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Die Erfindung bezieht sich auf eine Schalteinrichtung für Schwenkrollengetriebe
mit mehreren parallel angeordneten Sätzen von Schwenkrollen, die um in der Berührungsebene
der Schwenkrollen mit den Torusscheiben liegende Achsen verschwenkbar sind, mit
Schwenkrollenträgern, die je Rollensatz durch untereinander über eine Hülse verbundene,
linear frei verschiebbare und durch Drehung einstellbare Druckaufnahme- und Steuerorgane
über Winkelhebel in Richtung der Schwenkachse verschiebbar sind, und mit einer Dämpfung
der selbsteinstellenden Relativbewegungen der Schwenkrollen beim Lastausgleich zwischen
den Druckaufnahme- und Steuerorganen und einem ortsfesten Teil des Getriebes.
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Die Art der Steuerung eines derartigen Getriebes ist aus der französischen
Patentschrift 1289 325 bekanntgeworden. Bei dieser Steuerung richtet sich
die Lage des jedem Rollensatz gemeinsamen Druckaufnahme- und Steuerorgans nach einem
Abgleich der auf das Organ über die Schwenkrollenträger und die Winkelhebel aufgebrachten
Druckkräfte. Überträgt das Getriebe ein Drehmoment von erheblicher Größe, ist die
Lage des gemeinsamen Druckaufnahme- und Steuerorgans im wesentlichen stabil. Wird
das Getriebe dagegen ohne Last oder nur unter einer geringen Belastung betrieben,
sind die auf das gemeinsame Druckaufnahme- und Steuerorgan wirkenden Druckkräfte
vernachlässigbar klein, so daß es regellose Bewegungen, hervorgerufen durch selbsteinstellende
Relativbewegungen der Rollen mit ihren Schwenkrollenträgern zum gegenseitigen Lastausgleich,
ausführen kann. Dies bewirkt eine Folge von Bewegungen jeder einzelnen Rolle im
Sinne einer Änderung des übersetzungsverhältnisses, so daß Schwingungen auftreten,
die eine solche Stärke erreichen können, daß die Gefahr einer Beschädigung des Getriebes
gegeben ist oder die Rollen in Stellungen für extreme Übersetzungsverhältnisse unterschiedlichen
Vorzeichens gelangen, die zu einem Verklemmen des Getriebes führen können.
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Es ist nach der französischen Patentschrift 1265 612 bereits
versucht worden, diese Schwierigkeit durch die Verwendung einer Reibungsdämpfung
für das gemeinsame Druckaufnahme- und Steuerorgan zu vermeiden. Doch befriedigt
diese Lösung nicht vollständig, da bei dieser Form der Dämpfung der Bewegung ein
Widerstand entgegengesetzt wird, bis sich ein erheblicher Unterschied zwischen den
Reaktionskräften entwickelt hat. Sobald dieser Unterschied einen bestimmten Schwellwert
erreicht, geben die Reibungsdämpfer plötzlich nach, wobei sich ein Übergang von
der relativ hohen ruhenden Reibung zu der relativ niedrigen Gleitreibung vollzieht.
Hierdurch können die Schwingungen des gemeinsamen Druckaufnahme- und Steuerorgans
verstärkt werden. Außerdem führt jede Verstärkung der Reibungsdämpfung zu einer
Verschlechterung der unter normalen Betriebsbedingungen erzielbaren Verteilung der
Last auf die Rollen. Diese Schwierigkeiten erhöhen sich noch, wenn bei einem Getriebe
mit mehreren parallel angeordneten Sätzen von Schwenkrollen, deren Druckaufnahme-
und Steuerorgane miteinander verbunden sind, eine wirksame Dämpfung erzielt werden
soll. Es sind dann nicht nur die lastausgleichenden, selbsteinstellenden Relativbewegungen
innerhalb eines Rollensatzes, sondern auch der Rollensätze untereinander zu dämpfen.
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Es ist Aufgabe der Erfindung, die Schwingungen der Steuereinrichtung
aus den selbsteinstellenden Relativbewegungen der Schwenkrollen eines Satzes und
der Sätze untereinander, insbesondere bei geringer Last, zu dämpfen.
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Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß bei einer Schalteinrichtung für
Schwenkrollengetriebe der eingangs erwähnten Art dadurch gelöst, daß hydraulische
Dämpfer innerhalb der Rollensätze sowie zwischen der Hülse und einem ortsfesten
Teil des Getriebes angeordnet sind.
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Zwar sind bei Schwenkrollengetrieben einer anderen Gattung schon hydraulische
Dämpfer bekanntgeworden (USA: Patentschriften 3 008 337, 3 087 348), die die für
jede Rolle getrennt vorgesehene Betätigungsvorrichtung dämpfen. Diese Dämpfer haben
jedoch auf Grund der unterschiedlichen Steuerung der Getriebe über eine jeder Rolle
zugeordnete getrennte Betätigungsvorrichtung eine andere Wirkungsweise, da nicht
nur die lastausgleichenden Relativbewegungen, sondern auch die gemeinsamen, eine
Übersetzungsänderung einleitenden Bewegungen gedämpft werden.
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Zweckmäßige Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen
gekennzeichnet.
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Die Erfindung wird im folgenden an Hand schematischer Zeichnungen
an mehreren Ausführungsbeispielen näher erläutert.
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F i g. 1 zeigt im Längsschnitt eine Ausbildungsform eines erfindungsgemäßen
Getriebes, in dem gleichzeitig verschiedene Ausführungen der Dämpfer erläutert sind;
F i g. 2 bis 5 zeigen verschiedene Dämpfer nach Fig.1; F i g. 6 ist ein Querschnitt
durch ein Getriebe mit einer weiteren Ausbildung der Dämpfer; F i g. 7 ist ein Teilschnitt
durch die Anordnung nach F i g. 6; F i g. 8 ist ein in einer anderen Ebene verlaufender
Schnitt durch die in F i g. 7 dargestellten Teile; F i g. 9 ist ein Längsschnitt
durch ein Getriebe, an Hand dessen mehrere weitere abgeänderte Ausbildungsformen
gemeinsam dargestellt sind; F i g. 10 zeigt im Schnitt Teile einer der Ausbildungsformen
nach F i g. 9; F i g. 11 zeigt im Schnitt weitere Teile der Ausbildungsformen nach
F i g. 9.
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F i g. 1 zeigt ein doppelseitiges Getriebe in Parallelanordnung mit
einer mittleren Scheibe 1, die auf beiden Seiten mit torusförmigen Flächen versehen
ist; jede dieser Torusflächen arbeitet mit einem Satz von Rollen zusammen, die Antriebsverbindungen
zu nach innen gerichteten Torusflächen an zwei äußeren Scheiben 2 und 3 herstellen.
Es ist nur eine der drei Rollen jedes Satzes dargestellt. Die Rolle 4 des einen
Satzes greift an der Scheibe 1 und der Scheibe 2 an, während die Rolle 5 des anderen
Satzes mit der Scheibe 1 und der Scheibe 3 zusammenarbeitet.
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Die Scheiben 2 und 3 sind mit einer zentralen Welle 6 verkeilt, die
indirekt von in die Stirnwände des Getriebegehäuses 7 eingebauten Lagern getragen
wird. Die Scheibe 1 läuft auf einem Nadellager, dessen innere Lauffläche durch die
Außenfläche einer Buchse 8 gebildet wird, die einen Teil eines am Gehäuse 7 verankerten
starren Armsternaggregats bildet. Dieses Aggregat wird im folgenden näher beschrieben.
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Die Scheibe 1 ist an ihrer Umfangsfläche mit Vorsprüngen versehen,
die in Einschnitte am offenen
Rand eines glockenförmigen Antriebsorgans
9 eingreifen. Das glockenförmige Antriebsorgan 9, das die Scheibe 2 und den linken
Satz von Rollen 4 umschließt, besitzt ein geschlossenes Ende, das an einem einen
Teil einer Antriebswelle 11 bildenden Flansch 10 befestigt ist. Die Antriebswelle
11 ist im Gehäuse 7 in einem Kugellager 12 gelagert und hohl ausgebildet, so daß
sie die äußere Lauffläche eines Nadellagers bildet, in welchem das zapfenförmige
linke Ende 13 der Welle 6 gelagert ist. Das andere Ende der Welle 6 trägt einen
ähnlichen Lagerzapfen 14, der in einem Nadellager in einer Bohrung einer Abtriebswelle
15 gelagert ist, die ihrerseits im Gehäuse 7 in einem Kugellager 16 gelagert ist.
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Eine an der Abtriebswelle 15 befestigte hohle Trommel 17 umschließt
eine bekannte drehmomentabhängige Anpreßvorrichtung, die die Scheiben 2 und 3 aufeinander
zu drückt, wobei die Scheibe 2 auch axial mit der Welle 6 verbunden ist und die
Scheibe 3 auf der Welle 6 gleiten kann.
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Das Rollentragaggregat läßt sich am besten in Ver-)indung mit F i
g. 6 beschreiben, die das Getriebe lach F i g. 1 im Querschnitt von links betrachtet
geigt, wobei die Scheibe 2 und das glockenförmige Sauteil 9 fortgelassen sind. An
die Buchse 8 schließt ;ich ein zentral angeordneter rohrförmiger Fortsatz
18 an, der seinerseits über eine Buchse 45 greift, die :inen Teil des rechten
Abschnitts des erwähnten starren Armsternaggregats bildet. Der Fortsatz 18 sägt
drei radial nach außen ragende Arme 19, 20
ind 21. In diese Arme sind an deren
äußeren Enden 3olzen 22, 23 und 24 eingebaut, die sich parallel zur 3auptachse des
Getriebes in Richtung auf die Icheibe 2 erstrecken. Diese Bolzen dienen als Lageungen
für drei Winkelhebel 25, 26 und 27. Jeder lieser Winkelhebel besitzt einen
zentralen Nabenibschnitt, der auf dem zugehörigen Bolzen angeordiet ist, und diese
Nabenabschnitte sind mit rohrörmigen Verlängerungen versehen, wie es z. B. für [en
Winkelhebel 27 bei 28 angedeutet ist; diese ,ortsätze bilden Lager für drei Zwischenglieder
29, ;0 und 31.
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Jede Rolle ist auf einem Rollenlager angeordnet md kann sich um einen
Achsstummel 32 drehen, [er sich von der Mitte eines Rollenträgers 33 aus
ach innen erstreckt; der Rollenträger 33 umgreift Lie Außenfläche der Rolle 4 und
ragt auf beiden feiten über diese Rolle hinaus, so daß er die Umangsfläche der Rolle
übergreift; in den Fortsätzen es Rollenträgers 33 sind Kugelpfannen 34 und 35 usgebildet.
In die Kugelpfanne 34 greift ein kugel-5rmiger Kopf des Winkelhebels 25 ein, und
die ;ugelpfanne 35 nimmt einen kugelförmigen Kopf am enachbarten Ende des Zwischengliedes
31 auf, das ich auf dem rohrförmigen Fortsatz 28 des Winkelebels 27 unabhängig von
jeder Drehung des Winkelebels 27 um seinen Lagerbolzen 24 frei drehen ann. Der nach
innen ragende Arm 36 des Winkelebels 25 greift auf eine noch zu erläuternde Weise
i einen Schlitz eines gemeinsamen Druckaufnahmergans 37 ein.
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Es sei angenommen, daß sich die Scheibe 1 geiäß F i g. 6 im Uhrzeigersinn
dreht. Wenn die An--iebswelle ein Drehmoment über das Getriebe auf ie Abtriebswelle
überträgt, wirkt auch das Reakonsdrehmoment auf die Rollenträger im Uhrzeigernn,
d. h. bei der Rolle 4 gemäß F i g. 6 von links ach rechts. Die drei Rollen des Satzes
sind daher bestrebt, das gemeinsame Druckaufnahmeorgan 37 entgegen dem Uhrzeigersinn
zu drehen, doch wird diesem Bestreben durch ein hier nicht gezeigtes Steuergestänge
entgegengewirkt.
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Jede Rolle befindet sich bei einem bestimmten Übersetzungsverhältnis
dann im Gleichgewicht, wenn ihre Drehachse die Hauptachse des Getriebes schneidet
und die Rolle- so geneigt ist, daß sie nicht einer spiralförmigen Bahn längs der
Flächen der Scheiben folgt, um den dem betreffenden Übersetzungsverhältnis entsprechenden
Neigungswinkel zu ändern. Wenn z. B. die Achse der Rolle 4 gemäß F i g. 6 nach rechts
verlagert wird, bewegt sich die Rolle in Richtung auf ein kleineres Verhältnis zwischen
der Abtriebsdrehzahl und der Antriebsdrehzahl. Änderungen des Übersetzungsverhältnisses
werden dadurch eingeleitet, daß das gemeinsame Druckaufnahmeorgan 37 um die Hauptachse
gedreht wird. Unabhängig von der jeweiligen Steuergeometrie des Getriebes sind die
im folgenden beschriebenen Mittel, durch die die Rollen automatisch auf gleiche
Antriebslast eingestellt werden, im wesentlichen die gleichen.
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Das gemeinsame Druckaufnahmeorgan 37 wird zwar durch das erwähnte
Steuergestänge daran gehindert, sich um die Hauptachse zu drehen, doch kann es sich
ungehindert in einem begrenzten Ausmaß in jeder beliebigen radialen Richtung gegenüber
der Hauptachse bewegen, und seine Lage in der betreffenden Richtung wird durch den
Abgleich der Drehmomentreaktionskräfte bestimmt, die an den Rollen auftreten und
auf das Druckaufnahmeorgan 37 durch die nach innen ragenden Schenkel der Winkelhebel
25, 26 und 27 übertragen werden. Solange das Getriebe ein größeres Drehmoment
überträgt, ist das Gleichgewicht zwischen den ziemlich großen Kräften, welche die
radiale Stellung des gemeinsamen Druckaufnahmeorgans 37 bestimmen, stabil, so daß
Schwingungen verhindert werden; und das Drehmoment jedoch vernachlässigbar klein,
schwimmt das gemeinsame Druckaufnahmeorgan bezüglich seiner Bewegung radial zur
Hauptachse ungehindert, so daß sein Eigengewicht und/oder äußere Störungen bewirken,
daß es in eine Stellung gebracht wird, bei der Änderungen des Übersetzungsverhältnisses
durch die Rollen eingeleitet werden, und zwar in völliger Unabhängigkeit sowohl
bezüglich des Ausmaßes als auch der Richtung. Sobald zwei beliebige Rollen Winkelstellungen
für unterschiedliche Übersetzungsverhältnisse einnehmen, arbeiten sie gegeneinander
und erzeugen in entgegengesetzten Richtungen wirkende Drehmomentreak= tionskräfte.
Diese Kräfte bewirken radiale Verlagerungen des gemeinsamen Druckaufnahmeorgans
im Sinne eines Abgleichs zwischen den Übersetzungsverhältnissen der verschiedenen
Rollen, so daß starke Schwingungen auftreten können; dies wird um so leichter der
Fall sein, je empfindlicher der Belastungsausgleich durch die Rollen ist. Eine eingehende
Untersuchung des Ablaufs dieser Schwingengen hat zu der Schlußfolgerung geführt,
daß die Schwingungen am besten durch eine Dämpfung der Lastausgleichsbewegunaen
des gemeinsamen Druckaufnahmeorgans mit Hilfe eines zähflüssigen Strömungsmittels
verhindert werden; jedoch ist es unerwünscht, andere Arten von Bewegungen des gemeinsamen
Druckaufnahmeorgans durch die Dämpfungsmittel zu hemmen. Beispielsweise wird bei
den beschriebenen Ausbildungsformen der Erfindung die
Drehbewegung
des gemeinsamen Druckaufnahmeorgans um die Hauptachse durch die Dämpfungsmittel
nicht beeinflußt. Auf welche Weise diesen Erfordernissen gemäß der Erfindung entsprochen
wird, soll im folgenden zunächst an Hand von F i g. 1 bis 4 erläutert werden.
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Die Steuerung der Rollen zur Einstellung des übersetzungsverhältnisses
wird dadurch bewirkt, daß das gemeinsame Druckaufnahmeorgan 37 mit Hilfe einer Buchse
38 gedreht wird, die sich durch die mittlere Scheibe 1 und einen Hebel 39 erstreckt,
von dem hier nur der zentral angeordnete Nabenabschnitt dargestellt ist. Nahe diesem
Hebel 39 ist das gemeinsame Druckaufnahmeorgan 40 angeordnet, das dem rechten Satz
von Rollen zugeordnet ist, die die Antriebsverbindung zwischen den Scheiben
1 und 3 herstellen. Das Gestänge, das den Hebel 39 mit einem
außenliegenden Organ zur Einstellung des Übersetzungsverhältnisses verbindet, verhindert
eine Drehung der Buchse 38, während radiale und axiale Bewegungen dieser Buchse
gegenüber der Hauptachse möglich sind.
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Im folgenden werden zunächst die dem gemeinsamen Druckaufnahmeorgan
40 zugeordneten hydraulischen Dämpfer beschrieben, die je nach Ausführungsform aus
den Teilen 47 bis 51, 60 bis 65, 78 und 79 bzw. 85 und
88 bestehen.
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Das dem rechten Satz von Rollen zugeordnete Armsternaggregat 43 ist
am Gehäuse mit einem Ring 44 verankert, der mit den äußeren Enden der drei Arme
42 aus einem Stück besteht. Ein Ölzuführungskanal41 erstreckt sich durch
einen der Arme nach innen und führt zu einem Ringraum zwischen der Hülse
38 und einer ortsfesten Buchse 45, die einen Bestandteil des Armsternaggregats
43 bildet und in die Buchse 8 paßt, um diese Buchse sowie das andere Armsternaggregat
46 zu unterstützen, das dem linken Satz von Rollen zugeordnet ist. Der Ringraum
zwischen der Hülse 38 und der Buchse 45 ist an beiden Enden auf eine
noch zu erläuternde Weise verschlossen. Von diesem Ringraum führen Kanäle nach außen
durch die Mitte der beiden übrigen Schenkel des Armsternaggregats 43 und stellen
Verbindungen zu zentralen Bohrungen der Lagerbolzen für die Winkelhebel her. Diese
zentralen Bohrungen führen über Ölkanäle zu Bohrungen, die sich durch die nach innen
ragenden Arme der drei Winkelhebel erstrecken, wie es im folgenden für den unteren
Winkelhebel 46 beschrieben wird. Die Bohrung des Winkelhebels 46 ist in F
i g. 1 mit 47 bezeichnet. Das innere Ende des Winkelhebels 46 ist bei 49
tonnenförmig ausgebildet und paßt in eine Querbohrung eines zylindrischen Führungsorgans
48, das von einer zylindrischen Öffnung des gemeinsamen Druckaufnahmeorgans
40 aufgenommen wird; diese Öffnung erstreckt sich als zylindrischer Kanal
unter einem kleinen Winkel gegenüber der Ebene, die durch die Mittellinie des Kanals
verläuft und die Hauptachse enthält. Die Bohrung 47 ist innerhalb des tonnenförmigen
Abschnitts 49 erweitert und bildet einen Sitz für die Kugel 50 eines Rückschlag,-ventils;
so kann das Öl nicht durch den Arm 46 des Winkelhebels zu dem Lagerbolzen des Armsterns
zurückströmen.
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Der Boden der Querbohrung des Führungsorgans 48 wird durch die Fläche
des Kanals in dem gemeinsamen Druckaufnahmeorgan 40 nicht ganz dicht überdeckt,
so daß sich ein als Widerstand für das entweichende Öl wirkender Kanal- ergibt.
Dieser Kanal bildet einen einfachwirkenden Dämpfer, wenn sich das gemeinsame Druckaufnahmeorgan
40 schnell in Richtung auf den Winkelhebel 46 bewegt; dann schließt sich das Rückschlagventi150,
und das Öl muß über die genannte Undichtigkeit entweichen, so daß die Bewegung des
gemeinsamen Druckaufnahmeorgans 40 gedämpft wird.
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Die gleichen Anordnungen bei den übrigen Winkelhebeln gewährleisten,
daß die Bewegungen des gemeinsamen Druckaufnahmeorgans 40 in jeder zur Hauptachse
radialen Richtung gedämpft werden, jedoch wird hierbei nur eine schnell ablaufende
Bewegung beeinflußt, so daß sich der Ausgleich der Rollenbelastung-möglicherweise
etwas verzögertabspielen kann, bis der gleiche Endpunkt erreicht ist, als wenn keine
Dämpfung der radialen Bewegungen des gemeinsamen Druckaufnahmeorgans vorgesehen
wäre. Jeder Schwingungsneigung wird eine starke Dämpfungswirkung entgegengesetzt.
Die Dämpfung erreicht ihr Maximum an dem Punkt jeder Schwingungsperiode, an dem
die Geschwindigkeit ein Maximum ist, und sie geht auf Null zurück, wenn das gemeniasme
Druckaufnahmeorgan am einen oder anderen Ende seiner Schwingungsbewegung zur Ruhe
kommt; hierbei handelt es sich um die wirksamste Schwingungsdämpfung. Es treten
keine ruckartigen Bewegungen auf, durch die die Schwingungen noch verstärkt würden,
wie es bei einer Reibungsdämpfung der Fall sein würde. Ein Sicherungsstift 51 verhindert,
daß sich die Kugel des Rückschlagventils 50 zu weit von ihrem Sitz entfernt.
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F i g. 2 zeigt den Dämpfer des Winkelhebels 46 in einem in größerem
Maßstabe gezeichneten Teilschnitt.
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Der linke Satz von Rollen ist in F i g. 1 in Verbindung mit einer
anderen Ausbildungsform eines Dämpfers dargestellt; es ist jedoch nicht bei einem
Getriebe an verschiedene Formen von Dämpfern gedacht.
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Im folgenden wird der Winkelhebel 26 beschrieben, der ein Beispiel
für die drei Winkelhebel im linken Teil des Getriebes bildet. In diesem Falle endet
der nach innen ragende Arm des Winkelhebels in einem tonnenförmigen Abschnitt 52,
der gemäß F i g. 3 in einer Querbohrung eines Führungsorgans 53 gleitet, das seinerseits
in einem zylindrischen Kanal des gemeinsamen Druckaufnahmeorgans 37 angeordnet ist;
das bis jetzt beschriebene Aggregat ähnelt der vorstehend beschriebenen Anordnung
bei dem Winkelhebel 46.
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Der Arm 26 des Winkelhebels ist jedoch nicht mit einer Längsbohrung
versehen. Das aus dem Raum zwischen der Hülse 38 und der Buchse 45 kommende Öl durchströmt
einen Kanal 54, der parallel zur Hauptachse durch die Wand der Hülse 38 verläuft,
und durch eine radiale Bohrung, die sich an den Kanal 54 anschließt. Das Öl gelangt
so zu dem zylindrischen Kanal des gemeinsamen Druckaufnahmeorgans 37, in dem das
Führungsorgan 53 angeordnet ist. Das äußere Ende dieser Bohrung ist gegenüber dem
Ende der Querbohrung des Führungsorgans 53 erweitert und bildet einen Sitz für die
Kugel eines Rückschlagventils 55; die Ventilkugel wird in Richtung auf ihren Sitz
durch eine schwache Feder 56 vorgespannt, die sich in einer Vertiefung an dem inneren
Ende des tonnenförmigen Abschnitts 52 ab-
ihr innerer Rand mit einem relativ großen Spielraum gegenüber der Außenfläche
-der Hülse 38 angeordnet ist. Eine relativ kräftige Ringfeder 64, die zwischen
der ringförmigen Stirnfläche der Kammer 60 und der Scheibe 63 liegt, drückt die
Scheibe 63 mit abdichtender Wirkung gegen die benachbarte Stirnfläche des rohrförmigen
Fortsatzes 62. Ferner ist eine ringförmige Scheibe 65 vorgesehen, deren Innendurchmesser
so gewählt ist, daß sie mit Gleitsitz auf die Hülse 38 paßt, während der Außendurchmesser
der Scheibe 65 derart ist, daß diese Scheibe den inneren Rand der Scheibe 63 überlappt.
Eine weitere Ringfeder 66, die erheblich schwächer ist als die Ringfeder
64, drückt die Scheibe
65 flach gegen den inneren Rand der Scheibe
63. Die Federn 64 und 66 können als gewellte Federn ausgebildet sein und einen rechteckigen
oder kreisrunden Querschnitt haben. Die Federkonstanten der Feder 64 und der zugehörigen,
in der anderen Kammer 59 angeordneten Feder müssen so gewählt sein, daß diese Federn
die axialen Bewegungen der gekuppelten gemeinsamen Druckaufnahmeorgane nicht wesentlich
behindern und sie nicht in eine bestimmte axiale Stellung vorspannen.
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Dem Raum zwischen der Hülse 38 und der Buchse 45 (F i g. 5)
wird Öl unter einem relativ niedrigen Druck von z. B. etwa 1,4 atü in der beschriebenen
Weise über den Kanal 41 zugeführt. Dieser Druck bewirkt normalerweise, daß die Feder
66 zusammengedrückt wird, um einen Spalt zwischen den Scheiben 63 und 65 zu öffnen,
über den das Öl in die Kammer 60 eintreten kann. Der äußere Rand der Scheibe 63
bildet einen Kanal mit dem Fortsatz 98, über den das Öl aus der Kammer 60
unter Widerstand .entweichen kann. Somit strömt normalerweise eine geringe Ölmenge
durch die Kammer 60, wodurch sie ständig mit Öl gefüllt ist und keine Luft enthält.
Da die der Kammer 60 zugewandte Fläche der Scheibe 63 größer ist als der Querschnitt
des Spaltes zwischen den Buchsen 38 und 45, wobei die Drücke im wesentlichen die
gleichen sind, wird die Scheibe 63 normalerweise hydrostatisch in Berührung mit
der Stirnfläche des rohrförmigen Fortsatzes 62 gehalten.
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Wenn die gekuppelten gemeinsamen Druckaufnahmeorgane Schwingungen
in axialer Richtung ausführen, bewirkt eine Bewegung in der einen Richtung, daß
die Scheibe 63 weiter in die Kammer 60 hineingedrückt wird, wobei sich der Öldruck
in dieser Kammer erhöht, so daß die Scheibe 65 gegen die Scheibe 63 gedrückt wird,
um den Eintrittskanal der Kammer 60 zu verschließen; die genannten Teile
wirken somit nach Art eines Rückschlagventils. Das Öl wird durch den Spalt am äußeren
Rand der Scheibe 63 nach außen gedrückt, wodurch die Bewegung gedämpft wird. Bei
einer axialen Bewegung der gekuppelten gemeinsamen Druckaufnahmeorgane in der anderen
Richtung wird der rohrförmige Fortsatz 62 aus der Kammer 60 herausgezogen, so daß
seine Stirnfläche von der Scheibe 63 abgehoben würde, wenn nicht die Feder 64 vorhanden
wäre, die stärker ist als die Feder 66, so daß sich die Scheiben 65 und 63 voneinander
abheben können, um den Öleinlaßkanal zu der Kammer 60 wieder zu öffnen, woraufhin
sich wieder solche hydrostatischen Bedingungen einstellen, daß die Scheibe 63 in
Berührung mit dem rohrförmigen Fortsatz 62 gehalten wird.
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Die Kammern 99 und 60 arbeiten im Gegentakt,
um axiale
Bewegungen der gekuppelten gemeinsamen Druckaufnahmeorgane in beiden Richtungen
zu dämpfen.
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F i g. 6, die gemäß den weiter oben gemachten Angaben einen Querschnitt
des Getriebes nach F i g. 1 darstellt und die Rollentragkonstruktion veranschaulicht,
unterscheidet sich von F i g. 1 bezüglich der dargestellten Dämpfungsmittel und
der zugehörigen Teile, die Verbindungen zwischen den Winkelhebeln und dem gemeinsamen
Druckaufnahmeorgan herstellen; praktisch zeigt F i g. 6 eine Anordnung, bei der
Dämpfer zwischen den Winkelhebeln 25, 26, 27 und den Druckaufnahmepunkten des gemeinsamen
Druckaufnahmeorgans 37 angeordnet sind, um sowohl radiale als auch axiale Schwingungen
des gemeinsamen Druckaufnahmeorgans zu dämpfen.
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Die drei verwendeten Dämpfer sind von gleicher Konstruktion; im folgenden
wird nur der dem Winkelhebel 25 zugeordnete Dämpfer beschrieben. Bei diesem Dämpfer
wird ein etwas komplizierteres Führungsorgan in Verbindung mit einem Schlitz zum
Aufnehmen der Druckkraft verwendet. Der nach innen ragende Arm 36 des Winkelhebels
25 trägt einen zylindrischen Fortsatz 67, auf den eine Buchse 68 aufgeschoben ist,
deren Außenfläche einen Teil einer Kugelfläche bildet; die Buchse 68
wird
auf dem Fortsatz 67 durch einen Sprengring 69 in ihrer Lage gehalten. Die Buchse
68 paßt in einen sie umschließenden Pfannenteil 70, dessen Innenfläche einen
Teil einer Kugelfläche bildet, die zur Außenfläche der Buchse 68 paßt; die Außenfläche
des Pfannenteils ist zylindrisch und weist zwei einander diametral gegenüberliegende
Anflächungen auf, die gemäß Fig. 7 an den Seitenwänden eines parallelwandigen Schlitzes
71 des gemeinsamen Druckaufnahmeorgans 37 angreifen.
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Dem Arm 36 des Winkelhebels wird Öl über eine zentrale Bohrung 72
in der gleichen Weise zugeführt wie dem Winkelhebel 46 nach F i g. 1. Diese zentrale
Bohrung endet an einem Kugelrückschlagventil 73 ähnlich dem Rückschlagventil 50
nach F i g. 1. Das innere Ende des Hebelarms 36 ist jedoch teilweise auf einen größeren
Durchmesser aufgebohrt, so daß gemäß F i g. 6 ein Dämpfungszylinder 74 vorhanden
ist, in dem ein Kolben 75 arbeitet.
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Das abgerundete innere Ende des Kolbens 75 greift gemäß F i g. 8 an
der Bodenfläche des Schlitzes 71 an, und wenn sich das gemeinsame Druckaufnahmeorgan
37 radial in Richtung auf den Winkelhebelarm 36 bewegt, wird der Kolben 75 in dem
Zylinder 74 nach oben gedrückt, wobei das Kugelrückschlagventil 73 geschlossen wird
und wobei Öl längs des Spaltes zwischen dem Kolben 75 und dem Zylinder 74 nach unten
gedrückt wird. Eine schwache Feder, die sich mit einem Ende am oberen Ende des Kolbens
75 abstützt, drückt normalerweise die Ventilkugel 73 gegen ihren Sitz, jedoch
genügt der Öldruck in der Bohrung 72 normalerweise, um die Kraft dieser Feder zu
überwinden, so daß ständig Öl in den Dämpfer strömt und ihn über den Spalt an der
Umfangsfläche des Kolbens 75 wieder verläßt; auf diese Weise wird der Dämpfer mit
Öl gefüllt gehalten. Die drei Dämpfer von ähnlicher Konstruktion, die den drei Winkelhebeln
25, 26, 27 zugeordnet sind, gewährleisten eine Dämpfung beliebiger radialer Bewegungen
des gemeinsamen Druckaufnahmeorgans. Die Radien am unteren Ende des Kolbens 75 und
an der Basis des Schlitzes 71 sind so gewählt, daß eine einfache Drehung des Druckaufnahmeorgans
37 nicht bewirkt, daß sich der Kolben 75 in der Bohrung 72 nach oben oder unten
bewegt.
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In F i g. 7 und 8 ist der dem Winkelhebelarm 36 zugeordnete Dämpfer
in zwei zueinander senkrechten Schnitten dargestellt. F i g. 7 ist ein Schnitt in
einer Ebene, die den Mittelpunkt der Kugelfläche der Buchse 68 enthält und rechtwinklig
zur Achse des Winkelhebelarmes 36 sowie parallel zur Hauptachse verläuft. Aus F
i g. 7 ist ersichtlich, daß die Seitenwände des Schlitzes 71 gegen die Hauptachse
geneigt sind, so daß eine gleichmäßige Verteilung der Last auf die beiden Sätze
von Rollen durch eine axiale Bewegung der gekuppelten gemeinsamen Druckaufnahmeorgane
herbeigeführt werden kann. F i g. 8 ist ein Schnitt in einer Ebene, die die Hauptachse
und die Achse des Winkelhebelarms 36 enthält; gemäß F i g. 8 ist der Boden des Schlitzes
71 von einem größeren Durchmesser an seinem von der mittleren Scheibe 1 weiter entfernten
Ende in Richtung auf einen kleineren Durchmesser an dem der mittleren Scheibe 1
am nächsten benachbarten Ende geneigt. Wird das Druckaufnahmeorgan 37 nach rechts
bewegt, wird der Kolben 75 im Zylinder 74 nach oben gedrückt, und diese Bewegung
wird gedämpft. Eine Bewegung in der entgegengesetzten Richtung wird durch ähnliche
Mittel gedämpft, die auf das gemeinsame Druckaufnahmeorgan 40 am rechten Ende des
Getriebes wirken. Somit werden alle Schwingungen, d. h. sowohl radiale als auch
axiale Schwingungen, der gekuppelten gemeinsamen Druckaufnahmeorgane durch die sechs
Dämpfer gedämpft, die den sechs Druckaufnahmepunkten zugeordnet sind. Die den Kammern
99 und 60 zugeordneten Dämpfer, die weiter oben an Hand von F i g. 1 beschrieben
wurden, können durch einfache Dichtungsmittel ersetzt werden, welche die Enden der
Spalte zwischen der Hülse 38 und der Buchse 45 verschließen, so daß dieser Spalt
als überströmkanal für das Öl wirken kann.
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Eine weitere Möglichkeit der Dämpfung der Bewegungen der gekuppelten
gemeinsamen Druckaufnahmeorgane in radialer und axialer Richtung ist in F i g. 9
bis 11 veranschaulicht, wo auch aus F i g. 1 ersichtliche Teile jeweils mit den
gleichen Bezugszahlen bezeichnet sind.
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F i g. 9 zeigt wie F i g. 1 verschiedene Dämpfungsanordnungen zwischen
den beiden Seiten des Getriebes und bildet somit ebenso wie F i g. 1 eine zusammengesetzte
Darstellung.
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Gemäß F i g. 9 wird das Öl über einen Kanal 41 zugeführt, der radial
nach innen durch einen der Arme auf der rechten Seite des Getriebes verläuft und
in dem Raum zwischen der Hülse 38 und der Buchse 45 mündet; im vorliegenden Falle
ist dieser Raum an seinen Enden durch Kolbenringe 76 und 77 abgedichtet, die mit
einem erheblichen radialen Spielraum in Ringnuten auf der Innenseite der Buchse
45 eingebaut sind. Aus diesem Raum strömt das Öl nach außen zu den Armen des Armsternaggregats
46, und zwar durch in die Arme eingebohrte Ölkanäle.
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Die Arme des Armsternaggregats 46 sind an ihren inneren Enden verdickt,
damit Kolben untergebracht werden können, die in zugehörigen Bohrungen arbeiten;
diese Bohrungen sind gegen eine die Rollenmittelpunkte
enthaltende
Querebene geneigt. Da die drei Kolbenaggregate auf der linken Seite des Getriebes
von gleicher Konstruktion sind, wird im folgenden nur das dem Arm 20 zugeordnete
Kolbenaggregat beschrieben.
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Die Längsachse der Bohrung 78 liegt in einer Ebene, die die Hauptachse
und die Achse des in den Arm eingebauten Lagerbolzens enthält, und ist in dieser
Ebene gegen die Hauptachse unter einem Winkel von z. B. etwa 70° geneigt.
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Die Bohrung 78 enthält einen Kolben 79, dessen abgerundetes äußeres
Ende an einem konischen Ring 80 angreift, der mit dem gemeinsamen D.ruckaufnahmeorgan
37 aus einem Stück besteht oder damit verbunden ist. Das radial weiter außen liegende
Ende der Bohrung 78 führt zu einem Ölkanal 81, der mit einer Ölnut 82 in Verbindung
steht, die am Umfang des Lagerbolzens 23 vorgesehen ist, so daß das Öl aus dem Raum
zwischen der Hülse 38 und der Buchse 45 über den sich durch den Arm 20 erstreckenden
Kanal zu der Bohrung 78 gelangen kann. An der übergangsstelle zwischen dem Ölkanal
81 und der Bohrung 78 ist ein dem Rückschlagventil 50 ähnelndes Kugelrückschlagventil
83 angeordnet, dessen Kugel durch eine schwache Feder gegen ihren Sitz gedrückt
wird; diese Feder ist in einer Aussparung des Kolbens 79 untergebracht. Diese Aussparung
ist durch eine kleine Bohrung 84 mit der Außenfläche des Kolbens verbunden, so daß
keine Luftblase in der Aussparung sich bilden kann. Die Bohrung 84 bildet zusammen
mit dem Spalt an der Außenseite des Kolbens 79 einen Kanal, über den Öl aus der
Bohrung 78 entweichen kann, wobei dem entweichenden Öl ein Widerstand entgegengesetzt
wird. Um bei dem Dämpfer 78, 79 eine maximale Dämpfungswirkung zu erzielen, ist
der Kolben 79 massiv ausgebildet und hat einen Querstift, der an Stelle der Feder
verhindert, daß sich die Ventilkugel 83 zu weit von ihrem Sitz entfernt. In diesem
Falle würde man die enge Bohrung 84 natürlich fortlassen, und man könnte die Abmessungen
des Kanals, über den Öl. aus der Bohrung 78 entweichen kann, weitgehend verkleinern,
und zwar entsprechend der Herstellungsgenauigkeit der Passung zwischen dem Kolben
79 und der Bohrung 78.
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Der rechte Teil von F i g. 9 zeigt in Verbindung mit F i g. 10 eine
Dämpfungsanordnung, bei der ein Kolben von größerer Länge untergebracht werden kann.
Zu diesem Zweck wird die Achse der Bohrung 85 des Dämpfers gegen die Ebene, welche
die Hauptachse und die Achse des Lagerbolzens enthält, so geneigt, daß sie zwar
noch in einer Ebene liegt, die die Hauptachse enthält, jedoch gegenüber der Achse
des Lagerbolzens seitlich versetzt ist. Der Ölkanal zwischen der Ringnut des Lagerbolzens
und dem Raum zwischen der Hülse 38 und der Buchse 45 ist in Richtung auf die andere
Seite der Achse des Lagerbolzens so versetzt, daß dieser Ölkanal tangential zu der
Ringnut 86 auf einer Seite derselben verläuft und diese Nut schneidet, und der kurze,
die Bohrung 85 versorgende Ölkanal ist auf ähnliche Weise gegenüber der Ringnut
86 angeordnet, jedoch auf der anderen Seite des Lagerbolzens. Somit steht die ganze
Länge des Arms 87 zwischen dem Lagerbolzen und dem zentralen Nabenabschnitt I des
rechten Armsternaggregats zur Unterbringung der Bohrung 85 und des darin arbeitenden
Kolbens 88 zur Verfügung. Um die Zeichnung zu vereinfachen, sind in F i g. 9 die
Bohrung 85 und der Kolben 88 so geschnitten, als ob sie in der gleichen Ebene lägen
wie der Lagerbolzen. Bei der richtigen Lage der Schnittebene in F i g. 9 würde man
entweder das Kugelrückschlagventil89 nicht erkennen, oder die Orientierung des Dämpfers
gegenüber dem Ölkanal, der von der Ringnut 86 zu dem Dämpfer führt, wäre nicht deutlich
ersichtlich. Die Kugel des Rückschlagventils 89 wird durch einen Querstift 90 in
ihrer Lage gehalten, der aus der Mitte der Boh= rang 85 etwas versetzt und axial
gegenüber der Hauptachse weiter außen angeordnet sein kann, um die Aufwärtsbewegungsstrecke
des massiven Kolbens 88 möglichst wenig zu verkürzen. Die genaue Orientierung der
Bohrung 85, des Kolbens 88 und der verschiedenen zugehörigen Ölkanäle geht aus Fi
g. 10 als Schnitt längs der Linie VIH-VIII in F i. g. 9 hervor; im Hinblick auf
die vorstehende Beschreibung bedarf F i g. 10 keiner näheren Erläuterung.
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Der Winkel, den die Achsen der Dämpfer mit der Hauptachse einschließen,
und die Winkel der mit den Dämpfern zusammenarbeitenden konischen Flächen sind nicht
von kritischer Bedeutung, und die konischen Flächen brauchen nicht rechtwinklig
zur Achse der Dämpfer verlaufen. Wenn z. B. die Dämpferachse unter etwa 70° gegen
die Hauptachse geneigt ist, wie es F i g. 9 zeigt, und wenn der Neigungswinkel der
mit den Dämpfern zusammenarbeitenden Fläche etwa 35° beträgt, würde diese Fläche
um etwa 15° von einem rechten Winkel gegenüber der Dämpferachse abweichen, und es
würde eine gewisse seitliche Druckkraft durch den Kolben auf die betreffende Seite
der zugehörigen Bohrung aufgebracht, wenn sich das gemeinsame Druckaufnahmeorgan
axial bewegt. Bei jeder gegebenen axialen Verlagerung des gemeinsamen Druckaufnahmeorgans
würde sich der Kolben längs der zugehörigen Bohrung in axialer Richtung um 60% dieser
Verlagerung bewegen, und bei jeder radialen Verlagerung des Druckaufnahmeorgans
würde sich der Kolben in seiner Bohrung axial um 85% dieser Verlagerung bewegen.
Würde die konische Fläche des Druckaufnahmeorgans rechtwinklig zur Kolbenachse verlaufen,
würden diese Prozentsätze in der Größenordnung von 30 bzw. 951/o liegen. Die Wahl
dieser Winkel wird durch das relative Ausmaß bestimmt, in welchem das Getriebe dazu
neigt, axiale oder radiale Schwingungen auszuführen, und diese wiederum richtet
sich nach zahlreichen komplexen Faktoren, so daß es am zweckmäßigsten ist, die Größe
dieser Winkel im Verlauf der Konstruktionsarbeiten empirisch zu ermitteln.
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Im linken Teil von F i g. 9 ist gezeigt, auf welche Weise die beiden
Armsternaggregate im Bereich der Arme miteinander verbunden sind. Der zentrale Nabenabschnitt
des linken Armsternaggregats weist eine insgesamt mit 91 bezeichnete ringförmige
abgestufte Aussparung auf, die nach Art einer Buchse auf das Ende der Buchse
45 paßt, welche mit dem rechten Armsternaggregat aus einem Stück besteht.
Zwischen den Armen des linken Armsternaggregats ist jedoch die Stirnwand der Aussparung
91 so bearbeitet, daß axiale Keilbahnen vorhanden sind, und in diesem Bereich setzt
sich die Buchse 45 bis über die linke Kante des Armsternaggregats in Form von Klauen
92 fort, die in die Keilbahnen eingreifen. Auf diese Weise werden drehende Relativbewegungen
zwischen den beiden Armsternaggregaten verhindert-
Die Mittel zum
Herstellen einer Verbindung zwischen den Winkelhebelarmen und den gemeinsamen Druckaufnahmeorganen
können ebenfalls auf andere Weise ausgebildet sein, wie es aus F i g. 9 hervorgeht,
wobei weitere Einzelheiten aus F i g. 11 ersichtlich sind.
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Die inneren Enden der Winkelhebelarme 93 sind als Zapfen ausgebildet,
die sich durch querliegende Üffnungen in Führungsorganen 94 erstrecken, welche jeweils
eine zylindrische Form haben und mit einander diametral gegenüberliegenden Anflächungen
versehen sind, die rechtwinklig zu der Queröffnung verlaufen, in die der Zapfen
am Ende des Winkelhebelarms eingepaßt ist. Jedes Führungsorgan wird auf dem zugehörigen
Zapfen durch einen Sprengring 95 in seiner Lage gehalten und kann sich auf dem Zapfen
drehen. Die zylindrischen Außenflächen jedes Führungsorgans stehen in Berührung
mit den Seitenwänden eines parallelwandigen Schlitzes in dem gemeinsamen Druckaufnahmeorgan.
Wenn sich das gemeinsame Druckaufnahmeorgan dreht, rollen die zylindrischen Flächen
des Führungsorgans teilweise und führen teilweise gleitende Bewegungen radial zur
Hauptachse aus, und zwar längs der Seitenwände des Schlitzes in dem Druckaufnahmeorgan
nach oben und unten, jedoch bleibt die wirksame Länge des Winkelhebelarms unverändert,
und jede radiale Bewegung des Druckaufnahmeorgans kann dadurch ausgeglichen werden,
daß das Führungsorgan als Ganzes längs des Schlitzes nach oben und unten verschoben
und/oder auf seinem Lagerzapfen gedreht wird.
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Hierbei handelt es sich im Vergleich zu der Anordnung nach F i g.
6 um eine vereinfachte Behandlung des Problems des Aufbringens einer Kraft durch
den Winkelhebel auf den Druckaufnahmepunkt insofern, als relative Drehbewegungen
um die zur Hauptachse parallele Achse zu einer Bewegung zwischen zylindrischen Flächen
des Führungsorgans einerseits und ebenen Flächen des Schlitzes in dem Druckaufnahmeorgan
andererseits führen, wobei zwischen diesen Flächen eine Linienberührung besteht,
während bei der Anordnung nach F i g. 6 die entsprechende Bewegung zwischen zueinander
passenden Kugelflächen stattfindet, die Bestandteile des Aggregats am Ende des Winkelhebelarms
bilden, während der Nockenschlitz von ebenen Flächen dieses Aggregats erfaßt wird,
die einen erheblichen Flächeninhalt haben. Der Grundgedanke, daß die auf die Drehmomentreaktionskräfte
zurückzuführenden Reaktionskräfte stets längs einer Linie wirken, die den Winkelhebelarm
in einem konstanten -Abstand von seiner Achse, d. h. dem Lagerbolzen, schneidet,
ist jedoch beiden Anordnungen gemeinsam, und diese Anordnungen sind beide der Anordnung
nach F i g. 1 überlegen, da das tonnenförmige Ende des Winkelhebelarms bei bestimmten
radialen Stellungen des gemeinsamen Druckaufnahmeorgans Drehmomentreaktionskräfte
auf die Bohrungen der zylindrischen Führungsorgane an einem solchen Punkt aufbringen
kann, daß die Wirkungslinie der Kraft die Mittellinie der äußeren Zylinderfläche
des Führungsorgans nicht schneidet, so daß die Querbohrung des Führungsorgans das
Bestreben hat, eine Schwenkbewegung gegenüber der Mittellinie des Winkelhebelarms
auszuführen, wobei sich die wirksame Länge des Winkelhebelarms ändert.
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Da die Wirkung des gemeinsamen Druckaufnahmeorgans zum Verteilen der
Last auf die verschiedenen Rollen in dem Ausgleich der Kräfte besteht, die durch
die Winkelhebel auf das Druckaufnahmeorgan aufgebracht werden, haben die auf die
Rollen wirkenden Lasten nicht sämtlich die gleiche Größe, wenn die Winkelhebelarme
nicht in jedem Zeitpunkt die gleiche Länge haben, und wenn sich das gemeinsame Druckaufnahmeorgan
in eine scheinbar abgeglichene Gleichgewichtsstellung bewegt hat. Dieser Abgleichfehler
wird jedoch meistens vernachlässigbar klein sein.