Getriebe zur Umwandlung einer Drehbewegung in eine hin- und hergehende Bewegung
Die Erfindung betrifft ein Getriebe zur Umwandlung einer Drehbewegung in eine hin- und hergehende Bewegung, mit einer über zwei Kettenräder geführten endlosen Rollenkette, einem mit dieser über einen an ihr angebrachten Mitnehmer gelenkig verbundenen Übertragungsglied und einem mit diesem beweglich verbundenen, in einer Führung in Richtung der geradlinigen Bewegung der Rollenkette verschiebbar gelagerten Schwingglied.
Die konventionellen Bewegungswandlergetriebe dieser Art haben gegenüber dem altbekannten Schubkurbelgetriebe, d. h. gegenüber dem sogenannten Geradschubkurbeltrieb mit Kurbel, Schubstange, evtl.
Kreuzkopf, und in einer Geradführung geführtem hinund hergehenden Getriebeteil, wie auch gegenüber dem sogenannten Bogenschubkurbeltrieb mit Kurbeln, Schubstange und Schwinge die Vorteile, dass die Schwingungsfrequenz des hin- und hergehenden Getriebegliedes beliebig kleiner als die Drehzahl des der Kurbel des Schubkurbelgetriebes entsprechenden treibenden Kettenrades gewählt werden kann, dass das hinund hergehende Getriebeglied sich praktisch über die ganze Hublänge mit konstanter Geschwindigkeit bewegt, d. h. seine Geschwindigkeit sich nicht, wie beim Schubkurbelgetrieben, auf dem Hub- bzw. Schwingungsweg nach einer Sinusfunktion ständig ändert, und dass bei Vergrösserung der Hublänge für das hin- und hergehende Getriebeglied die Baulänge des Getriebes nicht stärker zunimmt als die Hublänge bzw.
Schwing gungsamplitude.
Indessen besteht ein Nachteil dieser bekannten Be wegungswandlergetriebe, bei denen ein als Schwingglied dienender Kreuzkopf in einer Geradführung ausserhalb des Achsabstandes der beiden Kettenräder gelagert ist, in der grossen Getriebebaulänge. Zudem führt die als Übertragungsglied dienende Schubstange, deren Länge mit dem Hub der hin- und hergehenden Bewegung zunimmt, und insbesondere die Befestigung des Mitnehmers an der Rollenkette zu recht ungünstigen Beanspruchungen des Getriebes, d. h. zu Kraftkomponenten, die nicht der gewünschten direkten Weiterleitung des Kraftflusses im Getriebe dienen und daher schädliche Wirkungen ergeben, wie Klemmen, Verbiegen namentlich seitliches Ausbiegen der Rollenkette, Schlagen, raschen Verschleiss oder gar Bruch von Getriebeteilen wie auch starke Laufgeräusche.
Zweck der Erfindung ist, die an geführten Nachteile zu beheben.
Die Erfindung besteht darin, dass das Schwingglied in der Führung zwischen den beiden Kettenrädern verschiebbar gelagert, dass dabei als Kettenverschlusslasche für die Rollenkette der zylinderförmige Mitnehmer dient, der auf zwei Kettenverschlussbolzen einer Mehrfachrollenkette bis zu seiner unmifteibaren Anlage an den beiden durch ihn miteinander verbunde- nen, aufeinanderfolgenden Kettengliedern aufgeschoben und gegen Verschiebung auf den beiden Kettenverschlusslbolzen durch ein Federverschlussglied der Rollenkette gesichert und durch dieses die Rollenkette geschlossen ist.
In der Zeichnung sind Ausführungsbeispiele des erfindungsgemässen Getriebes schematisch dargestellt, Es zeigen:
Fig. 1 das Getriebe in einer Seitenansicht,
Fig. 2 den Mitnehmer und die Schubstange des Getriebes der Fig. 1 im Querschnitt,
Fig. 3 eine andere Ausführung des Getriebes, in einer Seitenansicht, und
Fig. 4 eine andere Ausführung des tÇbertragungs- gliedes des Getriebes der Fig. 2, in einer Seitenansicht.
Fig. 1 zeigt ein beispielsweise aus Rohrprofilen und/oder Profileisen zu einem Rahmen zusammengeschweisstes Gestell G, in welches das Getriebe eingebaut ist. Zwei vertikal, z. B. aus hohlen Vierkantrohrprofilen bestehende Stützen ST sind unten und etwa auf halber Höhe durch je eine sich horizontal erstrekkende Traverse Tu bzw. T0 miteinander verbunden.
An den unteren Enden der beiden Stützen ST sind, rechtwinklig zu den beiden übereinanderliegenden Traversen Tu und T0 und über die untere Traverse Tu nach beiden Seiten hinausragend, je eine aus einem Winkel eisen bestehende Fussleiste F angeschweisst, so dass das Gestell G mittels der beiden einander parallelen Fussleisten F auf dem Boden aufgestellt werden kann.
In dem Gestell G ist sowohl das Bewegungswandlergetriebe als auch ein zugehöriger Motor M angeordnet bzw. gelagert. Der Motor M ruht auf einer vorzugsweise aus Profileisen gebildeten Konsole, die seitlich von der Traverse T0 nach hinten ragend angeordnet ist und von zwei vorzugsweise ebenfalls aus Profileisen bestehenden vertikalen Stützen STm getragen wird.
Ein endloses Zugorgan 2 ist über zwei sogenannte festes Rollen lt und lt geführt. Die beiden Rollen lt und lt sind nach der Terminologie der Getriebelehre deshalb feste Rollen, weil sie, im Gegensatz zur sogenannten losen Rolle , z. B. einer Flaschenzug- rolle, immer an derselben Stelle bleiben, wenn man von lediglich zur Spannung des Zugorgans 2 vorgenommenen geringen Verstellbewegungen einer zugleich als Spannrolle dienenden Rolle, wie sie später mehr im einzelnen erläutert werden soll, absieht.
Die Rolle lt dient hier als Treibrolle und ist auf der mit W bezeichneten Welle des Motors M befestigt, während die Rolle 1 r zur Rückführung des Zugorgans 2 dient und in einem sich rechtwinklig zu den Traversen T nach hinten erstreckenden, jedoch horizontal in Richtung des Zugorgans 2 verschiebbaren Spannelement SP gelagert ist.
Als Zugorgan 2 dient eine endlose Rollenkette, und die beiden festen Rollen lt und 1r sind dementsprechend als Kettenzahnräder ausgebildet. Das getriebene Kettenrad lt dient hier nicht, wie sonst bei konventio- nellen Kettentrieben als Abtriebsrad zur Abführung der vom Kettengetriebe auf ein von ihm angetriebenes Objekt, z. B. eine Arbeitsmaschine, übertragenen Kraft bzw. Leistung. sondern nur zur Rückführung der Kette 2 zum Treibrad lu wobei die Kette 2 den durch das Getriebe geleiteten Kraftfluss in ganz anderer Weise und auf ein ganz anderes Abtriebsglied des Getriebes, nämlich auf ein hin- und hergehendes Getriebegl,ld überträgt, wie dies im folgenden mehr im einzelnen beschrieben wird.
Ein zapfenförmiger Mitnehmer 3 ist an der Kette 2 fest angebracht, läuft also mit der Kette 2 ständig um. Am Mitnehmer 3 ist eine als Übertragungsglied dienende Schubstange 4 angelenkt, während ihr anderer Schubstangenkopf an einem Schwingglied 6 mittels eines in diesem eingelassenen Gelenkzapfens 7 angelenkt ist.
Das Schwingglied 6 ist in einer Führung 5 zwischen den beiden Kettenrädern 1. und lt verschiebbar gelagert.
Die Führung 5 ist als Geradführung für eine geradlinige Hin- und Herbewegung des Schwinggliedes 6 ausgebildet und besteht aus zwei einander parallelen, in einer Vertikalebene senkrecht übereinander angeordneten Führungsrohren 5R, und 50, die an ihren Enden mit den Stützen ST fest verbunden sind. Das untere Führungsrohr 5" ist zweckmässig ausbaubar, um ausgelaufene Getriebeteile auswechseln zu können.
Die beiden geraden Führungsrohre 5u und 5o erstrecken sich parallel zur Richtung der zwischen den beiden Kettenrädern lt und 1 geradlinig erfolgenden Bewegung der Kette 2, so dass also das Schwingglied 6 parallel zu dieser Kettenbewegungsrichtung längs der Führungsrolle 5u und 50 hin und herschwingen kann.
Wenn der Mitnehmer 3 zusammen mit dem oberen Trum 2u der Kette 2 in Fig. 1 von rechts nach links einen Hingang ausführt, dann bewegt sich zugleich das Schwingglied 6 dank der als Übertragungsglied dienenden Schubstange 4 ebenfalls von rechts nach ht1k Wenn der Mitnehmer 3 zusammen mit dem unteren Trum 2u der Kette 2 in Fig. 1 von links nach rechts einen Hergang ausführt, dann bewegt sich zugleich das Schwingglied 6 ebenfalls von links nach rechts. Diese Hin- und Herbewegung des Schwinggliedes 6 findet im wesentlichen mit der gleichen konstanten Geschwindigkeit statt wie die Bewegung des Kettentrums 2o bzw.
2u. Lediglich im engeren Bereich der beiden Kettenräder lt und 1t, d. h. wenn die mit dem Mitnehmer 3 versehene Partie der Kette 2 über das Kettenrad 1r bzw. lt läuft, verlangsamt sich die Bewegung des Mitnehmers 3 und damit die Geschwindigkeit des Schwinggliedes 6, so dass dieses also beim Hin- und Herschwingen nur auf zwei sehr kurzen, an den Endr stellungen oder Totlagen des Schwinggliedes 6 gelegenen Wegabschnitten eine von der Kettengeschwindigkeit abweichende Geschwindigkeit hat, d. h. sich mit einer zur Tot- oder Endlage hin verzögernden Geschwindigkeit bewegt, was in kinematischer Hinsicht an sich nur günstig ist.
Einige Betriebsstellungen, darunter die beiden Endlagen des Mitnehmers 3, der Schubstange 4 und des Schwinggliedes 6 sind in Fig. 1 mit gestrichelt gezeich- neten Linien angedeutet.
Das Schwingglied 6 besteht aus einem stabförmigen Teil 6,, und einem unter an diesem angeschweissten Gleitrohr 61, welches auf dem unteren Führungsrohre 5u verschiebbar gelagert ist. Oben sind am stabförmigen Teil 6st zwei plattenförmige Führungsbacken 6b angeschraubt, die zwischen sich das obere Führungs- rohr 5o von unten her gabelartig umfassen. Auf diese Weise ist das Schwingglied 6 doppelt, d. h. oben und unten, geführt, wobei die beiden relativ weit voneinander distanzierten Führungsrohre 5, und 5u eine exakte und sichere innerhalb der vertikalen Führungsebene immer gleich bleibende Führung des Schwinggliedes 6 ohne Schrägstellen oder Kippen der letzteren gewährleisten.
Fig. 2 zeigt als Detail der Fig. 1 in grösserem Masstab, wie der Mitnehmer 3 an der Kette 2 befestigt und die Schubstange 4 auf dem Mitnehmer 3 gelagert ist. Der zylinderförmig ausgebildete Mitnehmer 3 ist auf zwei Kettenbolzen 8 und 9 aufgeschoben welche länger sind als die normalen, zur gegeneitigen Verbindung der aufeinanderfolgenden Kettenglieder oder Laschen benutzen Kettenbolzen. Diese Kettenbolzen 8 und 9 sind Bolzen einer Mehrfach-, d. h. hier einer Zweifach-Rollenkette und lassen sich ohne weiteres in die hier benutzte entsprechende Einfach-Rollenkette einfügen.
Für die Bolzen 8 und 9 sind sogenannte Ver schlussbolzen der Zweifach-Rollenkette gewählt, die auch hier bei der entsprechenden Einfach-Rollenkette als Kettenverschlussbolzen dienen, wie dies aus
Fig. 2 deutlich hervorgeht, indem anstelle der Ver schlussiasche der Rollenkette 2 der Mitnehmer 3 auf die beiden Kettenbolzen 8 und 9 aufgeschoben und dieser, wie beim normalen Kettenverschluss, gegen Verschie bung auf bzw. Abfallen von den Keffenbolzen 8 und 9 durch ein Kettenverschlussglied 10, gesichert ist. Als Kettenverschlussgliel dient ein normales sogenanntes zFederverschlussglieda der Rolienkette 2, welches an einer Seite offen, d. h.
U-förmig ausgebildet ist und mit seinen beiden federnden, entsprechend dem Boheen- durchmesser profilierten Gliedschenkeln in Ringnuten der Verschlussbolzen 8 und 9 von einer Seite her in der üblichen Weise eingeschoben wird und dann anstelle der sonst üblichen Verschlussiasche hier den Mitnehmer 3 gegen Verschiebung bzw. Abfallen sichert.
Dadurch, dass bei der Kette 2 die Verschlusslasche fehlt und anstelle von ihr der Mitnehmer 3 auf die beiden Verschlussbolzen 8 und 9 aufgeschoben ist, kann zugleich auch der Abstand zwischen der Kette 2 und dem Mitnehmer 3 bzw. der Schubstange 4 relativ klein gehalten werden, was getriebekinematisch und beanspruchungsmässig günstig ist, weil damit unerwünschte Kippbewegungen und dadurch verursachtes Klemmen von bzw. nachteilige Biegemomente an Teilen des Getriebesystems, insbesondere in der den Mitnehmer 3 aufweisenden Kettenpartie, vermieden werden. Aus den gleichen Gründen ist auch der Abstand zwischen dem Schwingglied 6 und der Schubstange 4 gering bemessen.
Dadurch, dass die drei hintereinander angeordneten Getriebeteile, nämlich das Schwingglied 6, die Schubstange 4 bzw. der Mitnehmer 3 und die Kette 2 möglichst nahe aneinandergerückt sind, werden auftretende Kraftkomponenten, die nicht der gewünschten Weiterleitung des Kraftflusses, d. h. der gewünschten Kraftübertragung dienen, entsprechend gering gehalten, so dass sie keine schädlichen Wirkungen, wie Klemmen, Verbiegen, Schlagen oder gar Bruch und rascher Verschleiss von Getriebeteilen, sowie auch übermässige Laufgeräusche, ausüben können.
Unerwünschte Beanspruchungen der Kette 2, namentlich seitliches Wegbiegen derselben infolge der einseitig an ihr angreifenden Schubstange 4, werden aber insbesondere dadurch vermieden, dass die Zapfenlänge des Mitnehmers 3 und des Gelenkzapfens 7 im Schwinggliede 6 reichlich bemessen ist, was im Verein mit der starren Führung des Schwinggliedes 6 in der Geradführung 5 eine sicher geführte, geradlinige Hin- und Herbewegung des Mitnehmers 3 gewährleistet und damit Seitenkräfte auf die Kette 2 praktisch ausschliesst.
Zur Spannung der endlosen Kette 2 ist das als Rückführrolle dienende Kettenzahnrad ir als Spannrolle einstellbar angeordnet, derart, dass sein Abstand von dem als Treibrolle dienenden Kettenzahnrad lt verändert, d. h. zum Spannen der Kette 2 vergrössert werden kann. Dazu ist das in Fig. 1 mit L bezeichnete Lager des Kettenrades 1r in dem bereits erwähnten Spannelement SP angeordnet, welches zwei aus Rundrohren bestehende Arme SPa aufweist, die innerhalb in die Führungsrohre 5, und So eingesteckt und in diesen geführt sind.
Somit dienen die beiden, die Geradführung 5 bildenden Führungsrohre 5,' und 50 zwei verschiedenen Führungszwecken, d. h. einmal mit ihrer Aussenfläche zur geradlinigen Führung des Schwinggliedes 6 und zum anderen mit ihrer inneren Rohrwandung zur geradlinigen Führung des Spannele mentes SP.
Am rechten Ende des oberen Führungsrohres 5r ist eine recht einfache Spannvorrichtung angeordnet, die im wesentlichen aus einer als Spannschraube dienenden Kopfschraube S besteht, die sich in eine in das Ende des Führungsrohres 5o eingeschobene und dort eingeschweisste Mutter MU einschrauben lässt. Wenn die Schraube S in die Mutter Mu eingeschraubt wird, dann wandert; sie nach links und drückt gegen das rechte Ende des im Führungsrohre 50 befindlichen Armes SP, des Spannelementes SP und schiebt dadurch den Arm SI > a samt dem Spannkopf SP nach links, wodurch der Abstand1 zwischen den beiden Kettenrädern lt und 1r etwas vergrössert, d. h. die Kette 2 entsprechend gespannt wird.
Dadurch, dass auf diese Weise nur der obere der beiden Arme SPa mittels der Spanuschraube S unter Druck gesetzt bzw. gehalten wird, wird der Spannkopf SP elastisch etwas nach aussen gedrückt, so dass er also etwas federn kann, was im Hinblick auf die Spannung der Kette 2 während des Betriebes einen gewissen selbsttätigen Spanneffekt bewirkt. Es könnte zu diesem Zweck aber auch eine besondere Spannfeder im oberen Führungsrohre So angeordnet sein, wie dies in Fig. 1 durch eine Druckfeder I) angedeutet ist. Die Druckfeder D kann mit oder ohne Spannschraube S angeordnet sein. In entsprechender Weise könnte man zusätzlich auch bei dem im unteren Führungsrohre 5u geführten Arm SPa entsprechende Spannmittel vorsehen.
Die Geschwindigkeit der Hin- und Herbewegung des Schwinggliedes 6 hängt ab von der Drehzahl des Motors M und dem Durchmesser des als Treibrolle dienenden Zahnrades 1t. Je geringer die Motordrehzahl und der Zahnraddurchmesser sind, umso langsamer ist die hin- und hergehende Bewegung des Schwinggliedes 6. Im Gegensatz zu den herkömmlichen Bewegungswandlergetrieben, bei denen das hin- und hergehende Getriebeglied bei einer einzigen Kurbelumdrehung, egal wie das Getriebe ausgeführt ist, wird, immer einen vollen Hin- und Hergang ausführt, sind beim zuvor beschriebenen Getriebe für den Hin- und Rückgang des Schwinggliedes 6 zahlreiche Umdrehungen des Treibzahnrades lt und damit der Motorwelle W nötig,
bis das Schwingglied 6 von seiner einen Endstellung in die andere Endstellung gefahren ist. Der halb braucht es hier eben kein teueres und kraftverzehrendes Untersetzungsgetriebe zwischen Motor und Wandlergetriebe, und man kommt trotzdem zu einer relativ geringen Frequenz der Hin- und Herbewegung, wie sie in der Technik, namentlich im Maschinenbau, auf den verschiedensten Gebieten praktisch in sehr häufigen Situationen benötigt wird, d. h. man kann das Getriebe in allen den mannigfaltigen Fällen mit Vorteil verwenden, in denen die mit den herkömmlichen Bewegungswandlergetriebenen Motoren, namentlich Elektromotoren ohne Untersetzungsgetriebe erreichte hinund hergehende Bewegung viel zu schnell sein würde.
Wenn bei dem zuvor beschriebenen Getriebe die Motordrehzahl 750 pro Minute beträgt und das als Motorritzel auf der Motorwelle W angeordnete Treibzahnrad lt 13 Zähne besitzt, wobei die Kette 2 eine Teilung von tl2 Zoll = 2,7 mm aufweist, dann erhält man bei einer Hublänge von ca. 1 m für das Schwingglied 6 eine Schwingungsfrequenz von einem Hin- und Hergang pro Sekunde des Schwingungsgliedes 6. Somit lassen sich beim vorgeschlagenen Getriebe mit normalen Elektromotoren ohne Untersetzungsgetriebe hin und hergehende Bewegungen mit relativ langsamer Bewegungsgeschwindigkeit, erzielen, was bisher mit den herkömmlichen Bewegungswandlergetrieben nicht möglich war.
Wenn die beiden Kettenräder lt und ir gleich grosse Durchmesser haben, dann erfolgt die hin- und hergehende Bewegung des Schwinggliedes 6, abgesehen von den Endbereichen nahe den Kettenrändern, wo kurz vor Erreichen der Endlage des Schwingungsgliedes 6 eine Verzögerung der Bewegung einsetzt, fast über die ganze Hublänge mit absolut konstanter Geschwindigkeit, die nur vom Durchmesser der Zahnräder lt und 1r und der Motordrehzahl abhängt. Gerade aber eine konstante Geschwindigkeit der hin- und hergehenden Bewegung wird in der Praxis in vielen Situationen gewünscht oder gar gefordert, wie beispielsweise im Werkzeugmaschinenbau, z. B. bei Kalt- oder Bügelsägen, Supportantrieben u. a.
Wenn die beiden Kettenräder lt und lr verschiedene Durchmesser haben, dann erfolgt die hin- und hergehende Bewegung des Schwinggliedes 6 über die Hublänge je nach der Durchmesserdifferenz nicht mehr mit ganz konstanter Geschwindigkeit, weil dann die Schubstange 4, während ihrer Gesamtbewegung von rechts nach links bzw. von links nach rechts ihre Neigung ständig ändert. Wenn z. B. das in Fig. 1 links angeordnete, als Rückführrolle dienende Zahnrad tr grösser ist als das Treibzahnrad lt, dann verlaufen die beiden Kettentrümer 2u und 2o nicht mehr miteinander parallel, sondern sie öffnen sich scherenartig nach links zum grösseren Zahnrade 1r hin.
Wenn nun das Schwingglied 6 sich in Fig. 1 von rechts nach links in Richtung auf das grössere Zahnrad lr hin bewegt, dann richtet sich die Schubstange 4 während dieser Bewegung immer steiler auf, was zur Folge hat, dass die Geschwindigkeit des Schwinggliedes 6 trotz konstanter Geschwindigkeit der Kette 1 bzw. des Mitnehmers 3 ständig, wenn auch nur recht wenig, abnimmt. Entsprechend ninunt dann die Geschwindigkeit des Schwinggliedes 6, wenn es sich von links nach rechts zum kleineren Zahnrade 1t hin bewegt, während dieser Bewegung ständig, wenn auch nur wenig, zu.
Wenn eine derartige, über den Hub nicht ganz konstante, sondern stetig ändernde Geschwindigkeit gewünscht wird, so kann man sie also mit dem Getriebe realisieren, wobei sich das gewünschte Mass der relativ kleinen Verzögerung bzw.
Beschleunigung durch entsprechende Berechnung der Durchmesserdifferenz ben den beiden Kettenrädern vorausbestimmen lässt.
Es empfiehlt sich, die Länge der Schubstange 4 reichlich zu bemessen, weil dann die Schubstange 4 jedesmal, wenn der Mitnehmer unter Umkehr seiner geradlinigen der Bewegungsrichtung das Zahnrad lr bzw. lt passiert, nur eine relativ geringe Schwenkbe- wegung ausführt und weil dann auch die Kraftübertragung im Getriebe günstiger ist, indem dann nämlich die senkrecht auf die Führungsflächen der Geradführung 5 wirkenden Kraftkomponenten nur gering sind und dadurch die Reibung an der Geradführung 5 und auch deren Verschleiss gering sind.
Auch ist es günstig, den Gelenkzapfen 7 des Schwinggliedes 6 ungefähr in der in Fig. 1 mit E ange deuteten, durch die Achsen der beiden Zahnräder lt und 1r gehenden Ebene anzuordnen, weil dadurch wegen der dann gleich grossen Distanz des unteren und oberen Kettentrums 2, und 2o von der horizontalen Achsebene des Gelenkzapfens 7 eine weitgehende Symmetrie der Bewegungsabläufe im Getriebe gewährleistet wird. An sich ist abe das Getriebe auch dann voll funktionsfähig, wenn der Gelenkzapfen 7 um etliches ausserhalb der Zahnradachsebene E liegt.
Wenn der Achsabstand zwischen den beiden Ket tenzahnrädern 1t und 1r und damit die Hublänge des Schwinggliedes 6 verändert wird, dann ändert sich damit entsprechend zugleich auch die Frequenz der hin- und hergehenden Bewegung des Schwinggliedes 6, d. h. sie wird kleiner, wenn der Abstand der beiden Kettenräder vergrössert wird, weil sich bei einer Vergrösserung des Achsabstandes die Kettengeschwindigkeit nicht ändert und deshalb der mit der Kette 2 umlaufende Mitnehmer 3 mehr Zeit braucht, um bei grösserer Hublänge von dem einen Kettenrade zu dem anderen Kettenrade zu gelangen.
Beim vorgeschlagenen Getriebe lässt sich die Hul > länge oder Amplitude der Schwingungsbewegung bzw.
die Schwingungsfrequenz in einem weiten Bereich auswählen, so dass das Getriebe den jeweiligen Anforde rungen gut angepasst werden kann. Hierbei ist es günstig, dass bei einer Hubvergrösserung die Getriebelänge nicht derart übermässig zunimmt, wie dies bei den bekannten Bewe gungswandlergetrieben, beispielsweise beim Schubkurbeltrieb, zutrifft.
Wenn man nun aber bei einer bestimmten, relativ kleinem Hublänge eine kleinere Schwingungsfrequenz haben will, dann kann man dies unter Beibehaltung des Normalmotors, d. h. unter Beibehaltung der Drehzahl des Treibzahnrades lt, dadurch realisieren, dass man zwischen Motor und Treibzahnrad ein Zwischengetriebe mit nur geringem Untersetzungsverhältnis, z. B. nur ein einziges Zahnradpaar, anordnet. Dies ist aber wesentlich billiger und erheblich weniger kraftverzehrend und auch weniger platz- wie auch gewichtsiauf- wendig als beim konventionellen Schubkurbeltrieb, bei dem man in der gleichen Situation ein Untersetzungs- getriebe mit wesentlich grösserer Untersetzung benötigt.
Eine besonders vorteilhafte Anwendungsmöglich keit für das zuvor beschriebene Getriebe besteht bei Vogelschreckeinrichtungen, insbesondere für Reb- und Obstkulturen, wie sie in der Schweizer Patentschri±t Nr. 405 812 und in der Schweizer Patentschrift Nr.
480 007 beschrieben sind. Hier wird nämlich für die in periodischen Zeitabständen auf gewisse Dauer hin- und herschwingenden Schreckrnittel eine nicht zu rasche Hir > und Herbewegung des Seiles, an dem die Schreckmittel befestigt sind, mit relativ recht grosser Schwingungsamplitude gewünscht, die gerade mit dem hier in Rede stehenden Bewegungswandlergetriebe unter Verzicht auf ein teures und kraftverzehrendes Untersetzungsgetriebe besonders vorteilhaft realisiert werden kann.
Praktische Versuche haben erwiesen, dass es möglich ist, bei Anwendung des hier vorgeschlagenen Getriebes unter Verzicht auf ein Untersetzungsgetriebe mit einem als Normalmotor gebauten Elektromotor von nur 0,5 Pferdestärken (=0,5 PS) und einer Dreh- zahl von 750 Umdrehungen pro Minute und mit einer Einfach-Rollenkette von 1/2 Zoll geich 12,7 mm Teilung, wie sie z. B. für Mopeds verwendet wird, und Zahnrädern mit 13 Zähnen ein über 110 Seilrollen ge führte Schreckmittelsell mit einer Frequenz von einem Hin- und Hergang pro Sekunde bei einer Schwingungsamplitude von ca. 1 m ohne weiteres betriebsicher in eine hin- und lierschwingende Bewegung zu versetzen.
Diese 110 Seilrollen entsprechen aber einer für ca. 20 Kirschbäume mit Hochstamm vorgesehenen Vogel schreckeinrichtung, wie sie in der Scheizer Patentschrift Nr. 480 007 für hochstämmige Obstbäume beschrieben ist Für Vogelschreckeinrichtungen in Obst kulturen, aber auch in kleineren Rebkulturen ist das vorgeschlagene Getriebe also besonders günstig.
Die Übertragung der hin- und hergehenden Bewegung des Schwinggliedes 6 auf das Schreckmiftelseil kann in einfachster Weise dadurch erreicht werden, dass am Schwinggliede 6 eine Ringöse RI (vgl. Fig. 1) angeschweisst wird, an der das Schreckmittelseil an einer annähernd horizontal verlaufenden Seilpartie befestigt wird.
Das zuvor erwähnte für die praktische Erprobung benutzte Getriebe ist relativ leicht, so dass es bequem von einem Platz zum anderen getragen werden kann, und seine Abmessungen sind mit 1,5 m Länge und 0,75 m Höhe relativ gering. Mittels einer Schutzhaube kann das Getriebe gegen Regen geschützt werden.
Fig. 3 zeigt eine andere Ausführung des Getriebes, die eine Bauweise ermöglicht, mit der ungünstige seitliche Biegebeanspruchungen der Kette noch sicherer vermieden werden können, so dass diese Ausführung insbesondere für den Maschinenbau geeignet ist, wo vielfach eine besonders exakte Kettenbewegung und damit einwandfreie Kraftübertragung namentlich grösserer Kräfte gefordert wird.
Hier ist ein Getriebgestell G' vorhanden, welches im wesentlichen gleich bzw. ähnlich gestaltet ist, wie das Gestell G der Fig. 1. Auch die in Fig. 3 mit 5' zeichnete Führung für die geradlinige Hin- und Herbewegung des hier mit 6' bezeichneten Schwinggliedes entspricht der Führung 5 der Fig. 1. Ebenso ist hier auch der Kettentrieb im Prinzip der gleiche wie bei der in Fig. 1 dargestellten Ausführung des Getriebes. Die- jenigen Teile der Fig. 3, die zumnidest ihrer Funktion nach mit den bereits in Fig. 1 dargestellten Getriebeteilen übereinstimmen, sind in Fig. 3 mit den gleichen Überweisungszeichen wie in Fig. 1 versehen, jedoch ist in Fig. 3 jedem Überweisungszeichen ein Strich als Index beigefügt.
Das Schwingglied 6' führt sich auch hier in einer unteren Führungsstange 5U und einer oberen Führungsstange 50. Die beiden Führung stangen 5U und 50 sind gerade und einander parallel, so dass sie, wie in Fig. 1, eine Geradführung bilden.
Ein zapfenförmiger Mitnehmer 3', der an der endlosen Rollenkette ebenso befestigt ist, wie dies in Fig. 2 gezeigt ist und zuvor eingehend beschrieben wurde, greift in ein Übertragungsglied 4' gelenkig ein. Das Übertra- gungsglied 4' ist auf zwei massiven Armen 6ar des Schwinggliedes 6 vertikal verschiebbar geführt, d. h.
also senkrecht zur horizontalen geradlinigen Verschiebungsrichtung des Schwinggliedes 6' Die beiden Arme 6ar sind mit einem Rohrstück 6r' fest verbunden, welches als Gleitrohr auf dem unteren Führungsrohre 5U horizontal verscliiebbar gelagert ist. Die oberen Enden der beiden Arme 6a'sind durch eine kräftige Traverse 6t' jochartig miteinander verbunden und dadurch starr voneinander distanziert.
Somit bilden die vier Teile des Schwinggliedes 6', d. h. das untere Gleitrohr 6rr, die beiden vertikalen Arme 6ra und die obere Traverse 5t' einen starren, in sich geschlossenen Viereck-Rahmen, an dessen beiden Armen 6at das Über- tragungsgeed 4', von diesen Armen gut geführt, sicher auf und nieder gleiten kann. Oben ist das Schwingglied 6' durch zwei Führungsbacken 6br, die an der Traverse 6t' mit je zwei Schrauben befestigt sind und das obere Führungsrohr So zwischen sich einschliessei:, am oberen Führungsrohre So geführt.
Somit ist das Schwingglied 6', wie in Fig. 1, doppelt geführt, d. h. unten am Führungsrohre 5u' und oben am Fülmngsrohre 50'.
Durch den relativ grossen gegenseitigen Abstand der beiden Führungsrohre 5u' und 50', wie auch durch die relativ grosse Lagerlänge des Gleitrohres 6r' ist ein exakte geradlinige Führung des Schwinggliedes 6' ohne unerwünschte seitliche Bewegungen gewährleistet.
Der Mitnehmer 3' nimmt bei seiner horizontalen Hin- bzw. Herbewegung, an welcher das tJbertragungs- glied 4'teilnimmt, mittels des letzteren das Schwingglied 6' mit, welches also im gleichen Rhythmus auf den beiden Führungsrohren 5U' und 50' hin- und hergleitet. In Nähe der beiden End- oder Totlagen des Schwinggliedes 6', d. h. wenn der Mitnehmer 3' das Kettenrad ir' bzzw. lt' passiert, führt das Übertra- gungsglied 4' zusätzlich eine entsprechende Vertikalbewegung auf den beiden Armen 6ar aus, deren Hubgrösse nur vom Durchmesser des Kettenrades 1r' bzw.
lt' abhängt. Wenn die Kette 2' in Richtung des in Fig. 3 eingezeichneten Pfeiles R umläuft, dann führt das Übertragungsglied 4' beim Kettenrad lr' eine Abwärts, bewegung und beim Kettenrad lt' eine Aufwärtsbewe gung aus. Somit beschreibt das Übertragungsglied 4' insgesamt, d. h. unter Mitberäcksichtigung der horizon- talen Verschiebungen auf den Führungsrohren 5u' und 50', im wesentlichen einen rechteckigen Weg, während das Schwingglied 6', wie in Fig. 1, lediglich eine geradlinig hin- und hergehende Bewegung ausführt.
Da hier eine Schubstange nicht vorhanden ist, sondern an; dessen Stelle das exakt und sicher geführte Übertragungsglied 4', treten hier unerwünschte seitliche Biegebeanspruchungen der Kette 2' noch weniger ein als bei der in Fig. 1 dargestellten Ausführung des Getriebes. Deshalb ist die Ausführung des Getriebes nach Fig. 3 insbesondere für den Maschinenbau und die Übertragung grösserer Kräfte geeignet.
Die kinematischen Bewegungsverhältnisse des Getriebes der Fig. 3 entsprechen zwar weitgehend denen der Getriebeausführung nach Fig. 1, indessen sind hier die an sich geringfügigen Auswirkungen1 der sich ändernden Schubstangenneigung auf die Geschwindig kelt des hin- und hergehetden Sahwinggliedes 6' nicht vorhanden, und ebenso fehlt hier auch die leichte Beeinträchtigung der Symmetrie des Bewegungsablaufs durch aussermittige Anordnung des Gelenkzapfens 7 der Fig. 1 ausserhalb der Kettenrad-Achseberie E, weil hier das Übertragungsglied 4' nicht, wie in Fig.
1, als Schubstange, sondern als geradlinig vertikal verschiebbarer Schlitten ausgebildet ist und hier also der die Schubstange 4 mit dem Schwingglied 6 verbindende Gelenkzapfen 3, wie ihm die Ausführung nach Fig. 1 aufweist, gänzlich fehlt.
Fig. 4 zeigt eine andere Ausführung des tJbertra- gungsgliedes und seiner Führung. Hier ist das mit 4" bezeichnete Übertragungsglied als sogenannter Stein ausgebildet und innerhalb einer massiven U-förmigen Führungsgabel 6a", die mit dem unteren Gleitrohr 6r" fest verbunden ist, vertikal verschiebbar geführt.
Auch hier bilden die beiden Teile 6r" und 6a" ein in Form eines starren Viereck-Rahmens ausgebildetes Schwingglied 6", welches im Verein mit der starren Ausbildung und Führung des Übertragungsgliedes 4" in vorteilhafter Weise eine Freihaltung der mit dem Mitnehmer 3" ersehenen Partie der Kette 2' von unerwünschten Seitenbewegungen bzw. seitkchen Biegebv anspruchungen gewährleistet.
Das Getriebe eignet sich seiner Grundkonzeption nach auch für die Erzeugung einer schwingenden Hin und Herbewegung auf einer kreisförmigen Bahn, frei lich nur bei recht grossen Bahnradien, d. h. nur für schwache Bahnkrümmungen, da sonst ungünstige Nebenbeanspruchungen namentlich in der Führung des Schwinggliedes auftreten würde
Namentlich bei der Verwendung des Getriebes in Maschinen, z. B. Werkzeugmaschinea, besonders bei Ubertragung grosser Kräfte, wofür sich insbesondere die Ausführung anch Fig. 3 und 4 eignet, können zusätzliche Kettenführungen vorgesehen werden, welche die GewährIeistung eines exakten Kettenlaufes noch verbessern.
Wenn mit dem Getriebe grosse Kräfte übertragen werden sollen, dann kann statt einer Einfach-Kette ohne weiteres auch eine Mehrfach-Kette, z. B. eine Zweifach- oder Dreifach-Kette verwendet werden.
Gear for converting a rotary motion into a reciprocating motion
The invention relates to a transmission for converting a rotary motion into a reciprocating motion, with an endless roller chain guided over two sprockets, a transmission link articulated with this via a driver attached to it and a movably connected with this, in a guide in the direction the linear movement of the roller chain displaceably mounted oscillating link.
The conventional motion converter transmissions of this type have compared to the well-known slider crank mechanism, i. H. compared to the so-called straight thrust crank drive with crank, push rod, possibly
Crosshead, and in a straight line to and fro gear part, as well as compared to the so-called curved thrust crank drive with cranks, push rod and rocker arm, the advantages that the oscillation frequency of the reciprocating gear member can be chosen to be arbitrarily lower than the speed of the driving sprocket corresponding to the crank of the sliding crank gear can that the reciprocating gear member moves practically over the entire stroke length at constant speed, d. H. its speed does not change continuously on the stroke or oscillation path according to a sine function, as in the case of slider crank gears, and that when the stroke length for the reciprocating gear element is increased, the overall length of the gear does not increase more than the stroke length or
Vibration amplitude.
However, there is a disadvantage of this known movement converter transmission, in which a crosshead serving as an oscillating link is mounted in a straight guide outside the center distance of the two sprockets, in the large transmission length. In addition, the push rod serving as a transmission link, the length of which increases with the stroke of the reciprocating movement, and in particular the attachment of the driver to the roller chain, leads to rather unfavorable stresses on the transmission, i.e. H. to force components that do not serve the desired direct transmission of the power flow in the transmission and therefore result in harmful effects such as jamming, bending, namely lateral bending of the roller chain, hitting, rapid wear and tear or even breakage of transmission parts, as well as loud running noises.
The purpose of the invention is to remedy the disadvantages mentioned.
The invention consists in that the oscillating link is slidably mounted in the guide between the two chain wheels, that the cylindrical driver serves as a chain locking plate for the roller chain, which is connected to two chain locking pins of a multiple roller chain up to its immobile contact with the two , pushed on successive chain links and secured against displacement on the two chain locking bolts by a spring locking link of the roller chain and through this the roller chain is closed.
In the drawing, exemplary embodiments of the transmission according to the invention are shown schematically.
Fig. 1 the transmission in a side view,
FIG. 2 shows the driver and the push rod of the transmission of FIG. 1 in cross section,
Fig. 3 shows another embodiment of the transmission, in a side view, and
4 shows another embodiment of the transmission element of the transmission of FIG. 2, in a side view.
1 shows a frame G welded together, for example, from tubular profiles and / or profile iron to form a frame, in which the transmission is installed. Two vertical, e.g. B. of hollow square tube profiles existing supports ST are connected to each other at the bottom and about halfway up by a horizontally extending traverse Tu or T0.
At the lower ends of the two supports ST, at right angles to the two superimposed traverses Tu and T0 and protruding beyond the lower traverse Tu to both sides, a baseboard F consisting of an angle iron is welded so that the frame G is welded to one another by means of the two parallel skirting boards F can be placed on the floor.
Both the motion converter transmission and an associated motor M are arranged or stored in the frame G. The motor M rests on a bracket, which is preferably formed from profile iron, which is arranged projecting to the rear from the traverse T0 and is supported by two vertical supports STm, which are preferably also made from profile iron.
An endless pulling element 2 is guided over two so-called fixed rollers lt and lt. The two roles lt and lt are fixed roles according to the terminology of the transmission theory because, in contrast to the so-called loose role, e.g. B. a pulley pulley, always remain in the same place, if one disregards small adjustment movements made only to tension the tension member 2 of a pulley also serving as a tension pulley, as will be explained in more detail later.
The roller lt serves here as a driving roller and is attached to the shaft of the motor M designated by W, while the roller 1 r serves to return the pulling element 2 and in a rearward extending at right angles to the traverses T, but horizontally in the direction of the pulling element 2 sliding clamping element SP is mounted.
An endless roller chain is used as the pulling element 2, and the two fixed rollers lt and 1r are accordingly designed as sprocket wheels. The driven chain wheel is not used here, as is otherwise the case with conventional chain drives, as a driven wheel for transferring the from the chain transmission to an object driven by it, e.g. B. a work machine, transmitted power or power. but only to return the chain 2 to the drive wheel lu whereby the chain 2 transmits the power flow passed through the gearbox in a completely different way and to a completely different output member of the gearbox, namely to a reciprocating gearbox ld, as will be explained in more detail below will be described in detail.
A pin-shaped driver 3 is firmly attached to the chain 2, so it rotates continuously with the chain 2. A push rod 4 serving as a transmission member is articulated on the driver 3, while its other push rod head is articulated to an oscillating member 6 by means of a pivot pin 7 embedded in this.
The oscillating link 6 is slidably mounted in a guide 5 between the two chain wheels 1 and 1.
The guide 5 is designed as a straight guide for a straight back and forth movement of the oscillating member 6 and consists of two parallel guide tubes 5R and 50, which are arranged vertically one above the other in a vertical plane and which are firmly connected at their ends to the supports ST. The lower guide tube 5 ″ is expediently removable in order to be able to replace leaked gear parts.
The two straight guide tubes 5u and 5o extend parallel to the direction of the linear movement of the chain 2 between the two sprockets 1t and 1, so that the oscillating link 6 can swing back and forth parallel to this chain movement direction along the guide roller 5u and 50.
If the driver 3 together with the upper run 2u of the chain 2 in Fig. 1 executes an exit from right to left, then at the same time the oscillating member 6 moves thanks to the push rod 4 serving as a transmission member from right to ht1k the lower run 2u of the chain 2 in Fig. 1 carries out a process from left to right, then at the same time the oscillating link 6 also moves from left to right. This back and forth movement of the oscillating link 6 takes place essentially at the same constant speed as the movement of the chain strand 2o or
2u. Only in the narrower area of the two chain wheels lt and 1t, i.e. H. When the part of the chain 2 provided with the driver 3 runs over the sprocket 1r or 1t, the movement of the driver 3 and thus the speed of the oscillating link 6 slows down, so that this only occurs on two very short, at the end positions or dead positions of the oscillating link 6 has a path sections which differ from the chain speed, d. H. moves at a speed that decelerates towards the dead or end position, which in itself is only favorable from a kinematic point of view.
Some operating positions, including the two end positions of the driver 3, the push rod 4 and the oscillating member 6, are indicated in FIG. 1 by broken lines.
The oscillating member 6 consists of a rod-shaped part 6 and a sliding tube 61 welded to it below, which is slidably mounted on the lower guide tube 5u. At the top, two plate-shaped guide jaws 6b are screwed onto the rod-shaped part 6st, which between them encompass the upper guide tube 5o from below like a fork. In this way, the vibrating member 6 is double; H. above and below, guided, with the two relatively far spaced guide tubes 5 and 5u guaranteeing an exact and safe guidance of the oscillating member 6 that remains constant within the vertical guide plane without inclining or tilting the latter.
FIG. 2 shows as a detail of FIG. 1 on a larger scale how the driver 3 is attached to the chain 2 and the push rod 4 is mounted on the driver 3. The cylinder-shaped driver 3 is pushed onto two chain pins 8 and 9 which are longer than the normal chain pins used to connect the successive chain links or plates to one another. These chain pins 8 and 9 are pins of a multiple, i. H. here a double roller chain and can be easily inserted into the corresponding single roller chain used here.
For the bolts 8 and 9, so-called Ver locking bolts of the double roller chain are chosen, which also serve as chain locking bolts here in the corresponding single roller chain, as shown in FIG
Fig. 2 clearly shows that instead of the locking mechanism of the roller chain 2, the driver 3 is pushed onto the two chain pins 8 and 9 and this, as in the normal chain lock, is prevented from shifting on or falling off the Keffenbolzen 8 and 9 by a chain locking link 10 , is secured. A normal so-called spring locking link of the roller chain 2, which is open on one side, serves as a chain locking link. H.
Is U-shaped and with its two resilient limbs, profiled according to the Boheen diameter, the locking bolts 8 and 9 are inserted from one side in the usual way into annular grooves and then, instead of the otherwise usual locking pocket, the driver 3 here prevents displacement or movement. Falling secures.
Because the locking tab is missing in the chain 2 and the driver 3 is pushed onto the two locking pins 8 and 9 instead of it, the distance between the chain 2 and the driver 3 or the push rod 4 can also be kept relatively small, which is favorable in terms of transmission kinematics and stress, because it avoids undesirable tilting movements and the resulting jamming or disadvantageous bending moments on parts of the transmission system, especially in the chain section having the driver 3. For the same reasons, the distance between the oscillating member 6 and the push rod 4 is also small.
Because the three gear parts arranged one behind the other, namely the oscillating link 6, the push rod 4 or the driver 3 and the chain 2, are moved as close as possible to one another, force components that do not allow the desired transmission of the force flow, i.e. H. serve the desired power transmission, kept correspondingly low, so that they cannot exert any harmful effects such as jamming, bending, hitting or even breakage and rapid wear of gear parts, as well as excessive running noise.
Undesired stresses on the chain 2, namely lateral bending of the same as a result of the push rod 4 acting on it on one side, are avoided in particular by the fact that the pin length of the driver 3 and the pivot pin 7 in the oscillating link 6 is ample, which in conjunction with the rigid guidance of the Oscillating link 6 in the straight guide 5 ensures a reliably guided, straight back and forth movement of the driver 3 and thus practically excludes side forces on the chain 2.
To tension the endless chain 2, the sprocket ir serving as a return roller is arranged to be adjustable as a tensioning roller in such a way that its distance from the sprocket lt serving as the drive roller changes, i.e. H. can be enlarged to tension the chain 2. For this purpose, the bearing of the chain wheel 1r, denoted by L in FIG. 1, is arranged in the already mentioned tensioning element SP, which has two arms SPa consisting of round tubes which are inserted inside the guide tubes 5 and So and are guided therein.
Thus, the two guide tubes 5, ′ and 50 forming the straight guide 5 serve two different guide purposes, i. H. once with its outer surface for the straight guidance of the oscillating member 6 and the other with its inner pipe wall for the straight guidance of the Spannele Mentes SP.
At the right end of the upper guide tube 5r a very simple tensioning device is arranged, which essentially consists of a head screw S serving as a tensioning screw, which can be screwed into a nut MU pushed into the end of the guide tube 5o and welded there. If the screw S is screwed into the nut Mu, then migrates; it to the left and presses against the right end of the arm SP, located in the guide tube 50, of the clamping element SP and thereby pushes the arm SI> a together with the clamping head SP to the left, whereby the distance 1 between the two chain wheels lt and 1r increases somewhat, i.e. H. the chain 2 is tensioned accordingly.
The fact that in this way only the upper of the two arms SPa is put under pressure or held by means of the clamping screw S, the clamping head SP is elastically pressed somewhat outwards, so that it can spring somewhat, which in terms of the tension of the Chain 2 causes a certain automatic tensioning effect during operation. For this purpose, however, a special tension spring could also be arranged in the upper guide tube, as is indicated in FIG. 1 by a compression spring I). The compression spring D can be arranged with or without a tensioning screw S. Corresponding clamping means could also be provided in a corresponding manner in the arm SPa guided in the lower guide tube 5u.
The speed of the reciprocating movement of the oscillating member 6 depends on the speed of the motor M and the diameter of the gear wheel 1t serving as a drive roller. The lower the engine speed and the gear wheel diameter, the slower the reciprocating movement of the oscillating link 6. In contrast to conventional motion converter gears, in which the reciprocating gear link is made with a single crank rotation, regardless of how the gearing is designed , always carries out a full back and forth movement, numerous revolutions of the drive gear lt and thus the motor shaft W are necessary for the back and forth movement of the oscillating member 6,
until the oscillating member 6 has moved from its one end position to the other end position. There is no need for an expensive and power-consuming reduction gear between the motor and the converter gear, and you still get a relatively low frequency of the back and forth movement, as is practically in very frequent situations in technology, especially in mechanical engineering, in various fields is needed, d. H. the gear can be used to advantage in all the manifold cases in which the reciprocating motion achieved with the conventional motion converter-driven motors, namely electric motors without reduction gears, would be much too fast.
If the motor speed is 750 per minute in the transmission described above and the drive gear arranged as a motor pinion on the motor shaft W has 13 teeth, the chain 2 having a pitch of tl2 inches = 2.7 mm, then with a stroke length of Approx. 1 m for the oscillating member 6 a vibration frequency of one back and forth movement per second of the oscillating member 6. Thus, in the proposed gearbox with normal electric motors without reduction gear, reciprocating movements with a relatively slow movement speed can be achieved, which was previously possible with conventional motion converter gears was not possible.
If the two sprockets lt and ir have the same diameter, then the reciprocating movement of the oscillating link 6 takes place, apart from the end areas near the chain edges, where shortly before reaching the end position of the oscillating link 6 a delay in the movement occurs, almost via the entire stroke length with absolutely constant speed, which only depends on the diameter of the gears lt and 1r and the motor speed. However, a constant speed of the reciprocating movement is desired or even required in practice in many situations, for example in machine tool construction, e.g. B. with cold or hacksaws, support drives u. a.
If the two chain wheels lt and lr have different diameters, then the reciprocating movement of the oscillating member 6 over the stroke length, depending on the diameter difference, no longer takes place at a completely constant speed, because then the push rod 4, during its total movement from right to left or its inclination changes continuously from left to right. If z. B. the left in Fig. 1 serving as a return roller gear tr is larger than the drive gear lt, then the two chain strands 2u and 2o no longer run parallel to each other, but they open like scissors to the left to the larger gear 1r.
If now the oscillating member 6 moves in Fig. 1 from right to left in the direction of the larger gear lr, then the push rod 4 straightens up more and more steeply during this movement, which has the consequence that the speed of the oscillating member 6 despite being constant The speed of the chain 1 or of the driver 3 decreases continuously, even if only slightly. Correspondingly, the speed of the oscillating member 6 when it moves from left to right towards the smaller gear wheel 1t increases constantly, even if only slightly, during this movement.
If such a speed, which is not entirely constant over the stroke, but rather constantly changing, is desired, it can be achieved with the gearbox, whereby the desired amount of relatively small deceleration or deceleration is achieved.
Acceleration can be predicted by calculating the difference in diameter ben the two sprockets.
It is advisable to measure the length of the push rod 4 sufficiently, because then the push rod 4 executes only a relatively small pivoting movement every time the driver passes the gear lr or lt while reversing its rectilinear direction of movement Power transmission in the transmission is more favorable, in that the force components acting perpendicularly on the guide surfaces of the straight guide 5 are then only small and, as a result, the friction on the straight guide 5 and also its wear are low.
It is also advantageous to arrange the pivot pin 7 of the oscillating link 6 approximately in the plane indicated by E in FIG. 1, through the axes of the two gears lt and 1r, because because of the then equally large distance between the lower and upper chain strand 2 , and 2o of the horizontal axis plane of the pivot pin 7, a substantial symmetry of the motion sequences in the transmission is guaranteed. In itself, however, the transmission is fully functional even if the pivot pin 7 is a good deal outside the gear axis plane E.
If the center distance between the two Ket tenzahnwheels 1t and 1r and thus the stroke length of the oscillating member 6 is changed, then the frequency of the reciprocating movement of the oscillating member 6, d. H. it becomes smaller when the distance between the two chain wheels is increased, because the chain speed does not change when the center distance increases and therefore the driver 3 rotating with the chain 2 needs more time to move from one chain wheel to the other chain wheel with a larger stroke length to get.
With the proposed gearbox, the length or amplitude of the oscillating movement or
select the vibration frequency in a wide range so that the gearbox can be adapted to the respective requirements. In this case, it is advantageous that, when the stroke is increased, the transmission length does not increase excessively as is the case with the known motion converter transmissions, for example with the slider crank drive.
But if you want to have a smaller oscillation frequency with a certain, relatively small stroke length, then you can do this while maintaining the normal motor, i.e. H. while maintaining the speed of the drive gear lt, thereby realize that between the motor and drive gear, an intermediate gear with only a low reduction ratio, z. B. only a single pair of gears arranged. However, this is significantly cheaper and considerably less power-consuming and also requires less space and weight than the conventional slider-crank drive, which requires a reduction gear with a significantly larger reduction in the same situation.
A particularly advantageous application possibility for the transmission described above is in bird deterrent devices, especially for vine and fruit crops, as described in Swiss Patent No. 405 812 and in Swiss Patent No.
480 007 are described. In this case, for the fright means that oscillate back and forth at periodic intervals for a certain period of time, a not too rapid movement of the rope to which the fright means are attached with a relatively large oscillation amplitude is desired, which is precisely the case with the motion converter gear in question can be implemented particularly advantageously without an expensive and power-consuming reduction gear.
Practical tests have shown that it is possible to use the transmission proposed here, dispensing with a reduction gear, with an electric motor built as a normal motor with only 0.5 horsepower (= 0.5 HP) and a speed of 750 revolutions per minute and with a single roller chain of 1/2 inch equal 12.7 mm pitch, as z. B. is used for mopeds, and gears with 13 teeth over 110 pulleys led Schreckemittelell with a frequency of one back and forth per second at an oscillation amplitude of about 1 m easily and reliably in a reciprocating motion .
However, these 110 pulleys correspond to a bird deterrent device intended for approx. 20 cherry trees with a high trunk, as described in the Scheizer patent specification No. 480 007 for tall fruit trees.For bird deterrent devices in fruit crops, but also in smaller vine crops, the proposed gear is particularly favorable .
The transfer of the to-and-fro movement of the oscillating link 6 to the Schreckmiftelseil can be achieved in the simplest way by welding an eyelet RI (cf. Fig. 1) to the oscillating link 6, to which the detachment rope is attached to an approximately horizontal part of the rope becomes.
The aforementioned gearbox used for the practical testing is relatively light, so that it can be easily carried from one place to another, and its dimensions are relatively small at 1.5 m in length and 0.75 m in height. The gear unit can be protected against rain by means of a protective cover.
Fig. 3 shows another embodiment of the transmission, which enables a design with which unfavorable lateral bending stresses on the chain can be avoided even more safely, so that this embodiment is particularly suitable for mechanical engineering, where in many cases a particularly precise chain movement and thus perfect power transmission in particular greater forces are required.
Here a gear frame G 'is present, which is designed essentially the same or similar to the frame G of FIG. 1. The guide, shown here with 5' in FIG. 3, for the straight back and forth movement of the here with 6 ' The oscillating member designated corresponds to the guide 5 of FIG. 1. Here, too, the chain drive is in principle the same as in the embodiment of the transmission shown in FIG. Those parts of FIG. 3 which at least in terms of their function correspond to the gear parts already shown in FIG. 1 are provided with the same transfer symbols in FIG. 3 as in FIG. 1, but in FIG. 3 each transfer symbol has a Line attached as an index.
The oscillating member 6 'is also guided here in a lower guide rod 5U and an upper guide rod 50. The two guide rods 5U and 50 are straight and parallel to each other so that, as in FIG. 1, they form a straight guide.
A pin-shaped driver 3 ', which is also attached to the endless roller chain, as shown in FIG. 2 and previously described in detail, engages in an articulated manner in a transmission link 4'. The transmission member 4 'is guided vertically displaceably on two massive arms 6ar of the oscillating member 6, i. H.
ie perpendicular to the horizontal straight-line displacement direction of the oscillating member 6 '. The two arms 6ar are firmly connected to a pipe section 6r' which is mounted as a sliding pipe on the lower guide pipe 5U so that it can be horizontally locked. The upper ends of the two arms 6a are connected to one another in a yoke-like manner by a strong cross member 6t 'and are thus rigidly spaced from one another.
Thus, the four parts of the vibrating member 6 ', i.e. H. the lower sliding tube 6rr, the two vertical arms 6ra and the upper cross member 5t 'a rigid, self-contained square frame, on whose two arms 6at the transmission frame 4', well guided by these arms, can safely slide up and down . At the top, the oscillating link 6 'is guided by two guide jaws 6br, which are fastened to the cross-member 6t' with two screws each and the upper guide tube So between them, including the upper guide tube So.
Thus, as in FIG. 1, the oscillating member 6 'is guided twice, i.e. H. at the bottom of the guide tube 5u 'and at the top of the filling tube 50'.
The relatively large mutual spacing of the two guide tubes 5u 'and 50', as well as the relatively large bearing length of the slide tube 6r ', ensure that the oscillating member 6' is guided precisely in a straight line without undesired lateral movements.
During its horizontal to or fro movement, in which the transmission member 4 'participates, the driver 3' takes along the oscillating member 6 'by means of the latter, which therefore reciprocates on the two guide tubes 5U' and 50 'in the same rhythm slides down. In the vicinity of the two end or dead positions of the oscillating link 6 ', d. H. if the driver 3 'the sprocket ir' or. When 'happens, the transmission member 4' also executes a corresponding vertical movement on the two arms 6ar, the stroke size of which depends only on the diameter of the chain wheel 1r 'or
lt 'depends. When the chain 2 'rotates in the direction of the arrow R shown in FIG. 3, the transmission link 4' performs a downward movement on the sprocket lr 'and an upward movement on the sprocket lt'. Thus the transmission member 4 'describes as a whole, i. H. taking into account the horizontal displacements on the guide tubes 5u 'and 50', essentially a rectangular path, while the oscillating member 6 ', as in FIG. 1, only performs a straight back and forth movement.
Since there is no push rod here, but on; whose place is the precisely and safely guided transmission link 4 ', undesired lateral bending stresses on the chain 2' occur even less here than in the embodiment of the transmission shown in FIG. Therefore, the design of the transmission according to FIG. 3 is particularly suitable for mechanical engineering and the transmission of larger forces.
The kinematic movement conditions of the transmission of FIG. 3 correspond largely to those of the transmission design according to FIG. 1, but here the slight effects of the changing push rod inclination on the speed of the reciprocating Sahwing member 6 'are not present, and are also absent here also the slight impairment of the symmetry of the sequence of movements due to the eccentric arrangement of the pivot pin 7 of FIG. 1 outside the chain wheel axis area E, because here the transmission link 4 'is not, as in FIG.
1, is designed as a push rod, but as a straight, vertically displaceable slide and here the pivot pin 3 connecting the push rod 4 to the oscillating member 6, as shown in the embodiment according to FIG. 1, is completely absent.
4 shows another embodiment of the transmission element and its guide. Here, the transmission member labeled 4 ″ is designed as a so-called stone and is guided vertically displaceably within a solid U-shaped guide fork 6a ″ which is firmly connected to the lower slide tube 6r ″.
Here, too, the two parts 6r "and 6a" form an oscillating member 6 "in the form of a rigid square frame, which, in conjunction with the rigid design and guidance of the transmission member 4", advantageously keeps the part seen with the driver 3 "free the chain 2 'of unwanted lateral movements or lateral bending demands guaranteed.
According to its basic concept, the gear unit is also suitable for generating an oscillating back and forth movement on a circular path, freely only with very large path radii, i.e. H. only for weak path curvatures, as otherwise unfavorable secondary loads would occur especially in the guidance of the vibrating link
Especially when using the gearbox in machines, e.g. B. machine tools, especially when large forces are transmitted, for which the embodiment according to FIGS. 3 and 4 is particularly suitable, additional chain guides can be provided which further improve the guarantee of an exact chain run.
If large forces are to be transmitted with the transmission, then instead of a single chain, a multiple chain, e.g. B. a double or triple chain can be used.