Bekannte pneumatische oder hydraulische Antriebseinrichtungen sind mit verschiedenen Nachteilen behaftet, welche einerseits hohe Herstellungskosten zur Folge haben und andererseits relativ grossvolumige Bauausführungen bedingen. Bei bekannten Einrichtungen muss die gesamte Kraft über Nocken und Rollen übertragen werden, weshalb für diese Teile hochwertiger Stahl verwendet werden muss. Die Teile müssen sorgfältig bearbeitet werden, wodurch relativ hohe Herstellungskosten für die Einheit anfallen. Ferner müssen durch Wahl der Stahlsorte oder durch spezielle Oberflächenbearbeitung Massnahmen gegen Korrosion getroffen werden. Schliesslich müssen diese Einheiten im Betrieb ständig gewartet werden, damit die Betriebssicherheit erhalten bleibt.
Aufgabe der Erfindung ist es, eine derartige Antriebseinrichtung anzugeben, welche sich wesentlich billiger herstellen lässt als bekannte Antriebseinrichtungen und welche bei gleicher Leistung wesentlich kompakter aufgebaut ist bzw.
mit einem geringeren Antriebsdruck auskommen kann als die bekannten Antriebseinrichtungen. Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss dadurch gelöst, dass mindestens ein um seine Achse drehbarer Druckzylinder mit einem darin befindlichen Drallkolben vorgesehen ist, wobei die Zylinderlauffläche und die Kolbenlauffläche einander entsprechende schraubenlinienförmige Profile aufweisen und wobei der Kolben auf einer parallel zur Zylinderachse verlaufenden drehfesten oder gegen Verdrehen arretierbaren Schiene geführt ist, und dass in den beiden Endbereichen des Druckzylinders Druckmittelleitungen in den Zylinderraum münden, welche wechselweise zur Druckmittelzufuhr bzw. zur Entlastung des Zylinderraumes dienen.
Bei dieser Antriebseinrichtung wird die Kraft von der gesamten Kolbenoberfläche übertragen, wobei der-Kolben entsprechend lang ausgebildet sein kann. Durch diese Massnahme wird der Kontaktdruck dermassen günstig verteilt, dass relativ weiches Material, wie beispielsweise Aluminium oder Kunststoff, sowohl für den Kolben als auch für den Kolbenzylinder verwendet werden kann. Durch diese Möglichkeit lassen sich besonders günstige Reibungsbedingungen zwischen dem Kolben und dem Zylinder erreichen. Wenn als Kunststoffe solche mit besonders niedrigem Reibungskoeffizienten, wie Nylon , Teflon oder dergleichen verwendet werden und diese mit Aluminium kombiniert werden, ist nicht einmal eine Schmierung zwischen Kolben und Zylinder notwendig.
Ein weiterer entscheidender, aus der Verwendung von Kunststoffen resultierender Vorteil ist darin zu sehen, dass sich Kunststoffteile sehr einfach und billig herstellen lassen, beispielsweise durch Extrusion oder durch Pressen. Die auf die Leistung einer solchen Antriebseinrichtung bezogenen
Herstellungskosten lassen sich gegenüber bekannten Einrichtungen drastisch reduzieren.
Im folgenden werden Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand von Zeichnungen näher beschrieben. Es zeigen:
Fig. 1 die teilweise geschnittene schematische Ansicht eines Drallkolbenantriebselementes,
Fig. 2 die Prinzipskizze einer Hebebühne unter Verwendung von zwei parallel betriebenen Antriebselementen gemäss Fig. 1,
Fig. 3-7 Skizzen zur Erläuterung der Dimensionierung des Drallkolbenantriebselementes, bzw. zum Vergleich mit be kannten Einrichtungen, und
Fig. 8, 9 ein kontinuierlicher Antriebsmotor.
Gemäss Fig. list eine hohlzylinderförmige Walze 6 um ortsfeste Lager 8, 9 drehbar. Die Walze 6 ist auf ihrer inne ren Mantelfläche mit einem schraubenlinienförmigen Profil
12 versehen. Ein Kolben 13 besitzt auf seiner äusseren Man telfläche ein entsprechendes schraubenlinienförmiges Profil 14. Der Kolben 13 ist auf einer bezüglich des Zylinders 6 axial verlaufenden Schiene 15 drehfest und axial verschiebbar gelagert. Die Schiene 15 ist auf beiden Seiten der Walze 6 nach aussen geführt und liegt in den ortsfesten Lagern 8 und 9 auf. Der Innenraum der Walze 6 ist nach aussen hin abgedichtet. An den beiden Enden des Druckzylinders sind
Druckmittelleitungen 16 und 17 angeschlossen, welche wechselweise zur Druckmittelzufuhr bzw. zur Entlastung der gegenüberliegenden Seite des Kolbens dienen.
Beide Leitungen können beispielsweise an die in den Endbereichen hohl ausgebildete Schiene 15 angeschlossen sein, wobei die Schiene im Innern des Druckzylinders im jeweiligen Endbereich mit Öffnungen 18 bzw. 19 versehen ist, um einen ungehinderten Eintritt des Druckmittels bzw. eine Belüftung des andern Teils des Druckzylinders zu erlauben. Dic Öffnungen 18 und 19 können auch abwechselnd als Einlass- bzw. Auslass öffnungen für das Druckmedium betrieben werden, so dass der Kolben 13 wahlweise in die eine oder andere Richtung verschoben werden kann, was ein Drehen der Walze 6 in der einen oder anderen Drehrichtung zur Folge hat.
Fig. 2 zeigt eine Verwendung von zwei Antriebselementen in einer Lasthebebühne. Eine Plattform 1 ist über Zugelemente beispielsweise Kabel 2 bis 5, paarweise mit Walzen 6 bzw. 7 verbunden. Dabei ist die zweite Walze 7, genauso wie die erste Walze 6, zum ortsfesten Lager 10 und 11 drehbar.
Im folgenden wird eine Berechnung der Hubkraft und des Drehmomentes für die Antriebseinrichtung durchgeführt und das Ergebnis mit Werten von bekannten hydraulischen oder pneumatischen Antriebsvorrichtungen verglichen.
Unter den gemäss Fig. 3 gemachten Annahmen, dass die Schiene 15 quadratischen Querschnitt aufweist und eine Kan tenlänge a besitzt, dass ferner r der mittlere Durchmesser des Kolbens 13 ist und dass R der wirksame Aussendurch messer der Walze 6 ist, wobei R = 1,25 r und a = 2/3 r ange nommen wird, beträgt die wirksame Fläche Ap des Druckkolbens:
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Dabei beträgt der Drallwinkel ot = 45 .
Die als Tangente an der Walze auftretende Kraft T berechnet sich zu: T = Ap x p, wobei P der vom Druckmedium auf die Kolbenfläche ausgeübte Druck in kglcm2 bedeutet.
Unter Berücksichtigung des obigen Ergebnisses ist damit T = 2,696 pr2.
Für das Drehmoment gilt Tq = T R = 3,37r3p
Im folgenden wird ein Vergleich dieses Ergebnisses mit der Hubkraft bzw. dem Drehmoment einer herkömmlichen Kolbenpumpe ( Thoma -Pumpe) angestellt, welche den gleichen äusseren Durchmesser R besitzt. Unter der Annahme, dass gemäss Fig. 4 gilt: d = r = 1/2 R, gilt für die wirksame
Fläche
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Zwischen der Tangentialkraft T und dem vom Druckmedium ausgeübten Druck P gilt für die praktisch auftretenden relativ kleinen Winkel ss gemäss Fig. 5:
T t 0,4P. Damit berechnet sich das Drehmoment T*q zu: T*q = 0,613r2 0,4 p 1/2 1,25 r = 0,453r3p
Zwischen dem Drehmoment Tq des Drallkolbens und dem soeben berechneten Drehmoment T*q für die bekannte
Kolbenpumpe gilt das Verhältnis: 3,37 T*q 0,153 =22003
Bezüglich des Drehmomentes ist also der Drallkolben einer gleich grossen Kolbenpumpe bei Anwendung eines gleich grossen Druckes etwa um den Faktor 22 überlegen, oder es lässt sich ein bestimmtes Drehmoment, für welches die bekannte Thomapumpe beispielsweise 150 atü benötigt, mit wesentlich reduziertem Druck, nämlich mit nur 6,82 atü erreichen.
Dies bedeutet, dass in einer grossen Zahl von Anwendungsfällen der Druck eines ohnehin vorhandenen gewerblichen Druckluftsystems (ca. 8 atü) verwendet werden kann.
Im folgenden werden das Drehmoment und der Wirkungsgrad des Drallkolbens mit den Werten für eine Flügelpumpe verglichen. Eine bekannte derartige Flügelpumpe mit einem einzigen Flügel ist in der Lage, ein relativ grosses Drehmoment zu erzeugen, allerdings nur für einen Drehwinkel von 280". Es wird daher im folgenden eine derartige Pumpe mit dem Drallkolben verglichen, wobei vorausgesetzt wird, dass beide Antriebsaggregate um einen Drehwinkel von 280 bewegt werden. Auch in diesem Fall wird von gleichen Aussendurchmessern R und vergleichbarer Länge der Einheit ausgegangen.
Für einen Drallwinkel von ar = 45" muss der Drallkolben gemäss Fig. 6 eine Länge L aufweisen, welche sich berechnet zu: L=2n r 280/360 4,88r.
Wird für beide Elemente der gleiche Arbeitsdruck angesetzt, ergibt sich gemäss Fig. 7 für die Angriffsfläche AD: Ap = (4/5 R - 1/5 R) L = 3/5 1,25 4,9r2 Der Hebelarm b beträgt: b = (4/5R - 1/5R) 1/2 = 3/lOR Daraus ergibt sich für das Drehmoment T0· Ap -b b = 3,675 3/10 1,25 rSrp = 1,38r3p
Beim gleichen Druck P und einem Drehwinkel von 280 beträgt das Verhältnis der beiden Drehmomente bei gleichen äusseren Abmessungen der miteinander verglichenen Einheiten:
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Mit dem Drallkolbenelement lässt sich somit ein um den Faktor 2,5 höheres Drehmoment erzielen.
Zur Erzielung einer gleichförmigen Bewegung lassen sich zwei der beschriebenen Antriebselemente in besonders vorteilhafter Weise miteinander koppeln. Die Koppelung kann beispielsweise mit Hilfe eines Zahnriemens, einer Kette oder mit einer anderen ähnlichen Einrichtung geschehen.
Das Ausführungsbeispiel gemäss den Figuren 8 und 9 besteht aus einem ersten Antriebselement 20 und einem zweiten Antriebselement 21, welche gemäss Fig. 8 durch einen Zahnriemen oder eine Kette 22 miteinander gekoppelt sind.
Das schraubenlinienförmige Profil 1 2A des ersten Antriebselementes 20 ist von umgekehrtem Drehsinn als das Profil 12B des zweiten Antriebeselementes 21. Ferner können beide Profile unterschiedliche Steigungen aufweisen.
Die Schienen 15 beider Antriebselemente sind drehbar gelagert und mit einer Rastscheibe 23A bzw. 23B versehen. Auf dem Umfang der Rastscheibe ist eine Vertiefung 24 angebracht, in welche ein Sperrkolben 25 einsetzbar ist. Der Sperrkolben 25 kann im Beispiel durch einen steuerbaren Druckzylinder 26 betätigt werden.
Sowohl die beiden Antriebeselemente 20 und 21, als auch die beiden Druckzylinder 26A, 26B sind über eine Steuereinrichtung 27 an eine Druckmittelpumpe 28 angeschlossen.
Wird zunächst, wie in Fig. 9 angedeutet, der erste Druckzylinder 26A betätigt, so wird die Rastscheibe 23A und damit die erste Schiene 13A arretiert. Das erste Antriebselement 20 wird daher unter dem Einfluss des Druckmittels in der zuvor beschriebenen Weise betrieben, so dass der Zahnriemen oder die Kette 22 beispielsweise in Pfeilrichtung I bewegt wird. Auch der Kolben des zweiten Antriebselementes wird gleichzeitig dem Druckmittel ausgesetzt. Da sich jedoch der Sperrkolben 25B des zweiten Antriebselementes nicht in Eingriff mit der Rastscheibe 23B befindet, kann sich der Kolben des zweiten Antriebselementes 21 frei und unabhängig von der Bewegung des Zahnriemens 22 nach oben in Pfeilrichtung I bewegen. Das zweite Antriebselement 21 leistet dabei keine Arbeit.
Nach Umschalten der Druckrichtung für die beiden Antriebselemente und nach gleichzeitiger Umschaltung der beiden Sperrkolben 25 mit Hilfe der Steuereinrichtung 27 wird die zweite Schiene 15B arretiert, während die erste Schiene 15A gemeinsam mit dem Kolben 13A frei drehbar ist. Die Be wegung der Kolben erfolgt nunmehr in Pfeilrichtung 11.
Nach diesem Richtungswechsel übernimmt das zweite Antriebselement 21 die Arbeit zum Antrieb des Zahnriemens oder der Kette 22 in der gleichen Richtung (Pfeilrichtung 11).
Da sich der jeweils nicht unter Last befindliche Kolben wesentlich schneller bewegt als derjenige Kolben, welcher die Arbeit übernimmt, lässt sich ein vollkontinuierlicher Antrieb für den Zahnriemen oder die Kette 22 erreichen, wobei die Steuereinrichtung 27 eine mit den entsprechenden Überschneidungszeiten versehene Steuerung der Antriebselemente 20 und 21 bzw. der Druckzylinder 26 vornimmt.
Durch vertauschte Zuordnung der Druckzylinder 26 zu den Antriebselementen 20 und 21 kann die Antriebsrichtung des Zahnriemens bzw. der Kette 22 auf einfache Weise geändert werden. Bleibt hingegen ein Sperrkolben 25 ständig im Eingriff mit der Vertiefung 24 innerhalb der Rastscheibe 23, so führt der Zahnriemen bzw. die Kette eine hin- und hergehende Bewegung aus. Befinden sich beide Sperrkolben 25A und 25B im Eingriff, ist die Vorrichtung blockiert.
Die entscheidenden Vorteile der beschriebenen Einrichtung gegenüber bekannten Elementen dieser Art besteht im besonders einfachen Aufbau, in der Flexibilität bezüglich der geometrischen Parameter, so dass die verschiedensten Kombinationen zwischen Kraft und Drehmoment möglich sind, indem auf einfache Weise der Drallwinkel oder das Verhältnis des Drallradius zum äusseren Radius der Walze geändert wird. Ein entscheidender weiterer Vorteil der beschriebenen Einrichtung besteht darin, dass die Kraftübertragung auf einer relativ grossen Fläche stattfindet, wodurch sich die Verwendung von preiswerten Werkstoffen, wie Kunststoff und Aluminium, anbietet. Wegen des bezogen auf das abgegebene Drehmoment relativ kleinen Bauvolumens ergibt sich eine äusserst kompakte und handliche Einrichtung.
Die Antriebsvorrichtung hat einen aussergewöhnlich hohen Wirkungsgrad, wobei nur geringe thermische Verluste auftreten.
Ein weiterer entscheidender Vorteil besteht darin, dass die Einrichtung bei relativ niedrigen Druckwerten betrieben werden kann.
Known pneumatic or hydraulic drive devices suffer from various disadvantages which, on the one hand, result in high manufacturing costs and, on the other hand, require relatively large-volume constructions. In known devices, the entire force must be transmitted via cams and rollers, which is why high-quality steel must be used for these parts. The parts must be carefully machined, which results in a relatively high manufacturing cost for the unit. Measures against corrosion must also be taken by choosing the type of steel or by special surface treatment. After all, these units must be constantly maintained during operation so that operational safety is maintained.
The object of the invention is to provide a drive device of this type which can be manufactured significantly more cheaply than known drive devices and which has a significantly more compact structure or is designed to be of the same power.
can manage with a lower drive pressure than the known drive devices. This object is achieved according to the invention in that at least one pressure cylinder rotatable about its axis is provided with a swirl piston located therein, the cylinder running surface and the piston running surface having mutually corresponding helical profiles and the piston on a non-rotatable or rotatable rail running parallel to the cylinder axis is performed, and that in the two end regions of the pressure cylinder pressure medium lines open into the cylinder space, which serve alternately to supply pressure medium or to relieve the cylinder space.
In this drive device, the force is transmitted from the entire piston surface, whereby the piston can be designed to be correspondingly long. This measure distributes the contact pressure so favorably that relatively soft material, such as aluminum or plastic, can be used for both the piston and the piston cylinder. This possibility makes it possible to achieve particularly favorable friction conditions between the piston and the cylinder. If plastics with a particularly low coefficient of friction, such as nylon, Teflon or the like, are used and these are combined with aluminum, it is not even necessary to lubricate the piston and cylinder.
Another decisive advantage resulting from the use of plastics is to be seen in the fact that plastic parts can be produced very easily and cheaply, for example by extrusion or by pressing. Those related to the performance of such a drive device
Production costs can be drastically reduced compared to known devices.
In the following, exemplary embodiments of the invention are described in more detail with reference to drawings. Show it:
1 shows the partially sectioned schematic view of a swirl piston drive element,
FIG. 2 shows the basic sketch of a lifting platform using two drive elements operated in parallel according to FIG. 1,
Fig. 3-7 Sketches to explain the dimensions of the swirl piston drive element, or for comparison with known devices, and
8, 9 a continuous drive motor.
According to FIG. 1, a hollow cylindrical roller 6 can be rotated around stationary bearings 8, 9. The roller 6 is on its inne Ren outer surface with a helical profile
12 provided. A piston 13 has a corresponding helical profile 14 on its outer man face. The piston 13 is rotatably and axially displaceably mounted on a rail 15 extending axially with respect to the cylinder 6. The rail 15 is guided to the outside on both sides of the roller 6 and rests in the stationary bearings 8 and 9. The interior of the roller 6 is sealed off from the outside. At the two ends of the printing cylinder are
Pressure medium lines 16 and 17 connected, which serve alternately to supply pressure medium or to relieve the opposite side of the piston.
Both lines can, for example, be connected to the rail 15, which is hollow in the end regions, the rail in the interior of the printing cylinder being provided with openings 18 or 19 in the respective end region to allow unhindered entry of the pressure medium or ventilation of the other part of the printing cylinder to allow. The openings 18 and 19 can also be operated alternately as inlet and outlet openings for the pressure medium, so that the piston 13 can be shifted in one direction or the other, which causes the roller 6 to rotate in one or the other direction of rotation Consequence.
Fig. 2 shows the use of two drive elements in a load lifting platform. A platform 1 is connected in pairs to rollers 6 and 7 via tension elements, for example cables 2 to 5. The second roller 7, like the first roller 6, can be rotated relative to the fixed bearing 10 and 11.
In the following, a calculation of the lifting force and the torque for the drive device is carried out and the result is compared with values from known hydraulic or pneumatic drive devices.
Under the assumptions made according to FIG. 3 that the rail 15 has a square cross-section and an edge length a, that furthermore r is the mean diameter of the piston 13 and that R is the effective outer diameter of the roller 6, where R = 1, 25 r and a = 2/3 r is assumed, the effective area Ap of the pressure piston is:
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The twist angle is ot = 45.
The force T occurring as a tangent on the roller is calculated as follows: T = Ap x p, where P means the pressure exerted by the pressure medium on the piston surface in kglcm2.
Taking the above result into account, T = 2.696 pr2.
For the torque, Tq = T R = 3.37r3p applies
A comparison of this result with the lifting force or the torque of a conventional piston pump (Thoma pump), which has the same external diameter R, is made below. Assuming that according to FIG. 4 the following applies: d = r = 1/2 R, applies to the effective
surface
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The following applies between the tangential force T and the pressure P exerted by the pressure medium for the relatively small angles ss that occur in practice according to FIG. 5:
T t 0.4P. The torque T * q is calculated as follows: T * q = 0.613r2 0.4 p 1/2 1.25 r = 0.453r3p
Between the torque Tq of the swirl piston and the just calculated torque T * q for the known
The ratio for piston pumps is: 3.37 T * q 0.153 = 22003
With regard to the torque, the swirl piston is therefore superior to a piston pump of the same size when using the same pressure by a factor of about 22, or a certain torque, for which the known Thomas pump requires 150 atmospheres, for example, can be achieved with significantly reduced pressure, namely with only Reach 6.82 atm.
This means that the pressure of an already existing commercial compressed air system (approx. 8 atmospheres) can be used in a large number of applications.
In the following, the torque and the efficiency of the swirl piston are compared with the values for a vane pump. A known vane pump of this type with a single vane is able to generate a relatively large torque, but only for an angle of rotation of 280 ". In the following, therefore, such a pump is compared with the swirl piston, it being assumed that both drive units are an angle of rotation of 280. In this case too, the same outside diameter R and a comparable length of the unit are assumed.
For a helix angle of ar = 45 ", the swirl piston according to FIG. 6 must have a length L, which is calculated as follows: L = 2n r 280/360 4.88r.
If the same working pressure is applied for both elements, the following results for the contact surface AD according to FIG. 7: Ap = (4/5 R - 1/5 R) L = 3/5 1.25 4.9r2 The lever arm b is: b = (4 / 5R - 1 / 5R) 1/2 = 3 / lOR This results in the torque T0 · Ap -bb = 3.675 3/10 1.25 rSrp = 1.38r3p
At the same pressure P and an angle of rotation of 280, the ratio of the two torques with the same external dimensions of the compared units is:
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With the swirl piston element, a torque that is 2.5 times higher can be achieved.
To achieve a uniform movement, two of the drive elements described can be coupled to one another in a particularly advantageous manner. The coupling can take place, for example, with the aid of a toothed belt, a chain or with another similar device.
The embodiment according to FIGS. 8 and 9 consists of a first drive element 20 and a second drive element 21 which, according to FIG. 8, are coupled to one another by a toothed belt or a chain 22.
The helical profile 1 2A of the first drive element 20 is of the opposite direction of rotation than the profile 12B of the second drive element 21. Furthermore, the two profiles can have different gradients.
The rails 15 of both drive elements are rotatably mounted and provided with a locking disk 23A or 23B. A recess 24 into which a locking piston 25 can be inserted is provided on the circumference of the locking disk. In the example, the locking piston 25 can be actuated by a controllable pressure cylinder 26.
Both the drive elements 20 and 21 and the two pressure cylinders 26A, 26B are connected to a pressure medium pump 28 via a control device 27.
If, as indicated in FIG. 9, the first pressure cylinder 26A is initially actuated, the locking disk 23A and thus the first rail 13A are locked. The first drive element 20 is therefore operated under the influence of the pressure medium in the manner described above, so that the toothed belt or the chain 22 is moved in the direction of arrow I, for example. The piston of the second drive element is also exposed to the pressure medium at the same time. However, since the locking piston 25B of the second drive element is not in engagement with the locking disk 23B, the piston of the second drive element 21 can move freely and independently of the movement of the toothed belt 22 upwards in the direction of arrow I. The second drive element 21 does no work.
After switching the pressure direction for the two drive elements and after simultaneously switching over the two locking pistons 25 with the aid of the control device 27, the second rail 15B is locked, while the first rail 15A is freely rotatable together with the piston 13A. The pistons are now moved in the direction of arrow 11.
After this change of direction, the second drive element 21 takes over the work of driving the toothed belt or the chain 22 in the same direction (arrow direction 11).
Since the piston that is not under load moves much faster than the piston that does the work, a fully continuous drive for the toothed belt or chain 22 can be achieved, with the control device 27 providing control of the drive elements 20 and 20 with the corresponding overlap times 21 or the pressure cylinder 26 performs.
By interchanging the assignment of the pressure cylinders 26 to the drive elements 20 and 21, the drive direction of the toothed belt or the chain 22 can be changed in a simple manner. If, on the other hand, a locking piston 25 remains constantly in engagement with the recess 24 within the locking disk 23, the toothed belt or the chain performs a reciprocating movement. If both locking pistons 25A and 25B are engaged, the device is blocked.
The decisive advantages of the device described compared to known elements of this type are the particularly simple structure, the flexibility with regard to the geometric parameters, so that the most varied combinations between force and torque are possible by simply changing the twist angle or the ratio of the twist radius to the outer The radius of the roller is changed. Another decisive advantage of the device described is that the power transmission takes place over a relatively large area, which means that inexpensive materials such as plastic and aluminum can be used. Because of the relatively small construction volume in relation to the torque output, the result is an extremely compact and handy device.
The drive device has an extraordinarily high degree of efficiency, with only low thermal losses.
Another decisive advantage is that the device can be operated at relatively low pressure values.