Mechanischer Schwingungsgenerator Die Erfindung betrifft einen Generator zur mechani schen Erzeugung und Fortleitung verhältnismässig hoher Leistung in Form energiereicher, schneller Schwingun gen, insbesondere die Erzeugung und Fortleitung schneller Schwingungen in mechanischen Schwingungs systemen, die zu Resonanz angeregt werden können u. die entweder elastisch verformbare, schwingfähige Elemente mit gleichmässiger Konstantenverteilung sind oder aus elastisch aufgehängten, als Ganzes schwingenden, konzen trierten Konstanten bestehen.
Es sind z.B. aus der USA-Patentschrift Nr. 2 960 314 mechanische Schwingungsgeneratoren bekannt, bei wel chen ein Unwuchtläufer auf einer Kreisumlaufbahn ange trieben wird, welche mittels Halterungen mit dem Gene ratorkörper verbunden ist.
Der Läufer kann die Gestalt eines Ringes haben, der eine Achse umgibt, oder der Rotor befindet sich als Rolle innerhalb einer Umlaufbahn im Generatorkörper; die Umlaufbahn und die Rolle und der Ring und die Achse haben vorzugsweise Kreisquerschnitt und sind oft zylin drisch gestaltet.
Die Erfindung bezweckt eine Verbesserung dieser Schwingungsgeneratoren, die eine weitaus bessere Ent- kopplung des Antriebsaggregates vom Generator ergibt. Die verbesserte Bauweise des Generators behält die wünschenswerten Eigenschaften der bekannten Generato ren bei, nämlich hohe Ausgangsimpedanz bei Anregung mit niedriger Impedanz, verhältnismässig hohe Leistung, wirkungsvolle Übertragung, Einfachheit u. geringe Emp findlichkeit und den Hang, auf der Flanke der Resonanz- glockenkurve unterhalb des Resonanzwertes in Tritt zu fallen.
Ausserdem sind die Übersetzungsmöglichkeiten ver bessert (Eingangsfrequenz der Antriebswelle zu Aus gangsfrequenz); besonders der Übersetzungsfaktor ins Schnelle kann auf einfache Weise wesentlich höher gewählt werden als bisher. Die Lebensdauer des erfin dungsgemässen Generators ist höher als die der bekann ten Generatoren.
Der mechanische Schwingungsgenerator, der einen Generatorkörper aufweist sowie eine Umlaufbahn und einen Massenrotor für das Abrollen auf dieser Umlauf- bahn, ist erfindungsgemäss gekennzeichnet durch wenig stens ein Rotorzahnrad, das koaxial zum Rotor ange bracht ist, wenigstens ein im Generatorkörper feststehen des Bahnzahnrad, das mit dem Rotorzahnrad im Eingriff ist, wenigstens ein am Rotor befestigtes und mit diesem koaxiales Antriebszahnrad und wenigstens ein drehbares, mit der Umlaufbahn gleichachsiges Eingangszahnrad, das mit dem Rotorantriebszahnrad im Eingriff ist.
Im allgemeinen kann die Umlaufbahn Kreisquer schnitt aufweisen und zylindrisch geformt sein.
Je nach Ausführungsform kann ein umlaufender Unwuchtrotor vorhanden sein, dessen Durchmesser klei ner ist als der Durchmesser einer zylindrischen Umlauf bahn, in welcher der Rotor umläuft; es kann auch ein Unwuchtring vorhanden sein, der sich in einer Schleuder bewegung um einen zylindrischen Dorn dreht. In beiden Fällen entwickelt der Unwuchtkörper eine Zentrifugal kraft, deren Vektor periodisch umläuft. Diese Kraft kann in der Ebene des Kraftvektors in jeder beliebigen Rich tung als periodische, sinusförmige Wechselkraft abge nommen werden.
Es ist ausserdem möglich, zwei oder mehr gleiche Generatoren miteinander zu kombinieren. Sehr oft wer den zwei Generatoren paarweise angewendet, die mit derselben Frequenz, jedoch in entgegengesetzter Rich tung umlaufen.
Mit dem Ausdruck schnelle Schwingungen sind elastische Schwingungen bezeichnet, z.B. wiederkehren de elastische Verformungen in Längsrichtung, als Bie gung, in kreisender Richtung, als Verdrehung oder dgl., die in einer Anordnung erzeugt werden oder durch einen Stoff mit einer für diesen eigenen Fortpflanzungsge schwindigkeit hindurchwandern (Siehe USA-Patent Nr. 3 283 833). Die Zeichnung zeigt mehrere Beispiele des Schwingungsgenerators.
In den Fig. 1 bis 7 sind Schwingungsgeneratoren dargestellt, deren Antriebswelle koaxial mit der Umlauf bahn verläuft. Diese Generatoren können auf zwei ver schiedene Weisen ausgebildet sein: Typ 1 ist die Ausfüh rung mit niedrigem Übersetzungsfaktor, bei welcher die Frequenz der Ausgangsschwingung zur Umlauffrequenz der Eingangswelle durch die praktisch gegebene Begren- zung der Zahnradgrössen und -abmessungen im Verhält nis 1 :
5 nach unten und 5 :1 nach oben liegt, wogegen Typ 2 die Ausführungsform mit hohem übersetzungsfak- tor ist, bei welcher das Übersetzungsverhältnis der Aus gangsfrequenz der Schwingung zur Umlauffrequenz der Welle zwischen den Werten 2 und theoretisch unendlich liegt, wobei letzterer wiederum durch die praktischen Bemessungsmöglichkeiten der Zahnräder begrenzt ist.
Derartige Schwingungsgeneratoren sind entweder mit einer Rolle ausgestattet, die auf der Innenseite einer zylindrischen Umlaufbahn abrollt, oder sie besitzt einen Ring, der um einen in der Mitte des Generators ange brachten, zylindrischen Dorn wirbelt. Der grundlegende Unterschied zwischen den beiden genannten Typen ist der, dass bei dem ersten, in den Fig. 1 bis 4 gezeigten Typ mit niedrigem Übersetzungsfaktor die treibende Kraft dem Rotor an einem Punkt zugeführt wird, der dem Berührungspunkt des Rotors mit seiner Umlaufbahn diametral gegenüberliegt, wogegen bei dem zweiten, in den Fig. 5 bis 7 gezeigten Typ mit hohem Übersetzungs faktor die Antriebskraft dem Rotor in einem Punkt zugeführt wird,
der auf derselben Seite der Umlaufbahn Mittelachse liegt wie der Berührungspunkt des Läufers mit dieser Umlaufbahn. Bei beiden Typen besteht das Zahnradgetriebe aus zwei Sätzen von stirnverzahnten und innenverzahnten Rädern, wobei die Teilkreisdurchmesser den Durchmessern der Umlaufbahn bzw. der Rolle (dem Dorn und dem Ring) entsprechen, während die Teilkreis- durchmesser des anderen Zahnradsatzes entsprechend der gewünschten Ausgangsfrequenz variiert werden kön nen, wobei diese jedoch von der Geometrie her genau so bezüglich ihrer Teilkreisdurchmesser begrenzt sind, wie der zu der Umlaufbahn und der Rolle (dem Dorn und dem Ring) gehörende Zahnradsatz.
r, = Teilkreisradius des zur Umlaufbahn gehörenden Zahnrades rL = Teilkreisradius des zum Rotor gehörenden Zahn rades r= Teilkreisradius des Rotor-Antriebszahnrades r, = Teilkreisradius des Eingangszahnrades S = Verhältnis zwischen Rotor (Rolle oder Ring)- Umläufen um die Umlaufbahn bei einer Eingangs zahnradumdrehung. Ein negativer Wert dieser Grösse deutet an, dass die Umlaufrichtung der Rolle auf der Umlaufbahn der Drehrichtung des Antriebszahnrades entgegengerichtet ist.
Der Wert S, für den Typ 1 des Schwingungsgenera tors ist durch die vier Radien durch folgende Gleichung ausgedrückt:
EMI0002.0023
Für den Typ 2 ergibt sich der Wert SW aus den vier Radien wie folgt:
EMI0002.0025
Für die beiden Oszillatortypen kann bei bekanntem Wert für S der Eingangszahnradsatz dann bestimmt werden, wenn die Abmessungen der Umlaufbahn und der Rolle festgelegt sind.
Es gibt verschiedene Möglichkeiten, die Zahnräder in einem Schwingungsgenerator unterzubringen, welcher mit einer auf einer Bahn umlaufenden Rolle ausgestattet ist, so dass sich wenigstens drei verschiedene Arten erge ben: Art a: die Antriebsleistung für die Rolle wird ihr von ihren Enden zugeführt, und die Rolle ist ein massiver Körper; Art b: die Antriebsleistung wird der Rolle, die hohl ist, in ihrer Mitte oder in der Umgebung der Mitte von einer Welle zugeführt, die durch das Zentrum der Rolle hindurchtritt; Art. c: die Antriebsleistung wird der Rolle, die ein Vollkörper ist, in ihrer Mitte, jedoch von aussen über ein innenverzahntes Zahnrad zugeführt, das die Rolle umgibt und mit der Umlaufbahn koaxial ist.
Ähnliche Variationsformen sind bei einer Ring-Dorn- Anordnung möglich, jedoch mit der Ausnahme, dass der Ring naturgemäss immer hohl ist.
In den Fig. 1 bis 4 ist ein Generator vom Typ 1 gezeigt, dessen Rolle auf der Innenseite einer zylindri schen Umlaufbahn abläuft. Der Generator weist ein Gehäuse 801 auf, das aus einem Zwischenteil 811 und zwei Endkappen 821 und 831 besteht und bei welchem zwischen die Kappe 831 und das Mittelteil 811 ein Abstandsstück 841 eingefügt ist, wobei diese Teile alle einen rechteckigen Querschnitt aufweisen, wie dies in den Fig. 1 und 2 zu sehen ist. Die Teile 811 bis 841 sind mit Schraubenbolzen 861 und Muttern 871 zusammengehal ten.
Der Mittelblock 811 wird von einer Bohrung 881 durchsetzt, die sich noch ein kleines Stück in die eine Endkappe 821 und das Abstandsstück 841 fortsetzt, wie dies am besten aus der Fig. 1 zu erkennen ist. In diese Bohrung 881 ist eine zylindrische Umlaufbahn 891 aus gehärtetem Stahl eingesetzt, in der sich eine ebenfalls zylindrische Bahnbohrung 901 befindet. Zwischen dem einen Ende des Umlaufbahnzylinders 891 und der Innen seite des Zwischenstückes 841 ist eine Zwischenscheibe 911 eingelegt.
In die Bohrung 901 ist ein zylindrischer Unwuchtläufer 921 aus gehärtetem Stahl eingesetzt, des sen Durchmesser etwas geringer ist als der Innendurch messer der Bahnbohrung 901 und dessen typische Ab messungen etwa den in der Fig. 1 gezeigten entsprechen. Die Rolle 921 läuft im Innern der Bohrung 901, die die Tragfläche für die Rolle bildet, um, und ihre Endflächen befinden sich in sehr enger Nachbarschaft einerseits der Zwischenscheibe 911 und andererseits der Fläche der Endkappe<B>821.</B> Es kann natürlich zwischen die Endfläche der Rolle 921 und die Endkappe 821 eine gehärtete Zwischenscheibe eingelegt werden.
Der Unwuchtläufer 921 weist eine Mittelbohrung 931 auf, in der, gegenüber der Rolle drehbar, eine Welle oder Achse 941 steckt, die koaxial aus der Mitte eines stirnverzahnten Zahnrades 951, des Rotorzahnrades, vor springt. Die Rolle 921 bildet zusammen mit der Welle 941 und dem daran befindlichen Zahnrad 951 den Rotor. Das Zahnrad 951, welches das lagebestimmende Zahnrad ist, weist einen Teilkreisdurchmesser auf, der im wesentli chen dem Durchmesser der Rolle 921 entspricht. Dieses Zahnrad 951 ist mit einem feststehenden Innenzahnrad, dem Innenzahnrad der Umlaufbahn, 961, im Eingriff, welches in das bereits genannte Zwischenstück 841 eingeformt ist.
Der Teilkreisdurchmesser dieses Innen zahnrades entspricht im wesentlichen dem Durchmesser der Umlaufbahnbohrung 901.
In Achsrichtung springt vom stirnverzahnten Zahn rad 951 ein Becher 981 vor, der als innenverzahntes Rotorantriebszahnrad 991 ausgebildet ist und mit einem stirnverzahnten Zahnrad 1001 am Ende der Antriebswel- 1e 1011 im Eingriff ist, welch letztere drehbar in der Nabe 1021 der Endkappe<B>831</B> koaxial zur Umlaufbahn 901 gehalten ist. Das Eingangszahnrad 1001 ist, wie es die Figur zeigt, im Durchmesser etwas geringer als das Rotorantriebszahnrad 991 und mit dem Rotorantriebs- zahnrad 991 bei der in der Fig. 1 dargestellten Lage der Teile zueinander an seiner Oberseite im Eingriff.
Hierbei ist zu beachten, dass bei dieser Stellung das Motorzahn rad 951 mit dem Zahnrad der Umlaufbahn 961 auf der Unterseite im Eingriff ist, mit anderen Worten, an einem Punkt, der, bezüglich der Hauptlängsachse des Schwin- gungsgenerators, dem Berührungspunkt zwischen Rotor antriebszahnrad 991 und Eingangszahnrad 1001 diame tral gegenüberliegt. Diese Lageverhältnisse sind für einen Generator nach Typ 1 bezeichnend. Wenn der Generator in Tätigkeit ist, läuft der Unwuchtrotor 921 auf der Tragfläche 901 der Umlaufbahn um und ist mit ihr infolge seiner Zentrifugalkraft in Berührung.
Steht der Generator still oder beginnt er erst, sich zu drehen. wird der Rotor 921 durch miteinander in Verbindung stehen de, konische Achsvorsprünge 1031 und 1041 auf der Achse 941 und dem Zahnrad 1001 gegen die Umlaufbahn gedrückt, was auf der anderen Seite der Rolle durch Vorsprünge 1031' und 1041' an der Achse 941 und der Endkappe 821 gleichfalls geschieht.
In der Fig. 1 sind die Radien r1 bis r4 eingezeich net.
Wenn der Generator sich in Tätigkeit befindet, dreht die Antriebswelle 1011 das Eingangszahnrad 1001, das mit dem innenverzahnten Rotorantriebszahnrad 991 auf einer Seite in Verbindung steht, so dass sich damit das Zahnrad 991 dreht. Das Rotorzahnrad <B>951.</B> das mit dem Antriebszahnrad 991 aus einem Stück besteht, wälzt sich auf der Innenseite des Innenzahnrades 961, mit dem es an einer Stelle in Berührung steht, die dem Berührungs punkt zwischen den Zahnrädern<B>991</B> und 1001 diametral gegenüberliegt, ab (der Berührungspunkt zwischen dem Rotor und der Umlaufbahn ist ebenfalls dem Berüh rungspunkt zwischen den Zahnrädern 991 und 1001 diametral gegenübergelegen).
Die Achse 941 und der Schwerkraftrotor 921, der sich auf der Achse befindet, laufen also miteinander um, wobei der Schwerkraftläufer 921 auf der Innenseite der zylindrischen Tragfläche 901 abrollt. Befindet sich der Generator in voller Drehzahl, so drückt die Rolle mit der durch die Drehung verursach ten Zentrifugalkraft mit ausreichendem Druck gegen die Lagerfläche 901, wodurch gute, nicht rutschende Berüh rung erzielt wird. Der Läufer 921 läuft im wesentlichen mit auf der zylindrischen Umlaufbahn 901 mit dem stirnverzahnten Zahnrad 951, welches im Innenzahnrad 961 abrollt, im Gleichtakt um. Ist jedoch die Notwendig keit gegeben, dass sich Läufer 921 und Zahnrad 951 geringfügig gegeneinander verdrehen, so ist dies möglich, da der Läufer 921 auf der Achse 941 frei drehbar angeordnet ist.
Die Zentrifugalkraft wirkt auf das Generatorgehäuse 801 und wird von diesem auf jedwede Vorrichtung übertragen, auf die die Kraft wirken soll. Um die Befestigung des Generatorgehäuses auf irgendeiner Vor richtung möglich zu machen, auf die die kreisende Ausgangskraft übertragen werden soll, kann das Genera torgehäuse beliebig gestaltet sein, so z.B. mit Bohrungen 1091 zur Aufnahme von nicht dargestellten Maschinen schrauben.
Die Fig. 5 und 6 zeigen eine abgewandelte Ausfüh rungsform des in den Fig. 1 bis 4 gezeigten Generators. Dieser Generator ist weitgehend derselbe wie der vorher beschriebene. Das Rotorzahnrad ist jedoch nicht mit einem becherförmigen Innenzahnrad verbunden, sondern weist ein mit ihm koaxiales stirnverzahntes Zahnrad 1121 auf. Dieses stirnverzahnte Rotorantriebszahnrad 1121 ist mit einem Innenzahnrad 1131 im Eingriff, das in einen Becher 1141 am Ende der Antriebswelle 1011 eingeformt ist.
Dieser Generator arbeitet wie der Generator aus den Fig.l bis 4 mit dem einzigen, jedoch wesentlichen Unterschied, dass der Berührungspunkt zwischen den Antriebs- bzw. Eingangszahnrädern 1121 und 1131 sich auf derselben Seite der Längsachse des Generators befindet wie der Berührungspunkt des Läufer- und des Umlaufbahnzahnrades 951 bzw. 961, oder wie natürlich auch des Läufers 921 und der Umlaufbahnfläche 901 selbst. Das Ergebnis hiervon ist, dass das übersetzungs- verhältnis innerhalb des Getriebesystems sehr hoch sein kann, so dass mit diesem Generator eine starke Fre- quenzerhöhung erreichbar ist.
Fig.7 ist eine Seitenansicht der Fig.5, zeigt jedoch eine abgewandelte Ausführungsform der Verzahnung des Zahnrades 961. Ausserdem befinden sich in der Fig. 7 die Zahnräder 951 und 961 auf ihrer Oberseite miteinander im Eingriff, wogegen sie in der Fig. 5 in einer Stellung gezeigt sind, in der sie auf ihrer Unterseite miteinander im Eingriff sind.
Das Zahnrad 951 ist mit besonderen Zähnen 1201 ausgestattet; zwischen deren Zahnflanken 1211 besonders geformte Zwischenräume 1221 liegen. Dieses Zahnrad ist mit einem besonderen Innenzahnrad 961 im Eingriff, zwischen dessen im wesentlichen halbzylinderförmigen Zähnen 1241 konvexe Nuten<B>1231</B> eingeformt sind.
Bei dem hier gezeigten Ausführungsbeispiel weist das Zahnrad 951 einen Zahn weniger auf als das Zahnrad 961, so dass bei einseitig im Eingriff befindlichen Zähnen die Zahnflanken der Zähne auf der gegenüberliegenden Seite aneinander entlanggleiten. Folglich können die gegeneinander versetzten Haltedorne<B>1031</B> und 1041 fortgelassen werden.
Ein weiteres Ausführungsbeispiel des erfindungsge mässen Generators ist in der Fig. 8 dargestellt; es gehört zu den Generatoren, die im Prinzip bereits anhand der Fig.l beschrieben wurden, so dass eine eingehende Beschreibung hier nicht nötig ist.
Die Hauptteile des Generators sind der Generatorkör- per 20 und eine Buchse 28, die die Umlaufbahn für den Läufer R darstellt. Der Läufer ist mit zwei stirnverzahn ten Läuferzahnrädern 42 und 46 ausgestattet, die mit an den Enden der Umlaufbahn angebrachten Innenzahnrä dern 30/3l in Verbindung stehen. Auf diese Weise ist der Generator mit zwei Sätzen von Zahnrädern an der Umlaufbahn und am Läufer ausgestattet.
Am Rotor ist ausserdem ein Innenzahnrad (Rotoran- triebszahnrad) 48 angebracht, welches mit einem Ein gangszahnrad 49 am Ende einer zylindrischen Antriebs anordnung 50, die koaxial zur Umlaufbahnbuchse 28 angeordnet ist, in Eingriff ist.
Der Rotor R besteht aus einer zylindrischen Rolle 32 mit einer axialen Bohrung 34 und ist drehbar auf eine Achse 36, die die Bohrung 34 durchsetzt, aufgesteckt. Die Achse 36 ist zweiteilig und besteht aus einer inneren Welle 37 mit Kerbzähnen 38 auf ihrer Aussenseite und einer sie konzentrisch umgebenden Hülse 39, in deren Innenfläche ebenfalls eine Kerbverzahnung 40 eingeformt ist, die mit den Kerbzähnen 38 in Eingriff ist. Auf diese Weise sind Welle 37 und Hülse 39, die zusammen die Achse 36 bilden, vor gegenseitiger Verdrehung bewahrt, die Teile können sich aber miteinander verdrehen und in Achsrichtung gegeneinander verschieben.
Die Achsan ordnung 36 trägt auf einem Ende des Hülsenteils 39 ein stirnverzahntes Zahnrad 42, das mit dem Innenzahnrad 30 in Eingriff ist und einen Teilkreisdurchmesser auf weist, der gleich dem Aussendurchmesser der schweren Rolle 32 ist, obgleich dies nicht unbedingt nötig ist. Auf dem gegenüberliegenden Ende der Achse 36 ist an die Welle 37 ein becherförmiges Teil 44 angeformt, in dessen Aussenwand 45 ein stirnverzahntes Zahnrad 46 mit demselben Teilkreisdurchmesser wie das Zahnrad 42 eingearbeitet ist, welches mit dem Innenzahnrad 31 im Eingriff ist.
Die Becherwand 45 des becherförmigen Teils 44 weist ausserdem auf ihrer Innenseite eine Innenver zahnung 48 auf, die einseitig in ein Aussenzahnrad 49 am Ende eines zylindrischen Antriebskörpers 50 eingreift, der mit der Umlaufbahnbuchse 28 koaxial liegt. Die Endplatte 26 ist mit einem verstärkten Mittelabschnitt 26a ausgebildet, in dem eine Bohrung 52 vorgesehen ist, in welche Lager zur Halterung des zylindrischen An triebsteils 50 eingesetzt sind. In das Antriebsteil sind in seinem äusseren Endabschnitt 53 Kerbzähne 54 eingear beitet, in die bogenförmige Kerbzähne eines Antriebs kopfes 56 am Ende der Antriebswelle 57 eingreifen, die von jeder beliebigen Kraftquelle wie etwa einem Elektro motor angetrieben werden kann.
Die Kerbzähne 54 und 55 können in der beschriebenen Form einen Winkel zwischen der Generatorachse und der Antriebsachse 57 zulassen, während sich die Vorrichtung in Bewegung befindet. Wenn nötig, kann die Antriebswelle 57 mit Kardangelenken, die nicht gezeigt sind, ausgestattet sein.
Die Rolle 32 des Rotors R sitzt auf der Aussenseite der Hülse 39 drehbar, und um die Berührungsfläche zu verkleinern und damit die gleitende Reibung zu vermin dern, weist die Hülse 39 vorzugsweise in ihrer Mitte eine Rippe 60 auf, auf der die Rolle mit ihrer Innenbohrung aufliegt. Um auch die gleitende Reibung zwischen den Stirnflächen der Rolle 32 und dem Zahnrad 42 einerseits sowie den Teil 44a des becherförmigen Wellenfortsatzes 44 andererseits zu vermindern, sind diese Stirnflächen der Rolle 32 so ausgebildet, dass sie mit den Teilen 42 und 44a nur über eine kleine Ringfläche in Verbindung stehen.
Um die Rolle an einer Seite gegen die Umlaufbahn zu drücken, wenn sich der Generator in Ruhe befindet oder gerade auf Drehzahl gebracht wird, und er sich nicht gerade in einer Stellung befindet, in welcher die Rolle wegen ihrer Schwerkraft gegen die Umlaufbahn drückt, sind an der Welle 37 kegelförmige Warzen 64 und 65 angebracht, die gegen die Kegelflächen von Kegelstümp fen 66 und 67, welche in der Abschlusskappe 25 bzw. dem Antriebselement 50 eingeformt sind, drücken.
Es ist sehr wichtig, dass der Generator ausreichend geschmiert wird, und da die Möglichkeiten der Schmie rung sehr verschiedenfältig sind, ist lediglich eine Schlauchkupplungsschraube 70 gezeichnet, die eine Öff nung verschliesst, an der ein Schmiermittelschlauch ange schlossen werden kann. Das Schmiermittel breitet sich im Innern des Generators aus, und um diese Ausbreitung zu erleichtern, sind Bohrungen 71 in dem Zahnrad 42 und im Teil 44a des becherförmigen Zahnrads 44 vorgesehen. In das Antriebselement 50 ist ein durchbohrter Dorn 72 eingesetzt, durch welchen hindurch Schmiermittel zu der Kerbverzahnung 54, 55 geleitet wird.
Der Ölnebel kann über Austrittsöffnungen 73 entweichen. Es ist zu sehen, dass in den Fällen, in welchen der Generator unter erschwerten Bedingungen arbeitet, d.h. mit hoher Drehzahl oder hoher Belastung (insbesondere beim Antrieb eines Resonanzschwingungssystems), die Zahnradzähne der aussenverzahnten Zahnräder und der Innenzahnräder 42/30 und 46/3l am Umfang ein Spiel aufweisen, wie dies bereits dargelegt wurde.
Mit gewöhn licher Zähnebemessung (Evolventen Zahnform) laufen die Zähne bei Betrieb des Generators infolge der Zentri fugalkraft, die bei den hohen zu erzeugenden Frequenzen auftritt, mit enger Flankenberührung, so dass alle Spiele in radialer Richtung aufgehoben sind; ausserdem ver formt sich der Rotor, der infolge der Zentrifugalkraft mit hoher Kraft gegen die Bahnbuchse gepresst wird, gering fügig, jedoch sehr entscheidend elastisch, so dass die Zähne der Zahnräder unerwartet tief in die Zwischenräu ine der Innenzahnräder eindringen.
Unter diesen Bedin gungen berühren sich die Zähne sowohl auf ihrer Vor- der- wie auf ihrer Rückseite und drücken wie Keile in die Zwischenräume zwischen den Zähnen der Innenzahnrä der, so dass sie infolge der starken Radialbelastung besonders hohe Reibungsverluste erzeugen, die starke Erwärmung sowie Abnutzung und Ausfall mit sich bringen. Es ist dann auch kein Spiel in Umfangsrichtung vorhanden, so dass sich auch der Oszillator, der mit einem Resonanzschwingkreis zusammenarbeitet, nicht mehr automatisch den Belastungsänderungen anpassen kann.
Diese unerwünschten Eigenschaften können auf die Weise verhindert werden, dass die Zähne in ihrer Stärke so bemessen werden, dass sie nicht breiter sind als der Abstand zwischen zwei benachbarten Zahnflanken des zugehörigen Innenzahnrades und dass ausserdem die Stärke der Zähne des Innenzahnrades nicht grösser ist als die Lücke zwischen zwei benachbarten Zähnen auf dem Aussenzahnrad bei voller Berücksichtigung der Zentrifu galkraft. Damit wird erreicht, dass nur auf einer Fläche eines jeden Zahnes Berührung auftritt und vorzugsweise die andere Fläche von der Nachbarfläche des anderen Zahnrades einen geringen Abstand hat.
Es wurden die besten Erfolge damit erzielt, dass zwischen der Rückflan ke eines jeden Zahns des Aussenzahnrades und der Vorderflanke des folgenden Zahnes des Innenzahnrades bei Betriebsbedingungen ein geringfügiger Abstand vor handen war.
Das heisst natürlich, dass im Ruhezustand die Spalte etwas grösser gewählt werden, so dass sie auch im Betriebszustand, wenn die Zentrifugalbelastung die Zäh ne des Innenzahnrades zwischen die Zähne des Aussen zahnrades drückt, noch vorhanden sind. Die Verschie bung der Zähne des Innenzahnrades nach aussen ist im ersten Augenblick, wenn der Generator zu laufen be ginnt, durch die Berührung der Rolle 32 mit der Umlaufbahn 28 noch begrenzt, jedoch nummt diese radiale Verschiebung nach aussen infolge der in der Anordnung vorhandenen Toleranzen und der Verfor mung der Rolle unter der Zentrifugalkraft bei vollen Arbeitsbedingungen weiter zu.
In der Fig. 9 ist in etwas übertriebener Darstellung die bevorzugte Anordnung bei Lauf gezeigt, wobei ein Spalt x zwischen den beiden Zähnen t .und i vorhanden ist. Dies wird dadurch erreicht, dass die Zähne bei Stillstand des Generators noch weniger weit ineinandergreifen und dabei einen noch grösseren Spalt x zwischen sich belassen. Die Zähne dringen dann zwar unter Arbeitsbedingungen weiter zwischeneinander ein, jedoch ist ihre Form von vornherein so bemessen, dass auch im Lauf ein Spalt x zwischen den Zähnen bestehenbleibt, wie diese in der Fig.9 dargestellt ist.
Die Fig. 10 zeigt ein ebenfalls übertriebenes Bild eines etwas abgewandeltes Ausfüh rungsbeispiels; hier ist ein mehr üblicher, also breiterer Zahn verwendet, der jedoch durch entsprechende Bemes sung der Schwerkraftrolle und der Umlaufbahn weniger weit zwischen die Aussenzähne eindringt als dies in der Fig. 9 der Fall ist. Somit bleibt auch hier während des Laufes ein Spalt x vorhanden.
In der Fig. 11 ist eine weitere Ausführungsform des Generators nach dem Typ 1 dargestellt. Der Generator weist ein Gehäuse 80 mit zwei Umlaufbahnringen 88 beiderseits eines mittleren Ringes 89 auf, in welch letzterem sich ein Innenzahnrad 90 befindet. Die einzel nen Zahnräder sind in der Mittelebene des Generators angeordnet, und der Rotor ist mit einem Rollenpaar ausgestattet.
Auf der Antriebswelle 94 ist ein Antriebszahnrad 95 befestigt, das einseitig mit einem etwas grösseren innen verzahnten Rotorantriebszahnrad 96 im Eingriff ist. Das Innenzahnrad 96 befindet sich auf der Innenfläche eines zylindrischen Zahnradringes 97, dessen Zylinderaussen fläche mit Zähnen eines Zahnrades 98 versehen ist, die auf einer Seite mit einem Innenzahnrad 90 der Umlauf bahn im Eingriff stehen.
Ein Paar Unwuchtrollen 100 mit koaxialen Innenboh rungen 101 umgeben die Antriebswelle 94 und liegen beiderseits des Eingangszahnrades 95. Diese Rollen 100 wälzen sich auf der Innenfläche der Umlaufbahnringe 88 ab. Ihre den Ring 97 und dem Zahnrad 95 zugewandten Seiten sind abgesetzt, wie dies bei 102 gezeichnet ist, so dass sie drehbar, d.h. gleitend verschiebbar, innerhalb des Ringes 97 sitzen. Die Rollen 100, das Zahnrad 97 und das Aussenzahnrad 98 sind miteinander gleichachsig. Der Aussendurchmesser der Rollen 100 ist etwa gleich dem Teilkreisdurchmesser des Zahnrades 98.
Der Durchmesser des Zahnrades 98 ist geringfügig kleiner als der Teilkreisdurchmesser des Innenzahnrades 90. Bei Verwendung von Evolventenverzahnung können die Zahnräder nur miteinander in Eingriff gebracht wer den, wenn sie parallel zu ihrer Achse bewegt werden, sind sie jedoch einmal miteinander im Eingriff, so können sie in radialer Richtung nicht mehr voneinander getrennt werden. Das hat zur Folge, dass das Zahnrad 98 im Innenzahnrad abrollt, ohne dass es sich von diesem trennen kann, so dass auf Führungselemente für dieses Zahnrad, wie die Elemente 1031/1041 bei dem Generator nach Fig. 1 verzichtet werden kann.
Im Betrieb können sich die Rollen 100 langsam gegenüber dem Zahnradring 97 verdrehen, und damit auch gegenüber dem Zahnrad 98, das mit dem Innen zahnrad 90 im Eingriff ist; dies wird durch die Gleitver- bindung der Rollen 100 auf dem Ring 97 ermöglicht.
Für hohe Belastung oder besondere Bedingungen bei Resonanz des angeschlossenen Schwingkreises ist das Generatorzahnrad 98 ebenfalls mit Zähnen ausgestattet, die bei ihrem Eingriff zwischen die Zähne des Innen zahnrades 90 auch bei Lauf einen Spalt zwischen der Rückflanke eines jeden Zahnes des Zahnrades 98 und der Vorderflanke des nachfolgenden Zahnes des Innenrades freilassen.
Ein weiteres Ausführungsbeispiel dieses Generator typs, das jedoch noch weiter ausgearbeitet ist, ist in den Fig. 12 und 13 gezeigt. Es werden hier nur die Teile beschrieben, in denen dieses Beispiel von dem bereits beschriebenen abweicht. In die Buchse 116 sind mit Pressitz zwei zylindrische, in Achsrichtung voneinander getrennte, gehärtete Umlaufbahnringe 120 eingesetzt, zwischen die ein Umlaufbahninnenzahnrad 122 eingefügt ist, dessen Teilkreisdurchmesser etwa dem Innendurch messer der Umlaufbahnringe 120 entspricht. Das Innen zahnrad 122 ist mit einem Keil mit der Buchse 116 drehfest verbunden, wie dies bei 123 gezeigt ist.
Der Rotor besteht aus zwei zylindrischen Rollen 125 mit grosser Masse und einer Zahnradhülse 126, auf der sie, gegenüber dieser drehbar, sitzen. Die Zahnradhülse<B>126</B> trägt in ihrer Mitte ein Rotorzahnrad 128, das zwischen den beiden Rollen 125 sitzt und mit dem Innenzahnrad 122 im Eingriff ist. Die Teilkreisdurchmesser dieses Rotorzahnrades 128 ist etwa gleich dem Durchmesser der Rollen 125.
Die Zahnradhülse 126 trägt auf ihrer Innenseite zwei Innenzahnräder als Rotorantriebszahnräder 130, die mit durchmesserkleineren Zahnrädern 132 auf der Antriebs welle 133 im Eingriff sind, welche sich koaxial zur zylindrischen Umlaufbahn 120 dreht.
Das Zahnrad 128 und die schweren Rollen 125 müssen gegen das Innenzahnrad 122 bzw. die Umlauf bahnringe 120 gedrückt werden, wenn der Generator langsam in Drehung versetzt wird. Zu dem Zweck ist der Mittelabschnitt der Antriebswelle<B>133</B> mit einer zylindri schen Fläche 160 ausgestattet, auf welcher eine zylindri sche Rolle<B>161</B> abrollt, die zu beiden Seiten abstehende Achsstummel aufweist, welche Nadellager 162 tragen, auf denen zwei Rollen 163 drehbar gelagert sind, wobei diese Rollen mit ihren Umfangsflächen auf der Innenseite der Zahnradhülse 126 laufen. Zwischen den Rollen 163 und der Welle 133 besteht ein Abstandsspalt genau so wie zwischen der Rolle 161 und der Zahnradhülse 126.
Somit hält diese Rollenanordnung die Zahnradhülse 126 auf einer exzentrischen Bahn zur Welle 133, so dass die schweren Rollen 125 auf der Zahnradhülse ständig gegen die Innenfläche der Umlaufbahnringe 120 gedrückt wer den.
Auch hier ist zwischen den Zähnen des Zahnrades 128 und des Innenzahnrades 122 das Zahnflanken spiel unter Lauf gewahrt, wenn besonders schwere Ar beitsbedingungen zu erwarten sind.
Es werden jetzt Ausführungsformen des Generators nach dem Typ 2 beschrieben, mit denen stürkere Fre- quenzerhöhung erreicht werden kann als mit Generatoren nach Typ 1. Auch diese Generatoren können mit entspre chendem Zahnflankenspiel in Umfangsrichtung ausgestat tet sein, wie dies bereits in Zusammenhang mit den Generatoren nach Typ 1 dargelegt wurde.
In der Fig. 14 ist mit Ziffer 200 ganz allgemein das Generatorgehäuse mit Stirnflächen 201 und 202 bezeichnet, in das eine Querbohrung 204 von der Stirnfläche 201 her bis nahe zur anderen Stirnseite 202 eingebracht ist, wogegen von der zweiten Seite her eine Gegenbohrung 206 bis zur Bohrung 204 eingebracht ist, so dass eine Tragschulter 207 entsteht. Gegen die Stirnfläche 202 des Gehäuses 200 ist eine Endplatte 208 geschraubt, welche mit einem Nabenteil 209 ausgestattet ist, in das Lager und weitere, später noch zu beschreibende Teile eingesetzt sind.
Im Mittelabschnitt der Bohrung 204 ist eine Hülse 210 eingesetzt, die mit Pressitz auf ihrer Innenseite zwei voneinander im Abstand befindliche, gehärtete Umlauf bahnringe 212 aufnimmt, zwischen denen sich ein Innen zahnrad 214 befindet, das gegen Verdrehung gegenüber der Hülse 210 mit einem Keil 215 festgelegt ist. Die Umlaufbahnringe 212 und die Hülse 210 liegen zwischen zwei Seitenringen 217 und 218, wobei der letztere gegen die Schulter 207 drückt, während der erstere von einem Haltering 219, der mittels Schraubenbolzen 220, die eine Endplatte 222 und den Haltering 219 durchsetzen und in das Gehäuse eingeschraubt sind, gegen den Ring<B>217</B> gedrückt wird, festgelegt.
Die Bohrungen 224 in unmittel barer Nachbarschaft der Oberfläche der Umlaufbahnen sorgen dafür, dass Öl oder Ölnebel leicht zwischen den schweren Rollen und den Umlaufbahnringen 212 entwei chen kann.
Die bereits genannte Nabe 209 der Endplatte enthält eine Lageranordnung 225, in der sich eine kerbverzahnte Buchse 226 koaxial zur Umlaufbahn 212 dreht. Das in das Generatorgehäuse hineinragende innere Ende dieser Buchse ist als Eingangszahnrad 228 ausgebildet, das mit einem durchmesserkleineren Rotorzahnrad 229 im Ein griff ist. Das Rotorzahnrad 229 befindet sich auf- einem Ende einer Buchse 230 einer Achsanordnung, die insge samt mit 231 bezeichnet ist. Diese Achsanordnung ent hält ausserdem eine aussenliegende Zahnradhülse 232; die Hülsen 230 und 232 können sich in Achsrichtung gegeneinander verschieben, sind jedoch durch eine Keil verzahnung 234 daran gehindert, sich gegeneinander zu verdrehen.
Die Zahnradhülse 232 liegt mit einem Ende am Zahnrad 229 an und wird auf dem gegenüberliegen den Ende von einem Flanschring 235 eines zylindrischen Haltebolzens 236 eingespannt, der gleitend in die Hülse 230 eingesetzt ist. Der Bolzen 236 wird von einer Schraube 238 durchsetzt, die in die Nabe des Zahnrades 229 eingeschraubt ist, so dass dadurch die gesamte Anordnung zusammengehalten wird. Die Nabe des Zahn rades 229 setzt sich nach aussen in einer Warze 239 fort, die auf ihrer Aussenfläche von einer in die Nabe des Innenzahnrades 228 eingeformte weitere Warze 228a berührt wird. Mit Hilfe dieser beiden Warzen werden die Rollen 2,12 gegen die Umlaufbahnringe 212 gedrückt, wenn der Generator stillsteht oder sich gerade zu drehen beginnt.
Die Zahnradhülse 232 ist mit einem Rotorzahnrad 240 in ihrer Mitte ausgestattet, dessen Durchmesser etwas geringer ist als das Umlaufbahn-Innenzahnrad 214, mit welchem es in Eingriff ist. Die Rollen 242 sind drehbar auf der Zahnradhülse 232 angebracht, und zwar beider seits des Zahnrades 240, so dass sie auf den Umlaufbahn ringen 212 umlaufen. Das Eingangsinnenzahnrad 228 und das Rotorantriebszahnrad 229 befinden sich auf derselben Seite der Generatormittelachse miteinander im Eingriff wie das Rotorzahnrad 240 und das Umlaufbahnzahnrad 214. Diese Anordnung befindet sich zu derjenigen der bisher beschriebenen Generatoren im Gegensatz.
Vorzugsweise ist der Teilkreisdurchmesser des Innen zahnrades 214 gleich dem Umlaufbahninnendurchmesser 212, während der Teilkreisdurchmesser des Rotorzahnra- des 240 gleich dem Aussendurchmesser der schweren Rollen 242 ist. Immer dann, wenn die zu erwartende Belastung sehr hoch ist, sollten die Abmessungen und die Formgebung der Zahnradzähne so gewählt werden, dass auch bei hoher Zentrifugalkraft diese durch die Rollen und das Innenzahnrad 214 bedingte Kraft von den Umlaufbahnringen 212 aufgenommen wird.
Die Zahnradhülse 226 selbst wird über die Keilver zahnung 243, die über bogenförmige Keilzähne 244 des Antriebsendes der Antriebswelle 245 angetrieben wird, in Drehung versetzt, wobei die Antriebswelle 245 von einer beliebigen Kraftquelle angetrieben wird. Die Abschluss- kappe 246 ist auf der Stirnseite der Nabe 209 befestigt und hält die Lager 225, während ausserdem in eine Ringnut eine Dichtung 247 eingelegt ist, mit der eine die Antriebswelle 245 umgebende Hülse 248 nach aussen abgedichtet ist. Unterschiedlicher Lauf zwischen den Rollen 242 und dem Rollenzahnrad 240 kann durch Relativbewegung zwischen den Rollen und der Nabe 232 ausgeglichen werden.
Bei Betrieb wirkt auf das Generatorgehäuse 200 eine umlaufende Kraft, die selbstverständlich auf alle Teile, die mit dem Gehäuse verbunden sind, gleichfalls wirkt. Die Kräfte sind dabei in bezug auf die Generator mittelebene symmetrisch verteilt. Der Generator ist folg lich zur Abgabe sehr hoher Ausgangskräfte geeignet.
In der Fig. 15 ist eine Getriebeanordnung einschliess- lich eines Untersetzungsgetriebes zwischen Eingangwelle und Generator gezeigt. Der Generator ist vom Typ 2. Das Generatorgehäuse 250 ist in seiner Mitte in zwei Hälften 250a und 250b aufgeteilt, welche mit einer zueinander koaxialen Bohrung 251 und 252 mit darin eingesetzten Umlaufbahnhülsen 253 ausgestattet sind. Die zwei Ge häusehälften 250a und 250b sind von ihrer gemeinsamen Mittelebene her konzentrisch zur Umlaufbahnbohrung 251 mit weiteren Bohrungen versehen, so dass sie eine Innenhöhlung 255 von zylindrischer Form zur Aufnahme bestimmter Zahnräder enthalten.
An ihrem oberen Ende setzt sich die Höhlung 255 fort, wie dies bei 256 angedeutet ist, wobei sich dieser Teil der Höhlung in einem Fortsatz 257 des Gehäuses befindet, welcher das Untersetzungsgetriebe aufnimmt.
Das Eingangszahnrad ist mit 260 bezeichnet und liegt in der Mitte der Gehäusehöhlung 255, also in der Mitte des Generators. Zu dem Zweck läuft das Ringzahnrad 260 auf einem Kugellager 262 grossen Durchmessers mit vorzugsweise kleinen Kugeln, wobei der Aussenring des Kugellagers 262 in einem zylindrischen Flansch 264 gehalten wird, der an einen Ring 265 und zwei zu einem Ringpaar 265, 266 gehörenden Ringen mit Innenverzah nung angeformt ist. Die Teilkreisdurchmesser der Innen zahnräder 265 und 266 entsprechen etwa dem Innen durchmesser der Umlaufbahnhülsen 253.
Diese Innen zahnräder 265 und 266 sind mit etwas kleineren Rotor zahnrädern 270 im Eingriff, die auf den inneren Enden von Zahnradhülsen 271 angebracht sind, die die äusseren Teile einer Achsanordnung 272 darstellen. Die inneren Teile dieser Achsanordnung sind Wellen 274, die in den Hülsen 271 in Achsrichtung gleitbar eingesetzt sind, die jedoch gegeneinander durch eine Keilverzahnung, die bei 276 angedeutet ist, gegen Verdrehen gegeneinander gesi chert sind. Die Wellen 274 stehen beiderseits von einem Rotorantriebszahnrad 278 ab, das im Zwischenraum zwischen den beiden Rotorzahnrädern 270 liegt, wobei das Zahnrad 278 mit dem Eingangsinnenzahnrad 260 im Eingriff ist.
Das Eingangsinnenzahnrad 260 ist durch eine das Lager 262 umgreifende, radiale Wand mit dem Zahnrad 280 verbunden, welches mit dem Ritzel <B>281</B> des Getriebe eingangs verbunden ist. Das Ritzet sitzt auf seiner Welle 282, die in Lagern 284 gehalten ist. Die Umlaufbahnhöh lungen sind beiderseits durch Abschlussplatten 286 ab geschlossen, die an die Gehäusehälften 250a und 250b angeschraubt sind und V-förmige Ringkanäle 288 auf weisen, in denen kegelförmige Warzen 290 an den Enden der Wellen 274 geführt werden.
Die Arbeitsweise entspricht im wesentlichen derjeni gen der bereits dargelegten Modelle, wobei die Antriebs leistung über die Welle 282 und die im Eingriff befindli chen Zahnräder 281 und 280 der Mittelebene des Gene- rators zugeführt wird und damit am Eingangszahnrad 260 ansteht. Das Eingangszahnrad bringt das Rotoran- triebszahnrad 278 in Drehung, wodurch auch die Rotor zahnräder 270 und die Rollen 277 in Umlauf gebracht werden, so dass auf das Generatorgehäuse 250 eine umlaufende Kraft wirkt.
Das Zahnrad 278 ist bei dieser Ausführungsform verhältnismässig gross in bezug auf das Innenzahnrad 260, was zu einer beträchtlichen Fre- quenzerhöhung führt. Ein verhältnismässig kleines Ein gangszahnrad 281 arbeitet auf einem Zahnrad 280 mit grossem Durchmesser; eine derartige Anordnung ist für eine Energiezuführung an der Eingangswelle mit hoher Drehzahl geeignet.
Es werden jetzt zwei Schwingungsgeneratoren mit einer Ring-Dorn-Anordnung, u. zwar einer nach Typ 1 und einer nach Typ 2 beschrieben, wobei zunächst der in der Fig. 16 dargestellte Generator nach Typ 1 beschirben wird. Mit 300 ist eine Welle bezeichnet, die aus einem zum Teil dargestellten Körper 301 hervortritt, welcher in Schwingungen versetzt werden soll. Auf dem Ende dieser Welle 300 ist ein Umlaufbahnzahnrad 302 befestigt, dessen Teilkreisdurchmesser im wesentlichen dem Durchmesser der Welle 300 entspricht. Ein Wirbelring 304 ist auf die Welle aufgesetzt, so dass er sich um die Welle 300 drehen kann. Der Ring 304 weist einen etwas grösseren Durchmesser auf als die Welle 300.
Er ist mit einem Innenrotorzahnrad 306 ausgestattet, das mit dem auf der Welle befindlichen Zahnrad 302 im Eingriff ist, und die Innenfläche 307 des Ringes 304 neben dem Innenzahnrad 306 weist einen Durchmesser auf, der etwa dem des Teilkreisdurchmessers des Innenzahnrades 306 entspricht. Die Fläche 307 läuft auf der Zylinderfläche der Welle 300 um, während das Zahnrad 306 sich auf dem Zahnrad 302, welches mit der Welle 300 verbunden ist, abwälzt. Die Form und die Abmessungen der Zähne der Zahnräder sind so gewählt, dass für die Zähne des Zahnrades 302 in den Lücken des Zahnrades 306 in Axialrichtung ein geringes Spiel vorhanden ist.
Der Ring 304 sitzt an einem Becherboden 308, aus dem koaxial ein Wellenstumpf mit dem Rotorantriebs- zahnrad 310 hervorspringt. Das Zahnrad 310 ist seiner seits mit einem Innenzahnrad 312 im Eingriff, dessen Achse mit der Welle 300 fluchtet und das von der Antriebswelle 314 angetrieben wird.
Im Betrieb treibt die Welle 314 das Eingangszahnrad 312 an, so dass sich das Rotorantriebszahnrad 310 dreht und mit ihm zusammen der Becherboden 308 des Innenzahnrades 306. Das Rotorzahnrad wälzt sich dann auf dem Umlaufbahnzahnrad 302 ab, und der Ring 304 wirbelt um die Welle 300 und erzeugt so eine Zentrifugal kraft, die auf die Welle 300 wirkt. Die Welle 300 wird somit in eine Taumelschwingung versetzt, die auf den Körper 301 und damit auf jedwede Vorrichtung, mit dem dieser Körper verbunden ist, übertragen wird.
In der Fig. 17 ist ein ähnlicher Ring-Dorn-Generator gezeigt, jedoch in der Ausführung nach Typ 2.
Eine aus einem Körper 321 vorspringende Achse 320 ist an ihrem äusseren Ende mit einer Verzahnung 322 ausgestattet. Um dieses Zahnrad und die angrenzende Fläche der Achse 320 dreht sich ein schwerer Ring, der eine Innenverzahnung als Rotorzahnrad 324 aufweist; dieser Ring entspricht genau dem schweren Ring 304 mit Innenzahnrad 306 nach Fig. 16. An den Ring 324 ist ein Becherboden 325 angeformt, von welchem, dem Ring gegenüberliegend, ein mit dem Innenzahnrad 324 kon zentrisches Innenzahnrad 326 absteht. Mit dem Innen zahnrad 326 ist das Eingangszahnrad 328 im Eingriff, dessen Durchmesser etwas geringer ist als der des Innenzahnrades und das auf einer Antriebswelle 329 befestigt ist, die mit der Achse 320 koaxial verläuft.
Die Arbeitsweise ist genau dieselbe wie die des Generators nach der Fig. 16 mit der Ausnahme, dass das Innenzahnrad 324 über ein Innenzahnrad 326 angetrieben wird, welches seinen Antrieb von einem Stirnrad 328 auf einer Welle 329 erfährt, die mit der Achse 320 koaxial verläuft. Hierdurch wird der Generator nach der Fig. 17 zu einem Generator nach Typ 2, dessen Fre- quenz-Übersetzungsfaktor höher sein kann.
In den Fig. 18 bis 25 sind die verschiedenen Überset zungsmöglichkeiten der einzelnen Generatorformen in einer Übersicht dargestellt. Es sind zwei Generatoren dargestellt mit äusseren Umlaufbahnen und Rollen und zwei Generatoren mit einer Ring-Dorn-Anordnung, und dies von jedem Generatortyp, so dass sich zusammen acht Generatoren ergeben.
Der Hauptunterschied besteht darin, dass bei der ersten Ausführung, die einen kleinen Übersetzungsfaktor hat, die Antriebskraft dem Ring oder der Rolle an einer Stelle zugeführt wird. die bezüglich der Umlaufbahnachse, dem Berührungspunkt zwischen Ring oder Rolle und Umlaufbahn diametral gegenüberliegt, wogegen bei der zweiten Ausführung mit hohem überset- zungsfaktor die Antriebskraft dem Ring oder der Rolle auf derselben Seite der Achse zugeführt wird, auf welcher der Ring oder die Rolle mit der Umlaufbahn in Berüh rung steht.
In den Fig. 18 und 19 ist ein Generator mit einer auf einer Umlaufbahn umlaufenden Rolle gezeigt, deren Eingangszahnrad ein Stirnrad ist; die zwei Zahnradsätze (Umlaufbahnzahnrad r,/Rotorzahnrad r2 und Rotor antriebszahnrad r3/Eingangszahnrad r4) sind mitein ander an Punkten im Eingriff, die sich bezüglich der Mittelachse gegenüberliegen.
Die Fig.22 und 23 beziehen sich ebenfalls auf eine Rollen-Umlaufbahn-Anordnung, bei welcher das Ein gangszahnrad ein Innenzahnrad ist; die beiden Zahnrad sätze sind miteinander an Punkten im Eingriff, die bezüglich der Mittelachse auf derselben Seite liegen.
Die Fig.20 und 21 zeigen eine Ring-Dorn-Anord- nung, deren Eingangszahnrad ein Innenzahnrad ist; die beiden Zahnradsätze sind bezüglich der Mittelachse auf derselben Seite miteinander im Eingriff.
In den Fig. 24 und 25 ist eine Ring-Dorn-An- ordnung gezeigt, deren Eingangszahnrad ein Stirnrad ist; die beiden Zahnradsätze sind an Punkten miteinander im Eingriff, die bezüglich der Mittelachse einander gegenüberliegen.
Aus der Beschreibung geht hervor, dass die in den Fig. 8 und 11 dargestellten Generatoren nicht nur Gene ratoren nach dem Typ 1 sind, sondern Generatoren sind, wie sie in der Darstellung nach Fig. 18 gezeigt sind. Der erstgenannte Generator hat ein Übersetzungsverhältnis ins Schnelle von etwa 2, der zweitgenannte von etwa 1<B>:3.</B> Der Generator aus der Fig. 12 weist ein übersetzungsver- hältnis von 1 : 1 auf. Der Typ 2-Generator nach Fig. 14 übersetzt die Frequenz etwa im Verhältnis 7: 1.
Der Generator nach der Fig. 15, der ebenfalls ein Typ 2-Gene- rator ist, untersetzt in dem Eingangsgetriebe zunächst die Drehzahl im Verhältnis 2 : 1, wogegen das übersetzungs- verhältnis vom Eingangszahnrad an gemessen etwa 1 : 30 ins Schnelle ist, so dass sich eine Gesamtübersetzung von 1 : 15 ins Schnelle ergibt. Damit kann eine sehr starke Frequenzerhöhung erreicht werden.
Wenn mit einem Generator nach Typ 2 eine Gesamtübersetzung von 1 : 1 erreicht werden soll und ein Generator von der Art des in der Fig. 15 gezeigten angewendet wird, so wird zunächst beispielsweise die Drehzahl im Verhältnis 4 : 1 im Ein gangsgetriebe heruntergesetzt und dann eine Frequenzer- höhung im Verhältnis 1 : 4 zwischen dem Eingangszahn rad 260 und der auf der Umlaufbahn umlaufenden Rolle erzeugt.
In diesem Zusammenhang soll noch erwähnt werden, dass bei Generatoren vom Typ 2 das Frequenz- Übersetzungsverhältnis sich der Zahl Unendlich nähert, wenn das Innenzahnrad 260 einen Durchmesser aufweist, der nahe dem Durchmesser der Innenzahnräder 265 und 266 ist.
Der ersten Ausführungsform des Generators wird weitere Beachtung geschwenkt.
Bei diesem Generator ist das Rotorzahnrad ein Planetenzahnrad und das feststehende Zahnrad ein In nenzahnrad, dessen Durchmesser grösser ist als derjenige des Planetenzahnrades.
Der Rotor weist im allgemeinen eine Rolle auf, die auf einem Dorn oder einer Achse, welche aus der Mitte des Planetenrades hervortritt, frei drehbar ist. Wie gesagt, befindet sich das Planetenrad mit dem feststehenden Innenzahnrad, das koaxial zu der zylindrischen Umlauf bahn und direkt daneben angeordnet ist, in Eingriff. Die Rolle läuft auf der Umlaufbahn um, und das Planetenrad wälzt sich im Innenzahnrad ab; Rolle und Planetenrad beschreiben also zusammen eine Kreisbahn, als wären sie ein einziger Rotor. Im allgemeinen erfolgt jedoch zwi schen der Rolle, die auf ihrer Umlaufbahn abrollt, und dem sich im Innenzahnrad abwälzenden Planetenrad eine wenn auch nur geringe Relativbewegung.
Das Planetenrad muss auf seiner Kreisbahn angetrie ben werden, und dies kann auf verschiedene Arten vor sich gehen. In einem hier als Typ 1 dargestellten Beispiel kann starr und gleichachsig mit dem Planetenrad ein Rotorantriebszahnrad verbunden sein, das seinerseits durch ein stirnverzahntes Zahnrad, welches koaxial zur zylindrischen Umlaufbahn angeordnet ist, in Eingriff ist. Bei einem zweiten, hier als Typ 2 bezeichneten Beispiel kann an der einen Seite des Planetenrades mit diesem gleichachsig ein weiteres stirnverzahntes Zahnrad (stirn verzahntes Rotorantriebszahnrad) vorhanden sein, das über ein koaxial mit der Umlaufbahn gehaltenes Innen zahnrad angetrieben wird.
Typ 1 ist eine Anordnung mit kleinem Übersetzungsfaktor, bei welcher das Frequenz verhältnis von Eingangsumlauffrequenz zu Ausgangsfre quenz (innerhalb der Grenzen, die von den Zahnradab messungen abhängen) im Bereich von 1 : 5 nach unten bis 5:1 nach oben liegt. Typ 2 dagegen ist eine Anordnung mit hohem Übersetzungsfaktor, in welcher eine Frequenzerhöhung von 2 : 1 bis theoretisch unend lich vorgenommen wird, was praktisch jedoch durch die Bemessung der Zahnräder begrenzt wird. Bei einer Ring Dorn-Anordnung jedoch ist das Eingangszahnrad bei Generatoren nach dem Typ 1 als innenverzahntes Zahn rad und bei Generatoren nach dem Typ 2 als aussen verzahntes Zahnrad ausgeführt.
Der Berührungs- und Eingriffspunkt zwischen Rotor antriebszahnrad und Eingangszahnrad liegt bei dem Generator nach Typ 1 bezüglich der Generatorlängsachse dem Eingriffspunkt zwischen Rotorzahnrad und festste hendem Innenzahnrad diametral gegenüber.
Bei dem Generator nach Typ 2 liegen der Berüh rungspunkt und Eingriffspunkt des Rotorantriebszahnra- des und des Eingangszahnrades sowie der Eingriffspunkt zwischen Motorzahnrad und feststehendem Umlaufbahn zahnrad auf derselben Seite.
Der Rotor läuft um, indem ihm über das Eingangs zahnrad und das Rotorantriebszahnrad von einem An triebsaggregat ein Drehmoment zugeführt wird. Das Antriebsaggregat ist mit dem Eingangszahnrad gewöhn- lich über wenigstens ein, vorzugsweise jedoch über zwei Kardangelenke verbunden. Diese Kardangelenke haben jedoch lediglich die Schwingungsamplitude des Genera- tors auszugleichen,. da die Eingangswelle des Generators (die Welle, auf der das Eingangszahnrad sitzt) sich nicht, wenigstens nicht wesentlich, gegenüber dem Generator körper verschiebt.
Bei den bekannten Konstruktionen hatten die Kardangelenke ausser der Schwingungsweite des Generators selbst auch noch die Bewegung der Antriebswelle senkrecht zu ihrer Achsrichtung auszuglei chen.
Die periodische Ausgangskraft des Generators tritt als kreisender Kraftvektor auf, der vom Generatorgehäu- se auf dasjenige Bauteil übertragen wird, mit welchem das Generatorgehäuse verbunden ist. Der Generator ist im allgemeinen mit einem elastisch schwingfähigen Gebil de verbunden, das einen Resonanzfrequenzbereich auf weist. Der Schwingungsgenerator mit umlaufender Masse wird von seinem Antriebsaggregat so angetrieben, dass seine Ausgangsfrequenz in diesen Resonanzfrequenzbe reich fällt, wodurch vom Generator auf den Schwingkreis mit gutem Wirkungsgrad Schwingungsenergie übertragen wird. An den Generator ist damit eine Belastung ange kuppelt.
Während des Arbeitsvorganges kann die Impe danz der Belastung wechseln, und zwar sowohl in Richtung der Wirkkomponente als auch in Richtung der Blindkomponente der Impedanz.
Wechselt bei einem System von Generator und Schwinger mit einem Generator mit umlaufender Masse während des Betriebes die Belastungsimpedanz, so ändert sich selbsttätig damit die Frequenz und/oder die Pha senlage, so dass ein guter Energieübergang auf die Belastung beibehalten wird. Die Resonanzfrequenz des gesamten Schwingungssystems kann sich verschieben oder der umlaufende Schwerkraftrotor kann seine relati ve Lage auf der Umlaufbahn (den Phasenwinkel verän dern, oder dies kann beides geschehen. Es können sich (bei Arbeitsweise im Bereich der Resonanzfrequenz) auch Änderungen in der Schwingungsamplitude einstel len.
Derartige Änderungen, die oftplötzlich und sehr scharf auftreten, ziehen kleine aber bedeutende Lagekor rekturen zwischen den im Eingriff befindlichen Zähnen der Stirn- und Innenzahnräder des Generators nach sich. Es ist für die gute Arbeitsweise des Generators bedeu tend, dass derartige Korrekturen der Zahnradzähne sanft und ohne scharfe Beschleunigung oder Verzögerung vonstatten gehen. Die Belastung ist oft nicht linear, wie z.B. beim Bohren oder anderen Schlagvorgängen, so dass nicht lineare Sekundärwellen auftreten, die im Schwing kreis und ebenso im Generatorkörper Schwingungen hervorrufen.
Diese Sekundärwellen wirken augenblicklich auf die Zahnradzähne mit unerwünschten Beschleuni gungskräften zurück. Derartige Bedingungen können zu unangenehmen Ungleichförmigkeiten im Generator füh ren.
Diese unangenehmen Einflüsse werden abgeschwächt, so dass die Arbeitsweise des Generators sanft wird. Die Dicke eines Zahnes auf dem Rotorzahnrad, das mit dem feststehenden Innenzahnrad im Eingriff ist, ist nicht grösser, sondern vorzugsweise geringer als der Abstand zwischen zwei benachbarten Zahnflanken des Innenzahnrades;
genau so ist die Dicke eines Zahnes des feststehenden Innenzahnrades, das mit dem stirnverzahn ten Rotorzahnrad im Eingriff ist, nicht grösser, sondern vorzugsweise geringer als der Zahnflankenabstand be nachbarter Zähne auf dem stirnverzahnten Rotorzahn- rad, wobei Dicke und Abstände auf dem im Betrieb des Generators gemeinsamen Teilkreis gemessen sind.
Demzufolge sind die Zähne auf den beiden Zahnrä dern so gestaltet, dass die aufeinanderfolgenden, im Eingriff befindlichen Zähne auf diesen beiden Zahnrä dern lediglich mit einer Flanke miteinander in Berührung sind. Sie sind vorzugsweise so bemessen, dass sie unter Arbeitsbedingungen auf einer Seite wenigstens noch einen geringfügigen Abstand zur nächsten Zahnflanke haben, so dass auf einen Zahn nur auf einer Zahnflanke ein Druck ausgeübt werden kann, während die zweite Zahnflanke drucklos ist. Es ist also eher von einem losen Zahnspiel als von einem festen zu sprechen.
In der Praxis ist wenigstens ein geringes Spiel zwischen den einander gegenüberstehenden, nicht treibenden Zahnflanken der Stirn- und Innenzahnräder für den dynamischen Aus gleich vorhanden. Dies wird vorzugsweise einfach da durch erreicht, dass die Zahnradzähne dünn und die Lücken zwischen den Zähnen gross gemacht werden, so dass im Lauf das gewünschte Zahnflankenspiel vorhan den ist.
Durch dieses Zahnflankenspiel ist die Generator- Schwinger-Anordnung von entstabilisierenden Einflüssen befreit, die bei Resonanzbedingungen infolge Änderun gen der Belastungsimpedanz oder nicht linearer Bela stung oder dergleichen auftreten können. Wie dargelegt wurde, ist eine allgemeine Anpassung an derartige Ein flüsse erreicht, wodurch die Belastung der Zahnradzähne bei den mit dem Schwingungssystem in Verbindung stehenden Energiequellen verringert wird. Die miteinan der im Eingriff befindlichen Zähne wirken wie ein Isolator.
Diese Ausbildung der Zähne kann auch zwi schen Rotorantriebszahnrad und Eingangszahnrad ange wendet werden.
Es ist möglich, die Unwuchtmasse auf ihrer Umlauf bahn mit derartig hoher Frequenz anzutreiben, dass mit ihr in Vorrichtungen von beträchtlichen Ausmassen, um etwa denen beim Pfahlrammen, Erdölbohren, bei der Stoffbehandlung und der Bodenkultivierung, Resonanz schwingungen zu erzeugen. In derartigen Fällen ist oft ein Teil der Vorrichtung als Resonator ausgebildet.
Mechanical vibration generator The invention relates to a generator for mechanical generation and transmission of relatively high performance in the form of high-energy, faster Schwingun conditions, in particular the generation and transmission of fast vibrations in mechanical vibration systems that can be excited to resonate and. which are either elastically deformable, oscillatable elements with an even distribution of constants or consist of elastically suspended, as a whole oscillating, concentrated constants.
There are e.g. from the USA patent No. 2 960 314 mechanical vibration generators known, in wel chen an unbalance rotor is driven on a circular orbit, which is connected by means of brackets to the generator body.
The rotor can have the shape of a ring which surrounds an axis, or the rotor is located as a roller within an orbit in the generator body; the orbit and the roller and the ring and the axis preferably have a circular cross-section and are often designed cylin drisch.
The invention aims to improve these vibration generators, which results in a far better decoupling of the drive unit from the generator. The improved design of the generator retains the desirable properties of the known generators, namely high output impedance when excited with low impedance, relatively high performance, efficient transmission, simplicity and. low sensitivity and the tendency to step on the flank of the resonance bell curve below the resonance value.
In addition, the translation options are improved ver (input frequency of the drive shaft to output frequency); especially the speed ratio can easily be chosen to be much higher than before. The life of the generator according to the invention is longer than that of the known generators.
The mechanical vibration generator, which has a generator body as well as an orbit and a mass rotor for rolling on this orbit, is characterized according to the invention by at least one rotor gear, which is placed coaxially to the rotor, at least one in the generator body of the track gear, which with the rotor gear is in engagement, at least one attached to the rotor and coaxial with the drive gear and at least one rotatable, coaxial with the orbit input gear which is in engagement with the rotor drive gear.
In general, the orbit can have a circular cross-section and be cylindrical in shape.
Depending on the embodiment, a rotating unbalanced rotor may be present, the diameter of which is smaller than the diameter of a cylindrical orbit in which the rotor rotates; there can also be an unbalance ring that rotates around a cylindrical mandrel in a centrifugal motion. In both cases, the unbalanced body develops a centrifugal force, the vector of which rotates periodically. This force can be taken as a periodic, sinusoidal alternating force in the plane of the force vector in any direction.
It is also possible to combine two or more identical generators with one another. Very often who the two generators are used in pairs that rotate at the same frequency but in opposite directions.
The term fast oscillations denotes elastic oscillations, e.g. recurring de elastic deformations in the longitudinal direction, as a bending, in a circular direction, as a twist or the like, which are generated in an arrangement or migrate through a substance at a speed peculiar to it (see U.S. Patent No. 3,283,833) . The drawing shows several examples of the vibration generator.
In Figs. 1 to 7 vibration generators are shown whose drive shaft runs coaxially with the orbit. These generators can be designed in two different ways: Type 1 is the version with a low transmission factor, in which the frequency of the output oscillation to the rotational frequency of the input shaft due to the practically given limitation of the gear wheel sizes and dimensions in the ratio 1:
5 downwards and 5: 1 upwards, whereas type 2 is the embodiment with a high transmission factor, in which the transmission ratio of the output frequency of the oscillation to the rotational frequency of the shaft is between the values 2 and theoretically infinite, the latter in turn being due to the practical dimensioning possibilities of the gears is limited.
Such vibration generators are either equipped with a roller that rolls on the inside of a cylindrical orbit, or it has a ring that swirls around a cylindrical mandrel placed in the center of the generator. The fundamental difference between the two types mentioned is that in the first type, shown in FIGS. 1 to 4, with a low transmission factor, the driving force is supplied to the rotor at a point which is diametrically opposite the point of contact of the rotor with its orbit, whereas in the second type shown in FIGS. 5 to 7 with a high transmission factor, the driving force is supplied to the rotor at one point,
which lies on the same side of the orbit's central axis as the point of contact of the rotor with this orbit. In both types, the gear drive consists of two sets of spur-toothed and internally toothed gears, whereby the pitch circle diameter corresponds to the diameter of the orbit or the roller (the mandrel and the ring), while the pitch circle diameter of the other gear set can be varied according to the desired output frequency NEN, but these are limited in terms of their geometry in terms of their pitch circle diameter just like the gear set belonging to the orbit and the roller (the mandrel and the ring).
r, = pitch circle radius of the gear wheel belonging to the orbit rL = pitch circle radius of the gear wheel belonging to the rotor r = pitch circle radius of the rotor drive gear r, = pitch circle radius of the input gear wheel S = ratio between rotor (roller or ring) - revolutions around the orbit for one input gear wheel revolution . A negative value of this quantity indicates that the direction of rotation of the roller on the orbit is opposite to the direction of rotation of the drive gear.
The value S for type 1 of the vibration generator is expressed by the four radii using the following equation:
EMI0002.0023
For type 2, the value SW results from the four radii as follows:
EMI0002.0025
For the two types of oscillator, if the value for S is known, the input gear set can then be determined when the dimensions of the orbit and the roller are specified.
There are various ways of accommodating the gears in a vibration generator, which is equipped with a roller rotating on a track, so that at least three different types result: Type a: the drive power for the roller is supplied from its ends, and the Rolle is a massive body; Type b: the driving power is supplied to the roller, which is hollow, at its center or in the vicinity of the center by a shaft passing through the center of the roller; Art. C: the drive power is supplied to the roller, which is a solid body, in its center, but from the outside via an internally toothed gear that surrounds the roller and is coaxial with the orbit.
Similar variations are possible with a ring-mandrel arrangement, with the exception that the ring is naturally always hollow.
In Figs. 1 to 4, a generator of type 1 is shown, the role of which runs on the inside of a cylindri's orbit. The generator has a housing 801 which consists of an intermediate part 811 and two end caps 821 and 831 and in which a spacer 841 is inserted between the cap 831 and the central part 811, these parts all having a rectangular cross-section, as shown in FIG 1 and 2 can be seen. Parts 811 to 841 are held together with bolts 861 and nuts 871.
The middle block 811 is penetrated by a bore 881, which continues a little bit into one end cap 821 and the spacer 841, as can best be seen in FIG. A cylindrical circumferential path 891 made of hardened steel is inserted into this bore 881, in which a likewise cylindrical path bore 901 is located. An intermediate disk 911 is inserted between one end of the orbit cylinder 891 and the inner side of the intermediate piece 841.
In the bore 901, a cylindrical unbalance rotor 921 made of hardened steel is used, the sen diameter is slightly smaller than the inner diameter of the path bore 901 and the typical dimensions from approximately those shown in FIG. The roller 921 rotates inside the bore 901, which forms the support surface for the roller, and its end surfaces are in very close proximity on the one hand to the intermediate disk 911 and on the other hand to the surface of the end cap <B> 821. </B> It can of course, a hardened washer can be inserted between the end face of roller 921 and end cap 821.
The unbalanced rotor 921 has a central bore 931 in which, rotatable with respect to the roller, a shaft or axle 941 is inserted, which jumps coaxially from the center of a spur-toothed gear 951, the rotor gear. The roller 921 forms the rotor together with the shaft 941 and the gear 951 located on it. The gear 951, which is the position-determining gear, has a pitch circle diameter which corresponds to the diameter of the roller 921 in wesentli Chen. This gear 951 meshes with a stationary internal gear, the internal gear of the orbit, 961, which is molded into the intermediate piece 841 already mentioned.
The pitch circle diameter of this internal gear corresponds essentially to the diameter of the orbit bore 901.
In the axial direction, a cup 981 protrudes from the spur toothed gear 951, which is designed as an internally toothed rotor drive gear 991 and meshes with a spur gear 1001 at the end of the drive shaft 1e 1011, the latter being rotatable in the hub 1021 of the end cap 831 Is held coaxially to the orbit 901. As the figure shows, the input gear 1001 is slightly smaller in diameter than the rotor drive gear 991 and meshes with the rotor drive gear 991 in the position of the parts in relation to one another on its upper side as shown in FIG.
It should be noted that in this position the motor gear 951 meshes with the gear of the orbit 961 on the underside, in other words, at a point which, with respect to the main longitudinal axis of the vibration generator, is the point of contact between the rotor drive gear 991 and input gear 1001 diametrically opposite. These positional relationships are characteristic of a type 1 generator. When the generator is in operation, the unbalance rotor 921 revolves on the orbit airfoil 901 and is in contact with it due to its centrifugal force.
Does the generator stand still or is it just starting to turn? the rotor 921 is pressed against the orbit by conical axle projections 1031 and 1041 on the axle 941 and the gear wheel 1001, which are connected to one another, which is on the other side of the roller by projections 1031 'and 1041' on the axle 941 and the end cap 821 also happens.
In Fig. 1, the radii r1 to r4 are drawn in net.
When the generator is in operation, the drive shaft 1011 rotates the input gear 1001, which is connected to the internal rotor drive gear 991 on one side, so that the gear 991 rotates therewith. The rotor gear <B> 951. </B>, which consists of one piece with the drive gear 991, rolls on the inside of the internal gear 961 with which it is in contact at a point which is the point of contact between the gears 991 </B> and 1001 is diametrically opposite (the point of contact between the rotor and the orbit is also diametrically opposite the point of contact between the gears 991 and 1001).
The axis 941 and the gravity rotor 921, which is located on the axis, thus revolve with one another, the gravity rotor 921 rolling on the inside of the cylindrical support surface 901. If the generator is at full speed, the roller presses with the centrifugal force caused by the rotation with sufficient pressure against the bearing surface 901, whereby good, non-slip contact is achieved. The rotor 921 essentially rotates on the cylindrical orbit 901 with the face-toothed gear 951, which rolls in the internal gear 961, in synchronism. However, if it is necessary that the rotor 921 and gear 951 rotate slightly against each other, this is possible because the rotor 921 is arranged freely rotatable on the axis 941.
The centrifugal force acts on the generator housing 801 and is transmitted by this to any device on which the force is to act. In order to make it possible to mount the generator housing on any device to which the circular output force is to be transmitted, the generator housing can be designed in any way, e.g. screws with holes 1091 to accommodate machines not shown.
5 and 6 show a modified Ausfüh approximately form of the generator shown in FIGS. This generator is largely the same as the one previously described. However, the rotor gear is not connected to a cup-shaped internal gear, but has a spur gear 1121 coaxial with it. This spur-toothed rotor drive gear 1121 meshes with an internal gear 1131 which is molded into a cup 1141 at the end of the drive shaft 1011.
This generator works like the generator from FIGS. 1 to 4 with the only but essential difference that the point of contact between the drive or input gears 1121 and 1131 is on the same side of the longitudinal axis of the generator as the point of contact between the rotor and of the orbit gear 951 or 961, or of course the rotor 921 and the orbit surface 901 itself. The result of this is that the transmission ratio within the transmission system can be very high, so that a strong frequency increase can be achieved with this generator .
7 is a side view of FIG. 5, but shows a modified embodiment of the toothing of the gear wheel 961. In addition, in FIG. 7 the gear wheels 951 and 961 are in engagement with one another on their upper side, whereas in FIG shown in a position in which they are engaged with each other on their underside.
The gear 951 is equipped with special teeth 1201; Between the tooth flanks 1211 of which there are specially shaped spaces 1221. This gear wheel meshes with a special internal gear wheel 961, between whose essentially semi-cylindrical teeth 1241 convex grooves 1231 are formed.
In the embodiment shown here, the gear 951 has one tooth less than the gear 961, so that when the teeth are in engagement on one side, the tooth flanks of the teeth slide along one another on the opposite side. As a result, the holding pins 1031 and 1041 offset from one another can be omitted.
Another embodiment of the generator according to the invention is shown in FIG. 8; it is one of the generators that have already been described in principle with reference to Fig.l, so that a detailed description is not necessary here.
The main parts of the generator are the generator body 20 and a bushing 28 which represents the orbit for the rotor R. The rotor is equipped with two stirnverzahn th rotor gears 42 and 46, which are connected to internal tooth wheels 30 / 3l attached to the ends of the orbit. In this way the generator is equipped with two sets of gears on the orbit and on the rotor.
On the rotor, an internal gear (rotor drive gear) 48 is also attached, which with a gear 49 at the end of a cylindrical drive arrangement 50, which is arranged coaxially to the orbital bush 28, is in engagement.
The rotor R consists of a cylindrical roller 32 with an axial bore 34 and is rotatably slipped onto an axle 36 which passes through the bore 34. The axle 36 is in two parts and consists of an inner shaft 37 with serrations 38 on its outside and a concentrically surrounding sleeve 39, in the inner surface of which serrations 40 are also formed, which are in engagement with the serrations 38. In this way, the shaft 37 and sleeve 39, which together form the axis 36, are protected from mutual rotation, but the parts can rotate with one another and move against one another in the axial direction.
The Achsan arrangement 36 carries on one end of the sleeve part 39 a spur-toothed gear 42 which meshes with the internal gear 30 and has a pitch circle diameter that is equal to the outer diameter of the heavy roller 32, although this is not absolutely necessary. On the opposite end of the axle 36, a cup-shaped part 44 is formed on the shaft 37, in the outer wall 45 of which a face-toothed gear 46 with the same pitch circle diameter as the gear 42 is incorporated, which meshes with the internal gear 31.
The cup wall 45 of the cup-shaped part 44 also has on its inside an internal serration 48 which engages on one side with an external gear 49 at the end of a cylindrical drive body 50 which is coaxial with the orbit socket 28. The end plate 26 is formed with a reinforced central portion 26a in which a bore 52 is provided, in which bearings for holding the cylindrical drive part 50 are used. In the drive part 53 serrations 54 are machined in its outer end portion, engage in the arcuate serrations of a drive head 56 at the end of the drive shaft 57, which can be driven by any power source such as an electric motor.
In the form described, the serration teeth 54 and 55 can allow an angle between the generator axis and the drive axis 57 while the device is in motion. If necessary, the drive shaft 57 can be equipped with universal joints, which are not shown.
The roller 32 of the rotor R is rotatably seated on the outside of the sleeve 39, and in order to reduce the contact area and thus to vermin the sliding friction, the sleeve 39 preferably has a rib 60 in its center, on which the roller with its inner bore rests. In order to also reduce the sliding friction between the end faces of the roller 32 and the gearwheel 42 on the one hand and the part 44a of the cup-shaped shaft extension 44 on the other hand, these end faces of the roller 32 are designed in such a way that they only interact with the parts 42 and 44a over a small annular surface keep in touch.
To push the roller on one side against the orbit when the generator is at rest or is being brought up to speed, and it is not in a position in which the roller is pressing against the orbit because of its gravity, are on the shaft 37 is fitted with conical lugs 64 and 65 which press against the conical surfaces of truncated cones 66 and 67 which are formed in the end cap 25 and the drive element 50, respectively.
It is very important that the generator is adequately lubricated, and since the possibilities for lubrication are very diverse, only a hose coupling screw 70 is shown, which closes an opening to which a lubricant hose can be connected. The lubricant spreads inside the generator and to facilitate this spreading, bores 71 are provided in the gear 42 and in part 44 a of the cup-shaped gear 44. A pierced mandrel 72 is inserted into the drive element 50, through which the lubricant is directed to the serration 54, 55.
The oil mist can escape via outlet openings 73. It can be seen that in the cases in which the generator operates under severe conditions, i.e. at high speed or high load (especially when driving a resonance oscillation system), the gear teeth of the externally toothed gears and the internal gears 42/30 and 46 / 3l have a play on the circumference, as has already been explained.
With usual Licher teeth measurement (involute tooth shape) the teeth run when the generator is operating due to the centrifugal force that occurs at the high frequencies to be generated, with close flank contact, so that all games are canceled in the radial direction; In addition, the rotor, which is pressed against the rail bushing with high force as a result of the centrifugal force, deforms slightly, but very flexibly, so that the teeth of the gears penetrate unexpectedly deep into the gaps between the internal gears.
Under these conditions, the teeth touch both on their front and back and press like wedges into the spaces between the teeth of the internal gears, so that they generate particularly high friction losses as a result of the strong radial load, the strong heating and wear and bring failure. There is then also no play in the circumferential direction, so that the oscillator, which works together with a resonant circuit, can no longer automatically adapt to the changes in load.
These undesirable properties can be prevented in such a way that the teeth are dimensioned in their strength so that they are not wider than the distance between two adjacent tooth flanks of the associated internal gear and that, in addition, the strength of the teeth of the internal gear is not greater than the gap between two adjacent teeth on the external gear with full consideration of the centrifugal force. This ensures that contact occurs only on one surface of each tooth and that the other surface is preferably at a small distance from the neighboring surface of the other gear.
The best results were achieved with a slight distance between the back flank of each tooth of the external gear and the leading flank of the following tooth of the internal gear under operating conditions.
This means, of course, that the gaps are selected to be somewhat larger in the idle state, so that they are still present in the operating state when the centrifugal load presses the teeth of the internal gear between the teeth of the external gear. The displacement of the teeth of the internal gear to the outside is at the first moment when the generator begins to run be limited by the contact of the roller 32 with the orbit 28, but this radial displacement nummt outward due to the tolerances and in the arrangement the deformation of the role under the centrifugal force at full working conditions continues to increase.
In FIG. 9, the preferred arrangement during running is shown in a somewhat exaggerated representation, a gap x being present between the two teeth t. And i. This is achieved in that, when the generator is at a standstill, the teeth mesh with one another even less and thereby leave an even larger gap x between them. The teeth then penetrate further between one another under working conditions, but their shape is dimensioned from the outset in such a way that a gap x remains between the teeth, as shown in FIG. 9.
Fig. 10 shows an exaggerated picture of a somewhat modified Ausfüh approximately example; here a more common, ie wider, tooth is used, which, however, penetrates less far between the outer teeth than is the case in FIG. 9 due to the appropriate dimensioning of the gravity roller and the orbit. Thus a gap x remains here during the run as well.
A further embodiment of the type 1 generator is shown in FIG. 11. The generator has a housing 80 with two orbit rings 88 on both sides of a middle ring 89, in which the latter an internal gear 90 is located. The individual gears are arranged in the center plane of the generator, and the rotor is equipped with a pair of rollers.
A drive gear 95 is fastened on the drive shaft 94 and meshes on one side with a somewhat larger internally toothed rotor drive gear 96. The internal gear 96 is located on the inner surface of a cylindrical gear ring 97, the cylinder outer surface is provided with teeth of a gear 98, which are on one side with an internal gear 90 of the orbit in engagement.
A pair of unbalanced rollers 100 with coaxial inner holes 101 surround the drive shaft 94 and lie on both sides of the input gear 95. These rollers 100 roll on the inner surface of the orbit rings 88. Their sides facing the ring 97 and the gear 95 are stepped, as shown at 102, so that they are rotatable, i. slidably displaceable, sit within the ring 97. The rollers 100, the gear 97 and the external gear 98 are coaxial with one another. The outer diameter of the rollers 100 is approximately equal to the pitch circle diameter of the gear wheel 98.
The diameter of the gear 98 is slightly smaller than the pitch circle diameter of the internal gear 90. When using involute teeth, the gears can only be brought into engagement with one another, if they are moved parallel to their axis, but once they are in engagement with one another, they can are no longer separated from each other in the radial direction. As a result, the gearwheel 98 rolls off in the internal gearwheel without it being able to separate from it, so that guide elements for this gearwheel, such as the elements 1031/1041 in the generator according to FIG. 1, can be dispensed with.
In operation, the rollers 100 can slowly rotate relative to the gear ring 97, and thus also relative to the gear 98, which is in engagement with the internal gear 90; this is made possible by the sliding connection of the rollers 100 on the ring 97.
For high loads or special conditions with resonance of the connected oscillating circuit, the generator gear 98 is also equipped with teeth that, when they mesh between the teeth of the internal gear 90, leave a gap between the back flank of each tooth of the gear 98 and the front flank of the next one Release the tooth of the internal gear.
Another embodiment of this type of generator, but which is still further elaborated, is shown in FIGS. Only those parts are described here in which this example differs from the one already described. In the socket 116 two cylindrical, axially separated, hardened orbit rings 120 are inserted, between which an orbit internal gear 122 is inserted, whose pitch circle diameter corresponds approximately to the inner diameter of the orbit rings 120. The internal gear 122 is rotatably connected to the socket 116 with a key, as shown at 123.
The rotor consists of two cylindrical rollers 125 with a large mass and a gear sleeve 126 on which they sit, rotatable relative to this. The gear sleeve <B> 126 </B> carries a rotor gear 128 in its center, which sits between the two rollers 125 and meshes with the internal gear 122. The pitch circle diameter of this rotor gear 128 is approximately equal to the diameter of the rollers 125.
The gear sleeve 126 carries on its inside two internal gears as rotor drive gears 130, which are engaged with smaller-diameter gears 132 on the drive shaft 133, which rotates coaxially to the cylindrical orbit 120.
The gear 128 and the heavy rollers 125 must be pressed against the internal gear 122 and the orbital rings 120 when the generator is slowly rotated. For this purpose, the central section of the drive shaft 133 is equipped with a cylindrical surface 160 on which a cylindrical roller 161 rolls, which has stub axles protruding on both sides, which needle bearings 162 carry on which two rollers 163 are rotatably mounted, these rollers running with their peripheral surfaces on the inside of the gear sleeve 126. There is a spacing gap between the rollers 163 and the shaft 133 just like between the roller 161 and the gear sleeve 126.
Thus, this roller arrangement keeps the gear sleeve 126 on an eccentric path with the shaft 133 so that the heavy rollers 125 on the gear sleeve are constantly pressed against the inner surface of the orbit rings 120.
Here, too, the tooth flank play is maintained between the teeth of the gear 128 and the internal gear 122 while running, if particularly severe working conditions are to be expected.
Embodiments of the type 2 generator will now be described with which a greater frequency increase can be achieved than with type 1 generators. These generators can also be equipped with corresponding tooth flank play in the circumferential direction, as has already been done in connection with the generators according to type 1 was set out.
In FIG. 14, the number 200 denotes the generator housing with end faces 201 and 202, in which a transverse bore 204 is made from the end face 201 to close to the other end face 202, while a counterbore 206 from the second side to the Bore 204 is introduced, so that a support shoulder 207 is formed. An end plate 208 is screwed against the end face 202 of the housing 200 and is equipped with a hub part 209 into which the bearings and other parts to be described later are inserted.
In the middle section of the bore 204, a sleeve 210 is used, which receives two spaced apart, hardened circumferential track rings 212 with a press fit on its inside, between which there is an internal gear 214 which is set against rotation relative to the sleeve 210 with a wedge 215 is. The orbit rings 212 and the sleeve 210 lie between two side rings 217 and 218, the latter pressing against the shoulder 207, while the former is held by a retaining ring 219, which is penetrated by means of screw bolts 220, an end plate 222 and the retaining ring 219 and into the housing are screwed in, is pressed against the ring <B> 217 </B>.
The bores 224 in the immediate vicinity of the surface of the orbits ensure that oil or oil mist can easily escape between the heavy rollers and the orbit rings 212.
The aforementioned hub 209 of the end plate contains a bearing assembly 225 in which a splined bushing 226 rotates coaxially with the orbit 212. The protruding into the generator housing inner end of this socket is designed as an input gear 228 which is in a handle with a smaller diameter rotor gear 229 in a. The rotor gear wheel 229 is located on one end of a bushing 230 of an axle arrangement which is designated as a whole by 231. This axle arrangement also contains an external gear sleeve 232; the sleeves 230 and 232 can move against each other in the axial direction, but are prevented by a spline 234 from rotating against each other.
The gear sleeve 232 rests with one end on the gear 229 and is clamped on the opposite end of a flange ring 235 of a cylindrical retaining bolt 236 which is slidably inserted into the sleeve 230. The bolt 236 is penetrated by a screw 238 which is screwed into the hub of the gear 229, so that the entire arrangement is thereby held together. The hub of the toothed wheel 229 continues outward in a protrusion 239, which is touched on its outer surface by a further protrusion 228a molded into the hub of the internal gearwheel 228. With the help of these two lugs, the rollers 2, 12 are pressed against the orbit rings 212 when the generator is at a standstill or just begins to rotate.
The gear sleeve 232 is provided with a rotor gear 240 at its center, the diameter of which is slightly smaller than the orbit internal gear 214 with which it is engaged. The rollers 242 are rotatably mounted on the gearwheel sleeve 232, specifically on both sides of the gearwheel 240, so that they revolve 212 on the orbit. The input internal gear 228 and rotor drive gear 229 are in mesh with one another on the same side of the generator central axis as the rotor gear 240 and orbit gear 214. This arrangement is in contrast to that of the generators previously described.
The pitch circle diameter of the internal gear wheel 214 is preferably equal to the inner diameter of the orbit 212, while the pitch circle diameter of the rotor gear wheel 240 is equal to the outer diameter of the heavy rollers 242. Whenever the expected load is very high, the dimensions and the shape of the gear teeth should be selected so that this force caused by the rollers and the internal gear 214 is absorbed by the orbit rings 212 even with high centrifugal force.
The gear sleeve 226 itself is set in rotation via the Keilver gearing 243, which is driven via arcuate spline teeth 244 of the drive end of the drive shaft 245, the drive shaft 245 being driven by any power source. The end cap 246 is attached to the end face of the hub 209 and holds the bearings 225, while a seal 247 is also inserted into an annular groove, with which a sleeve 248 surrounding the drive shaft 245 is sealed from the outside. Different running between the rollers 242 and the roller gear 240 can be compensated for by relative movement between the rollers and the hub 232.
During operation, a rotating force acts on the generator housing 200, which of course also acts on all parts that are connected to the housing. The forces are symmetrically distributed in relation to the generator midplane. The generator is therefore suitable for delivering very high output forces.
15 shows a gear arrangement including a reduction gear between the input shaft and the generator. The generator is of type 2. The generator housing 250 is divided in its middle into two halves 250a and 250b, which are equipped with a bore 251 and 252 which is coaxial to one another and with orbit sleeves 253 inserted therein. The two housing halves 250a and 250b are provided from their common center plane concentrically to the orbital bore 251 with further bores, so that they contain an inner cavity 255 of cylindrical shape for receiving certain gear wheels.
At its upper end, the cavity 255 continues, as indicated at 256, this part of the cavity being located in an extension 257 of the housing, which receives the reduction gear.
The input gear is designated 260 and is in the center of the housing cavity 255, that is, in the center of the generator. For this purpose, the ring gear 260 runs on a ball bearing 262 of large diameter with preferably small balls, the outer ring of the ball bearing 262 being held in a cylindrical flange 264 which is attached to a ring 265 and two rings with internal teeth belonging to a ring pair 265, 266 is molded. The pitch circle diameters of the inner gears 265 and 266 correspond approximately to the inner diameter of the orbit sleeves 253.
These internal gears 265 and 266 mesh with slightly smaller rotor gears 270 which are mounted on the inner ends of gear sleeves 271, which represent the outer parts of an axle assembly 272. The inner parts of this axle assembly are shafts 274, which are inserted slidably in the axial direction in the sleeves 271, but which are secured against twisting against each other by a spline, which is indicated at 276. The shafts 274 protrude on both sides from a rotor drive gear 278, which lies in the space between the two rotor gears 270, the gear 278 meshing with the input internal gear 260.
The input internal gear 260 is connected by a radial wall encompassing the bearing 262 to the gear 280, which is initially connected to the pinion 281 of the transmission. The scorer sits on its shaft 282, which is held in bearings 284. The Umlaufbahnhöh lungs are closed on both sides by end plates 286, which are screwed to the housing halves 250a and 250b and have V-shaped annular channels 288 in which conical lugs 290 are guided at the ends of the shafts 274.
The mode of operation essentially corresponds to that of the models already presented, with the drive power being supplied to the center plane of the generator via the shaft 282 and the meshing gears 281 and 280 and thus being applied to the input gear 260. The input gear causes the rotor drive gear 278 to rotate, which also causes the rotor gears 270 and the rollers 277 to rotate so that a rotating force acts on the generator housing 250.
In this embodiment, the gear wheel 278 is relatively large with respect to the internal gear wheel 260, which leads to a considerable increase in frequency. A relatively small A gear 281 works on a gear 280 with a large diameter; Such an arrangement is suitable for supplying energy to the input shaft at high speed.
There are now two vibration generators with a ring-mandrel arrangement, u. although one of type 1 and one of type 2 are described, the type 1 generator shown in FIG. 16 being described first. With 300 a wave is designated, which emerges from a partially shown body 301, which is to be set in vibration. On the end of this shaft 300, an orbital gear wheel 302 is attached, the pitch circle diameter of which corresponds essentially to the diameter of the shaft 300. A vortex ring 304 is placed on the shaft so that it can rotate about the shaft 300. The ring 304 has a slightly larger diameter than the shaft 300.
It is equipped with an internal rotor gear 306 which meshes with the gear 302 located on the shaft, and the inner surface 307 of the ring 304 next to the internal gear 306 has a diameter which corresponds approximately to that of the pitch circle diameter of the internal gear 306. The surface 307 revolves on the cylindrical surface of the shaft 300, while the gear wheel 306 rolls on the gear wheel 302, which is connected to the shaft 300. The shape and the dimensions of the teeth of the gear wheels are selected so that there is a slight play in the axial direction for the teeth of the gear wheel 302 in the gaps of the gear wheel 306.
The ring 304 is seated on a cup base 308, from which a stub shaft with the rotor drive gear 310 protrudes coaxially. The gear 310 is in turn engaged with an internal gear 312, the axis of which is aligned with the shaft 300 and which is driven by the drive shaft 314.
In operation, the shaft 314 drives the input gear 312 so that the rotor drive gear 310 rotates and with it the cup base 308 of the internal gear 306. The rotor gear then rolls on the orbit gear 302 and the ring 304 swirls around the shaft 300 and thus generates a centrifugal force that acts on the shaft 300. The shaft 300 is thus set in a tumbling oscillation, which is transmitted to the body 301 and thus to any device to which this body is connected.
A similar ring mandrel generator is shown in FIG. 17, but in the type 2 design.
A shaft 320 protruding from a body 321 is equipped with a toothing 322 at its outer end. A heavy ring rotates around this gear and the adjacent surface of the axis 320, which has an internal toothing as a rotor gear 324; This ring corresponds exactly to the heavy ring 304 with internal gear 306 according to FIG. 16. A cup base 325 is formed on the ring 324, from which, opposite the ring, an internal gear 326 concentric with the internal gear 324 protrudes. With the internal gear 326, the input gear 328 is in engagement, the diameter of which is slightly smaller than that of the internal gear and which is mounted on a drive shaft 329 which is coaxial with the axis 320.
The mode of operation is exactly the same as that of the generator according to FIG. 16 with the exception that the internal gear 324 is driven via an internal gear 326, which is driven by a spur gear 328 on a shaft 329 which runs coaxially with the axis 320. As a result, the generator according to FIG. 17 becomes a type 2 generator, the frequency translation factor of which can be higher.
In FIGS. 18 to 25, the various translation options of the individual generator forms are shown in an overview. There are shown two generators with outer orbits and rollers and two generators with a ring-mandrel arrangement, and this from each generator type, so that a total of eight generators result.
The main difference is that in the first version, which has a small transmission factor, the driving force is applied to the ring or roller in one place. which is diametrically opposite with respect to the axis of the orbit, the point of contact between the ring or roller and the orbit, whereas in the second version with a high transmission factor, the drive force is supplied to the ring or roller on the same side of the axis on which the ring or roller with the Orbit is in contact.
18 and 19 show a generator with a roller revolving on a circular path, the input gear of which is a spur gear; the two gear sets (orbit gear r, / rotor gear r2 and rotor drive gear r3 / input gear r4) are mitein other meshed at points which are opposite with respect to the central axis.
Figures 22 and 23 also relate to a roller orbit arrangement in which the A gear is an internal gear; the two gear sets are engaged with each other at points which are on the same side with respect to the central axis.
FIGS. 20 and 21 show a ring-mandrel arrangement, the input gear of which is an internal gear; the two gear sets mesh with one another on the same side with respect to the central axis.
FIGS. 24 and 25 show a ring-mandrel arrangement, the input gear of which is a spur gear; the two gear sets are in mesh with one another at points which are opposite one another with respect to the central axis.
It can be seen from the description that the generators shown in FIGS. 8 and 11 are not only generators of type 1, but are generators as shown in the illustration according to FIG. The first-mentioned generator has a speed ratio of about 2, the second-mentioned of about 1: 3. The generator from FIG. 12 has a transmission ratio of 1: 1. The type 2 generator according to FIG. 14 translates the frequency in a ratio of approximately 7: 1.
The generator according to FIG. 15, which is also a type 2 generator, initially reduces the speed in the input gear in a ratio of 2: 1, whereas the transmission ratio of the input gear is about 1:30 when measured at high speed that results in a total ratio of 1:15 in the fast. A very strong frequency increase can thus be achieved.
If a total gear ratio of 1: 1 is to be achieved with a generator of type 2 and a generator of the type shown in FIG. 15 is used, then, for example, the speed is first reduced in a ratio of 4: 1 in a gearbox and then a Frequency increase in a ratio of 1: 4 generated between the input gear wheel 260 and the roller rotating on the orbit.
In this connection it should also be mentioned that in type 2 generators the frequency transmission ratio approaches infinity when the internal gear wheel 260 has a diameter which is close to the diameter of the internal gear wheels 265 and 266.
Further attention is paid to the first embodiment of the generator.
In this generator, the rotor gear is a planetary gear and the stationary gear is an internal gear whose diameter is larger than that of the planetary gear.
The rotor generally has a roller which is freely rotatable on a mandrel or axle which protrudes from the center of the planetary gear. As I said, is the planetary gear with the fixed internal gear, which is coaxial with the cylindrical orbit and is arranged directly next to it, in engagement. The roller revolves around the orbit and the planetary gear rolls in the internal gear; The roller and the planet gear together describe a circular path as if they were a single rotor. In general, however, takes place between the role that rolls on its orbit and the rolling planet gear in the internal gear, albeit a small relative movement.
The planet gear must be driven on its orbit and this can be done in different ways. In an example shown here as type 1, a rotor drive gear can be rigidly and coaxially connected to the planetary gear, which in turn meshes with a spur gear, which is arranged coaxially to the cylindrical orbit. In a second example, referred to here as type 2, a further spur-toothed gear (spur-toothed rotor drive gear) can be present on one side of the planetary gear coaxially with this, which is driven via an internal gear held coaxially with the orbit.
Type 1 is an arrangement with a small transmission factor, in which the frequency ratio of the input rotational frequency to the output frequency (within the limits that depend on the gear wheel dimensions) is in the range from 1: 5 down to 5: 1 up. Type 2, on the other hand, is an arrangement with a high transmission factor, in which a frequency increase of 2: 1 to theoretically infinite is made, but this is limited in practice by the dimensioning of the gears. With a ring mandrel arrangement, however, the input gear in type 1 generators is designed as an internally toothed gear and in type 2 generators as an externally toothed gear.
The point of contact and engagement between the rotor drive gear and the input gear is diametrically opposite the point of engagement between the rotor gear and the fixed internal gear in the generator according to type 1 with respect to the generator's longitudinal axis.
In the type 2 generator, the contact point and the point of engagement of the rotor drive gear and the input gear, as well as the point of engagement between the motor gear and the stationary orbit gear, are on the same side.
The rotor revolves by being supplied with a torque from a drive unit via the input gear and the rotor drive gear. The drive unit is usually connected to the input gear via at least one, but preferably via two universal joints. However, these universal joints only have to compensate for the oscillation amplitude of the generator. since the input shaft of the generator (the shaft on which the input gear sits) does not move, at least not significantly, relative to the generator body.
In the known constructions, the cardan joints in addition to the oscillation amplitude of the generator itself also had to compensate for the movement of the drive shaft perpendicular to its axial direction.
The periodic output force of the generator appears as a circular force vector which is transmitted from the generator housing to the component to which the generator housing is connected. The generator is generally connected to an elastically oscillatable Gebil de, which has a resonance frequency range. The vibration generator with rotating mass is driven by its drive unit in such a way that its output frequency falls into this resonance frequency range, which means that vibration energy is transmitted from the generator to the resonant circuit with good efficiency. A load is thus coupled to the generator.
During the work process, the impedance of the load can change, both in the direction of the active component and in the direction of the reactive component of the impedance.
If the load impedance changes in a system of generator and oscillator with a generator with rotating mass during operation, the frequency and / or the phase position changes automatically so that a good energy transfer to the load is maintained. The resonance frequency of the entire oscillation system can shift or the rotating gravity rotor can change its relative position on the orbit (the phase angle, or both can happen. Changes in the oscillation amplitude can occur (when working in the range of the resonance frequency) .
Such changes, which often occur suddenly and very sharply, cause small but significant Lagekor corrections between the meshing teeth of the spur and internal gears of the generator. It is important for the good functioning of the generator that such corrections of the gear teeth take place smoothly and without sharp acceleration or deceleration. The load is often not linear, e.g. when drilling or other impact processes, so that non-linear secondary waves occur that cause vibrations in the resonant circuit and also in the generator body.
These secondary waves act instantly on the gear teeth with undesirable acceleration forces. Such conditions can lead to uncomfortable irregularities in the generator.
These unpleasant influences are weakened, so that the operation of the generator becomes gentle. The thickness of a tooth on the rotor gear which meshes with the stationary internal gear is not greater, but preferably less than the distance between two adjacent tooth flanks of the internal gear;
just like that, the thickness of a tooth of the fixed internal gear, which is in mesh with the front toothed rotor gear, is not greater, but preferably smaller than the tooth flank spacing of adjacent teeth on the front toothed rotor gear, with the thickness and spacing depending on the operation of the generator common pitch circle are measured.
Accordingly, the teeth on the two Zahnrä countries are designed so that the successive, meshing teeth on these two Zahnrä countries are only in contact with one another with one flank. They are preferably dimensioned in such a way that, under working conditions, they have at least a slight distance from the next tooth flank on one side, so that pressure can only be exerted on one tooth flank while the second tooth flank is depressurized. So it is more of a loose tooth game than of a fixed one.
In practice, there is at least a small amount of play between the opposing, non-driving tooth flanks of the spur and internal gears for dynamic compensation. This is preferably achieved simply because the gear teeth are made thin and the gaps between the teeth are made large, so that the desired backlash is IN ANY during the course.
Through this backlash, the generator-oscillator arrangement is freed from destabilizing influences that can occur in resonance conditions due to changes in the load impedance or non-linear Bela stung or the like. As has been stated, a general adaptation to such influences is achieved, whereby the load on the gear teeth in the energy sources connected with the vibration system is reduced. The teeth in mesh with one another act like an insulator.
This formation of the teeth can also be used between the rotor drive gear and the input gear.
It is possible to drive the unbalanced mass on its orbit at such a high frequency that it can be used to generate resonance vibrations in devices of considerable dimensions, such as those used in pile driving, oil drilling, material treatment and soil cultivation. In such cases, part of the device is often designed as a resonator.