, the damping compensation is created by increased bearing pressure, the aim of the invention can also be achieved by a magnetic bearing relief; as in the examples described above, it would have to be all-round, in such a way that the same friction losses occur regardless of the inclination of the balance shaft to the horizontal.