DE2248064A1 - Mechanischer wandler - Google Patents

Description

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John Henry BREMS

« , · Anwaltsakte: M-2315 32867 White Oaks Trail

Birmingham, Michigan,USA 30.September 1972

Mechanischer Wandler

Die Erfindung bezieht sich auf einen mechanischen Wandler, der als geschlossene Baueinheit ausgebildet ist und als Kraft- und Bewegungswandler dient.

Erfindungsgemäß soll eine in sich gekapselte Vorrichtung mit einem durch einen äußeren Antrieb im wesentlichen länigs einer geraden Linie bewegten Antriebsglied, einem ebenfalls im wesentlichen längs einer geraden linie bewegtes Abtriebsglied und einem aie An- und Abtriebsglieder führenden und jegliche Reaktionskräfte aufnehmenden Traggehäuse geschaffen werden, bei der die An- und Abtriebsglieder derart gekoppelt sind, daß das Abtriebsglied .während seiner Hubbewegung beschleunigt und verzögert wird, wenn das Antriebsglied mit einer nominell konstanten Geschwindigkeit verschoben wird«.

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Zur Lösung dieser Aufgabe schafft die Erfindung den in den Ansprüchen beschriebenen, mechanischen Wandler.

Bei dem erfindungsgemäßen, als gekapselte Baueinheit ausgebildeten Wandler wird das Abtriebsglied in jeder seiner Hubendlagen selbsttätig am Traggehäuse verriegelt. Weiterhin ist im Bereich des Hubanfangs und -endes eine hohe mechanische Übersetzung zwischen dem Antriebs- und dem Abtriebsglied und im Bereich der Hubmitte eine geringere Untersetzung vorhanden. Die Größe der Über- und Untersetzung lässt sich durch Wahl der entsprechenden Entwurfsparameter einstellen.

Ferner kann das Antriebsglied bei dem erfindungsgemäßen Wandler sein Hubende um einen nominellen Betrag überwandern und dennoch verstellt sich das Abtriebsglied lediglich um eine vernachlässigbar kleine Weglänge»

Durch entsprechende Wahl der Entwurfsparameter lässt sich die Kinematik zwischen dem An- und Abtriebsglied während der Hubbewegung über einen beträchtlichen Bereich abwandeln.

Der erfindungsgemäße Wandler kann an einem Luft- oder Hydraulikzylinder angebracht oder einstückig angeformt werden und wandelt die bezüglich der Geschwindigkeit im wesentli-

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chen konstante Bewegung des Arbeitskolbens des Zylinders in eine !linearbewegung mit einer allmähliche» Beschleunigung und Verzögerung zu Beginn und am Ende der Hubbewegung ■um, G-ewünschtenfallB kann der Stellkolben auch ein Bauteil des erfindungsgemäßen Wandlers sein·

Allgemein gesagt, schafft die Erfindung einen Wandler mit stark flexibler Kinematik, der drei außen abgestützte Bauteile aufweist; ein von außen angetriebenes Antriebsglied, ein außen abgestütztes Reaktionsglied (!Traggehäuse) und ein Abtriebsglied, dessen kinematische und dynamische Kenngrößen durch entsprechende Einstellung mehrerer geometrischer Parameter in einem äußerst breiten Bereich abgewandelt werden können, so daß sich unter anderem folgende Funktionen durchführen lassen:

1. Eine kurze un<^tarte !Beschleunigung des Abtriebsgliedes, der eine längere und schwächere Verzögerung folgt;

2. eine längere und schwache Beschleunigung, der eine kurze und starke Verzögerung folgt;

3. eine beträchtliche Kraftverstärkung des Abtriebs im Vergleich zum Antrieb an einem oder beiden Hubenden oder in einem erwünschten Bereich zwischen den Hubendlagen;

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4· eine nominell konstante Geschwindigkeit des Abtriebsgliedes über einen größeren Hubbereich, wobei gleichzeitig an jedem Hubende eine allmähliche Beschleunigung und Verzögerung erhalten bleibt.

Auf dem Gebiet von Spezialmaschineη und Automaten sind Luft- und Hydraulikzylinder weit Yerbreitet. In manchen Anwendungsfällen sind die von diesen Zylindern bewegten Massen zwar verhältnismäßig klein, meistens werden jedoch große Massen bewegt und es sind verschiedene Vorrichtungen bekannt, durch die an den Hubenden der Zylinder übermäßige Stoßbelastungen verhindert werden sollen. Derartige Vorrichtungen enthalten beispielsweise Stromsteuerventilei mechanisch betätigte Verzögerungsventile und Einzelstoßdämpfer. Wenn derartige Vorrichtungen ordnungsgemäß eingestellt oder abgestimmt sind, arbeiten sie zufriedenstellend. Jedoch ist es schwierig, ihre ordnungsgemäße Einstellung unter harten Betriebsbedingungen aufrechtzuerhalten, und außerdem sind sie im Aufbau kompliziert, und daher wird eine einfache, störungssichere mechanische Vorrichtung benötigt, die die gleichen und zusätzliche Funktionen erfüllt .

In Anwendungsfällen, bei denen selbst die oben beschriebenen Vorrichtungen nicht ausreichen, werden speziell entworfene

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Mechanismen verwendet, beispielsweise Kurbeltriebey Kniehebelgestänge oder Nocken, um den bewegten Massen die erwünschte Beschleunigung zu erteilen. In vielen fällen ist es außerdem erwünscht, das Ausgangsglied in den Hubendlagen zu verriegeln, und infolgedessen ist nicht nur eine zusätzliche Vorrichtung sondern es sind auch zusätzliche Steuermaßnahmen erforderliche

Der als Baueinheit ausgebildete, erfindungsgemäße mechanische Wandler lässt sich in einer seiner Ausführungsformen in all diesen Fällen verwenden und ergibt mit geringeren Kosten ein besseres und sichereres Betriebsverhalten» Die erfindungsgemäße Vorrichtung lässt sich als Hubwandler, für Schweißmaschinen., Xochmaschinen, Vorschubpressen₉ Stoßdämpfer, Innenpuffer und in zahlreichen anderen Anwendungsfällen verwendenο

Weitere Anwendungsfälle ergeben sich, wenn ein bestimmter ' kinematischer oder Kräfteverlauf für eine betrachtete Bewegung auf eine bestimmte Weise gefordert wird. Der Entwurf und die Entwicklung eines Höbelgestänges oder eines anderen mechanischen Systems, das diesen Forderungen entspricht, kann teuer und zeitraubend sein. Bei dem erfindungsgemäßen Wandler kann der kinematische und Kräfte-Verlauf duroh richtige Wahl der Hauptparameter in einem äußerst weiten Bereich verändert werden.

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In einem Anwendungsfall kann beispielsweise für eine betrachtete Bewegung über die ersten 9/10 der Hublänge eine verhältnismäßig geringe Kraft, jedoch über das restliche 1/10 der Hublänge eine äußerst hohe Kraft benötigt werden. In einem weiteren Anwendungsfall kann es beispielsweise erforderlich sein, eine im wesentlichen konstante Geschwindigkeit in eine etwa sägezahnähnliche Geschwindigkeit umzuwandeln, d.ho eine Geschwindigkeit, die langsam mit etwa konstanter Steigung zunimmt und dann plötzlich auf Null absinkt. Bei einem dritten Anwendungsfall kann es erwünscht sein, eine Bewegung zu erhalten, die am Hubanfang eine kurze steile Beschleunigung, während der Hubmitte eine verhältnismäßig schwache Beschleunigung und Verzögerung und schließlich am Hubende eine kurze starke Verzögerung aufweist, mit der zusätzlichen Bedingung, daß die Beschleunigung bei Null beginnt. Diese und eine Reihe weiterer Punktionen vermag der erfindungsgemäße Wandler durchzuführen.

Weitere Einzelheiten und Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden beispielsweisen Beschreibung mehrerer bevorzugter Ausführungsbeispiele in'Verbindung mit den Zeichnungen. Es zeigen:

Pig. 1 bis 7 eine isometrische Darstellung eines erfindungsgemäß ausgebildeten Wandlers in einer ersten Ausführungsfonn in Hebelbauweise,

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sowie sechs Schnitte A-A, B-B, C-G, D-D, E-E void. F-F;

Fig. 8 bis 14- eine isometrische Darstellung einer zweiten Ausführungsform in Schieberbauweise, sowie sechs Schnitte A-A, B-B, G-C, D-D, E-E.. und F-F;

Fig. 15 bis 19 fünf sehematische Darstellungen des Bewegungsablaufes eines phasengleichen Wandlers in Schieberbauweise;

Fig. 20 bis 24 fünf sehematische Darstellungen eines Bewegungsablaufes eines phasengleichen Wandlers in Hebelbauweise;

Fig. 25 bis 29 fünf sehematische Darstellungen eines Bewegungsablaufes eines phasenverschobenen Wandlers in Schieberbauweise;

Fig. 30 eine kinematische Schemazeichnung eines phasengleichen Wandlers in Schieberbauweise mit einer geradlinigen Zahnstange;

Fig, 31 eine kinematische Schemazeichnung für einen phasenverschobenen Wandler in Schieberbauweise mit einer geradlinigen Zahnstange;

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Pig. 32 eine kinematische Schemazeichnung für einen phasengleichen Wandler in Hebelbauweise mit einer geradlinigen Zahnstange;

Figo 33 eine kinematische Schemazeichnung für einen phasenverschobenen Wandler in Hebelbauweise mit einer geradlinigen Zahnstange;

Pig. 34 eine kinematische Schemazeichnung für einen phasenverschobenen Wandler in Schieberbauweise mit einer gebogenen Zahnstange;

Pigο 35 eine kinematische Schemazeichnung für einen phasenverschobenen Wandler mit schräggeneigten Schiebern und einer geraden Zahnstange;

Pig. 36 einen Satz von Kennlinien, die die Abhängigkeit der Ausgangsbewegung von der Eingangsbewegung für einen phäsengleichen Wandler in Schieberbauweise mit einer geradlinigen Zahnstange zeigen;

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i"ig. 37 einen Satz -von Kennlinien, die die Abhängigkeit der Relativgeschwindigkeit des Abtriebsgliedes von der Verschiebung des Antriebsgliedes für einen phasengMchen Wandler in Schieberbauweise mit einer geraden Zahnstange zeigen;

Pig, 38 einen Satz von Kennlinien, die die Abhängigkeit der Relativbeschleunigung des Abtriebsgliedes von der Verschiebung des Antriebsgliedes für einen phasengleichen . Wandler in Schieberbauweise mit einer geraden Zahnstange zeigen;

Pig· 39 einen weiteren, dem Kurvensatz gemäß Pig· ähnlichen Kurvensatz mit unterschiedlichen Abtriebsparametern R-i;

Pig. 40 einen weiteren, dem Kurvensatz gemäß Pig. entsprechenden Kurvensatz mit unterschiedlichen Abtriebsparametem R-;

Pig» 41 einen weiteren, dem-Kurvensatz gemäß Pig, entsprechenden Kurvensatz mit unterschied« liehen Abtriebs Parametern R-j ϊ

Pig. 42 einen Kennliniensatz, der die Abhängigkeit der Verschiebung des Abtriebsgliedes von der Verschiebung des Antriebsgliedes für einen phasenverschobenen Wandler in Schieberbauweise mit einer geraden Zahnstange zeigt;

Pig. 43 einen Kennliniensatz, der die Abhängigkeit der Relativgeschwindigkeit des Abtriebsgliedes von der Verschiebung des Antriebsgliedes für einen phasenverschobenen Wandler in Schieberbauweise mit einer geraden Zahnstange zeigt;

Pig. 44 einen Kennliniensatz, der die Abhängigkeit der Relativbeschleunigung des Abtriebsgliedes von der Verschiebung des Antriebsgliedes für einen phasenverschobenen Wandler in Schieberbauweise mit einer geraden Zahnstange zeigt;

Pig. 45 einen Kennliniensatz, der die Abhängigkeit der Relativgeschwindigkeit des Abtriebsgliedes von der Verschiebung des Antriebsgliedes für einen phasenverschobenen und einen phasengleichen Wandler in Hebelbauweise mit einer geraden Zahnstange zeigt;

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Pig. 46 einen dem Kurvensatz gemäß Fig. 45 ent-■--" - sprechenden Kurvensatz, wo "bei jedoch der Antriebsparameter R₂ einen unterschiedlichen Wert hat;

Fig. 47 einen Kennliniensatz, der die Abhängigkeit der Relativgeschwindigkeit des Abtriebsgliedes von der Verschiebung des Antriebsgliedes für einen phasengleichen Wandler in Schieberbauweise mit einer gebogenen Zahnstange zeigt;

Fig. 48 eine den Figo 6 und 13 ähnliche Schnittdarstelluiig, d'er eine weitere Ausführungsform des erfindungsgemäßen Wandlers mit einem im Querschnitt zylindrisch und nicht rechteckig ausgebildeten Gehäuse darstellt.

Die Ausbildung des Wandlers kann in einer Reihe von mechanischen Anordnungen erfolgen, die wichtigsten sind jedoch im einzelnen beschrieben und gezeigt.

Die Figo 1 bis 7 zeigen einen Wandler in Hebelbauweise mit einer geraden Zahnstange:

Der Träger, der das Gehäuse 18 des Wandlers enthält, besteht aus sieben Bauteilen: einer Antriebsstirnplatte 20, einer

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Abtriebsstirnplatte 26, einer unteren Gehäuseplatte 32, einer oberen Gehäuseplatte 34, zwei Gehäuseseitenplatten 36 und einer auf der Längsmittellinie der Gehäuseplatte 32 befestigten Zahnstange 38 (Fig. 3). Die vier Gehäuseplatten sind jeweils mit der Antriebsstirnplatte 20 und der Abtriebsstirnplatte 26 verschraubt. Zusätzlich sind benachbarte Gehäuseplatten miteinander verschraubt, so daß ein steifes, kastenförmiges Gehäuse entsteht, das die Innenkräfte auszuhalten und an eine äußere Montagefläche zu übertragen vermag.

Eine Antriebsstange 40 verläuft durch die Antriebsstirnplatte 20 und ist dort über eine Buchse 22 abgestützt. Eine Dichtung 24 dient zum Einschließen von Schmiermittel und zum Abhalten von Schmutz. Die Antriebsstange wird ferner durch einen Gleitkopf 42 geführt, der seinerseits durch die obere Gehäuseplatte 34» die untere Gehäuseplatte 32 und die beiden Gehäuseseitenplatten 36 geführt ist. Ein Bolzen 44 verläuft durch den Gleitkopf 42 und verbindet über Lager 46 zwei Antriebshebel 48 mit dem Gleitkopf 42«,

Die Antriebshebel 48 sind an ihren gegenüberliegenden Enden über Lager 52 mit Exzentern 50 gekoppelt. Die Exzenter 50 sind an einem Zahnrad 54 fest verschraubt oder einstückig ausgebildet. Die Exzentrizität der Exzenter 50 gegenüber der Mittellinie des Zahnrads 54 kann zwischen 0 (konzentrisch)

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bis. zu mehr als dem Teilkreisradius des Zahnrads verändert werden und bildet einen der Parameter, durch den die Kraft- und Bewegungskennlinien des Wandlers reguliert

werden.

Eine Abtriebsstange 70 verläuft durch die Abtriebsstirnplatte 26 und ist dort durch Lager 28 abgestützt. Eine Dichtung 30 dient wiederum zum Einschließen des Schmiermittels und zum Abhalten von Schmutz. Die Abtriebsstange wird ferner durch einen G-leitkopf 72 geführt, der seinerseits durch die obere Gehäuseplatte 34, die untere G-ehäuseplatte 32 und die beiden Gehäuseseitemplatten 36 geführt ist. Durch den Gleitkopf 72 verläuft ein Bolzen 74, der über Lager 76 zwei Abtriebshebel 78 an ihrem einen Ende mit dem G-leitkopf 72 verbindet.

Die Abtriebshebel 78 sind an ihren anderen Enden über Lager 82 mit Exzentern 80 gekoppelt. Die Exzenter 80 sind an den benachbarten Exzentern 50 fest verschraubt oder einstückig angeformt. Die Exzentrizität der Abtriebsexzenter 80 kann zwischen der Mittellinie des Antriebsrades in lOrm des Zahnrades 54 bis zu etwas mehr als dem Teilkreisradius des Zahnrades verändert werden und bildet einen weiteren Parameter, der die Kraft- und Bewegungskennlinien des Wandlers reguliert. Gemäß den Figuren liegen die Mittellinien der Exzenter 50 und 80 auf dem gleichen, den Mittel-

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punkt des Zahnrades 54 durchsetzenden Radius, Dies muß jedoch nicht der Pall sein, und die Phasenverschiebung zwischen dem Radius des Zahnrades 54, der durch den Mittelpunkt der Antriebsexzenter 50 verläuft, und dem Radius des Zahnrades 54, der den Mittelpunkt der Abtriebsexzenter 80 enthält, ist der dritte Hauptparameter, der die Kraft- und Bewegungskennlinien reguliert.

Die Zahnstange 38 ist mit der unteren Gehäuseplatte 32 fest

verschraubt und derart ausgebildet und angeordnet, daß sie mit dem Zahnrad 54 kämmt. Die Zähne sind von üblicher Form und nicht gezeigt. Die Zahnstange 38 ist üblicherweise, jedoch nicht unbedingt geringfügig langer als der Umfang des Teilkreises des Zahnrades 54'. Das Zahnrad 54 ist mit Schultern 55 versehen, die in Lagern 58 sitzen, welche in einem Führungskörper 56 angeordnet sind. Dieser Fiihrungskörper 56 ist. seinerseits ebenfalls zwischen der unteren Gehäuseplatte 32 und der oberen Gehäuseplatte 34 geführt und hält die Teilkreislinie des Zahnrades 54 auf der Teilkreislinie der Zahnstange 38, wenn das Zahnrad 54 auf der Zahnstange 38 abrollt.

Dieser Wandler arbeitet nach der Hebelbauweise, da die Mittelpunkte der Exzenter über angelenkte Hebel mit den entsprechenden Gleitköpfen verbunden sind.

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Hunmehr wird der Wandler in Schieberbauweise beschrieben:

Der Träger, der das Gehäuse des Wandlers bildet, besteht aus sieben Bauteilen; einer Antriebsstirnplatte 20, einer ' Abtriebsstirnplatte 26, einer unteren Gehäuseplatte 32, einer oberen Gehäuseplatte 34» zwei Gehäuseseitenplatten 36 und der unteren Zahnstange 38 an der unteren Gehäuseplatte 32. Die vier Gehäuseplatten sind jeweils mit der Antriebs stirnplatte 20 und der Abtriebs stirnplatte 26 verschraubt. Zusätzlich sind benachbarte Gehäuseplatten miteinander verschraubt, so daß ein starres, kastenförmiges Gehäuse gebildet wird, das die Innenkräfte aufzunehmen und an eine äußere Montagefläche zu übertragen vermag.

•Eine Antriebsstange 40 verläuft durch die Antriebsstirnplatte 20 und ist darin über eine Buchse 22 abgestützt. Eine Dichtung 24 dient zum Einschließen von Schmiermittel und zum Abhalten von Schmutz. Die Antriebsstange 40 wird ferner durch einen Gleitkopf 6OA geführt, der seinerseits durch die Gehäuseplatten 32, 34 und 36 geführt ist. Der Antriebs-Gleitkopf 6OA ist mit zwei auf Abstand gehaltenen Verlängerungsplatten 61 versehen, in denen Schlitze in Form von Rechtecköffnungen ausgebildet sind, die zwei · Schieber 62 tragen, welche mit kreisförmigen Löchern versehen sind, in denen die Antriebsexzenterlager 52 sitzen. Die Schieber 62 sind gleitend in den Öffnungen der Ver-

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längerungsplatten 61 des Gleitkopfes 6OA angeordnet; die Achsen dieser Öffnungen oder Führungeschlltte Terlaufen gemäß den Figuren senkrecht zur Achse der Antriebestange 40, jedoch können diese Schlitze im Hinblick auf ein flexibleres Betriebsverhalten auch geneigt oder sogar gebogen Bein. Die Antriebsexzenterlager 52 dienen zum Antrieb der Antriebsexzenter 50, die am Zahnrad 54 fest verschraubt oder einstückig angeformt sind. Die Exzentrizität der Extenter 50 bezüglich der Hittellinie des Zahnrades 54 kann zwischen 0 bis geringfügig mehr als dem Teilkreisradius des Zahnrades ▼erändert werden und bildet einen der Parameter, der die Kraft- und Bewegungskennlinien des Wandlers reguliert.

line Abtriebsstange 70 verläuft durch die Abtriebeβtirnplatte 26 und ist darin über eine Buchse 28 abgestützt. Eine Dichtung 30 dient zum Einschließen von Schmiermittel und zum Abhalten von Schmutz. Die Abtriebsstange 70 wird ferner durch einen Gleitkopf 64A geführt, der seinerseits durch die Gehäuseplatten 32, 34 und 36 geführt ist. Der Abtriebsgleitkopf 64A ist mit auf Abstand gehaltenen Verlängerungsplatten 65 versehen, in denen jeweils ein Pührungaschlitz 65A ausgebildet ist, der entsprechende Schieber 66 aufnimmt, in denen die Abtriebsexzenterlager 82 sitzen. Die Schieber sind gleitend in den Führungsschlitzen 65A der Verlängerungsplatten des Gleitkopfes 64A angeordnet; gemäß den Figuren verlaufen die Achsen der Führungsschiltze senkrecht zur Achse

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der Abtriebsstange 70, jedoch können diese Schlitze im Hinblick auf eine größere Anpassungsfähigkeit des Wandlers geneigt oder sogar gebogen verlaufen, wie dies weiter unten in Verbindung mit ]?ig. 35 erläutert wird. Die Abtriebs exzenterlager 82 werden durch, die Abtriebsexzenter 80 angetrieben, die am Zahnrad 54 und an den AntrieTisexzentern 50 fest verschraubt oder einstückig angeformt sindο Die Exzentrizität der Exzenter 80 bezüglich, der Mittellinie des Zahnrades 50 kann von 0 bis zu etwas mehr als dem Teilkreisradius des Zahnrades verändert werden und bildet einen weiteren Parameter, der die Kraft- und Bewegungskennliniein des Wandlers reguliert.

Der Phasenwinkel zwischen denjenigen Radiallinien des Antriebsrades in lorm des Zahnrades 54» auf denen die Antriebsexzenter 50 bzw. die Abtriebsexzenter 80 liegen, kann wiederum verändert werden, um die Kraft— und Bewegungskennlinien des Wandlers zu verändern; gemäß den figuren beträgt dieser Phasenwinkel 0° (phasengleicher Wandler).

Wie gemäß den Pig. 1 bis 7, ist die Zahnstange 38 fest mit der unteren Gehäuseplatte 32 verschraubt und derart ausgebildet und angeordnet, daß sie mit dem Zahnrad 54 kämmt. Die Zähne sind von üblicher Form und nicht gezeigt. Die Zahnstange ist im allgemeinen, jedoch nicht notwendigerweise geringfügig langer als die Umfangslänge des Teilkreises

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des Zahnrades 54. Das Zahnrad 54 ist mit Schultern 55 versehen, die in Lagern 58 sitzen, welche in einem Führungskörper 56 angeordnet sind· Dieser Eührungskörper 56 ist seinerseits ebenfalls zwischen der unteren Gehäuseplatte 32 und der oberen Gehäuseplatte 34 geführt und hält die Teilkreislinie des Zahnrades 54 auf der Teilkreislinie der Zahnstange 58, wenn das.Zahnrad 54 auf der. Zahnstange 38 abrollt.

Diese Vorrichtung arbeitet in der Schieberbauweise, da die Exzenter über Schieber mit den zugeordneten Gleitköpfen verbunden sind.

Der Wandler kann ferner eine gemischte Bauweise haben: zum einen können die Antriebsexzenter über Hebel mit dem Antriebsgleitkopf und die Abtriebsexzenter über Schieber mit dem Abtriebsgleitkopf verbunden sein, und zum anderen können die Antriebsexzenter über Schieber mit dem zugeordneten Gleitkopf und die Abtriebsexzenter über Hebel mit dem Abtriebsgleitkopf verbunden sein.

Ein besonderer, jedoch sehr wichtiger Fall ergibt sich, wenn die Exzentrizität der Antriebsexzenter 50 Null ist, d.h. wenn die Antriebsexzenterlager 52 in Wirklichkeit konzentrisch zum Zahnrad 54 angeordnet sind. In diesem Sonderfall ist die Antriebsstange unmittelbar mit dem Führungs-

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körper 56 verbunden, bo daß der Antriebsgleitkopf, die Antriebsexzenter und die zugeordneten Hebel- oder Schieberverbindungen in-Fortfall geraten*

Ein weiterer besonderer, Jedoch, weniger wichtiger lall ergibt sich, wenn die Abtriebsexzentrizität Hull ist., d_ch. wenn die Abtriebsexzenterlager 82 in Wirklichkeit konzentrisch zum Zahnrad 54 angeordnet sind. In diesem Sonderfall ist die Abtriebsstange 70 unmittelbar mit dem Eührungs'körper 56 verbunden, wodurch der Abtriebsgleitkopf, die Abtriebsexzenter und die zugeordneten Hebel- oder Schieberverbindungen in Portfall geraten»

Der Bewegungsablauf lässt sich am einfachsten aus den drei Folgen? der schematischen Skizzen zur Darstellung der Bewegungsfolge ersehen· Bei sämtlichen Bewegungsabläufen und in der nachfolgenden kinematischen Analyse werden bestimmte definierte Symbole verwendet. Die wichtigsten. Veränderlichen sind:

W = Verschiebung des Antriebsgliedes von der Ausgangslage (Bewegung der Antriebsstange)

U = Verschiebung des Abtriebsgliedes bezüglich der Ausgangslage (Bewegung der Abtriebsstange)

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θ = Drehwinkel des Zahnrades bezüglich seiner Ausgangslage· Die Ausgangslage des Zahnrades bestimmt sich nach dem Punkt, an dem der Radius, der den Mittelpunkt der Abtriebsexzenter enthält, senkrecht zur Zahnstange im Berührungspunkt des Teilkreises verläuft.

Die wichtigsten Parameter, die für jeden Wandler festliegen, jedoch beim Entwurf des Wandlers jeweils verändert werden können, sind:

R = Teilkreisradius des Zahnrades, der für sämtliche mathematischen Darstellungen als 1 angenommen wird

R₁ = der Abstand vom Mittelpunkt des Zahnrades zum Mittelpunkt der Abtriebsexzenter

Rp = Abstand vom Mittelpunkt des Zahnrades zum Mittelpunkt der Antriebsexzenter

u = Phasenwinkel zwischen der den Mittelpunkt der Antriebsexzenter enthaltenden Radiallinie des Zahnrades und der den Mittelpunkt der Abtriebsexzenter enthaltenden Radiallinie des Zahnrades. Er wird als positiv bezeichnet,

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wenn die die Antriebsexzenter durchsetzende Radiallinie in Drelarichtung des Zahnrades vor der die Ahtriebsexzenter enthaltenden Radiallinie liegt.

Der Bewegungsablauf des Wandlers in Schieberbauweise (Ausführungsbeispiel gemäß den Pig«. 8 bis 14) ist qualitativ in den Pig«. 15 bis 19 gezeigte Bei diesem Ausführungsbeispiel ist der Abstand R. =1, der Abstand R₂ = 0,25 und u=O.

Pig. 15 zeigt die Lage des Zahnrades und der Exzenter zu Beginn der Bewegung. W, U und θ sind sämtlich gleich Null.

Nach der Drehung des Zahnrades um einen Winkel von 90 aufgrund der Antriebsbewegung herrscht der in Pig. 16 gezeigte Betriebszustand. Die zurückgelegte Antriebs--Weglänge W ist beträchtlich größer als die erhaltene Abtriebsweglänge U, die sich in diesem Bereich allmählich von Hull erhöht hat. In diesem Betriebszustand sind ferner die Geschwindigkeiten von U und W gleich, da die Projektionen der Strecken zwischen dem momentanen Drehpunkt des Zahnrades (dem Berührungspunkt der Teilkreislinien) und den Mittelpunkten der Antriebsbzw. Abtriebsexzenter gleich groß sind«,

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Pig. 17 zeigt den Betriebszustand, nach^dem das Zahnrad infolge der Antriebsbewegung um einen Winkel von 180° gedreht wurde. An dieser Stelle hat sich die zurückgelegte Abtriebsstrecke U der zurückgelegten Antriebsstrecke W genähert und ist dieser gleich. Ferner ist an dieser Stelle die Geschwindigkeit des Abtriebs, U, größer als die Geschwindigkeit des Antriebs, W, da der Abstand des Abtriebsexaenters zum momentanen Drehpunkt größer als der Abstand zwischen dem Mittelpunkt des Antriebsexzenters und dem momentanen Drehpunkt isto Infolgedessen hat der Abtrieb bis zu dieser Stelle seine Beschleunigung fortgesetzt.

Pig. 18 zeigt den Betriebszustand, nach dem das Zahnrad durch die Antriebsbewegung um einen Winkel von 270° gedreht wurde. An dieser Stelle ist die zurückgelegte Wegstrecke des Abtriebs, U, größer geworden als die zurückgelegte Wegstrecke des. Antriebs, W, und beide erhöhen sich wiederum gleich rasch. Infolgedessen wurde der Abtrieb während des vorhergehenden Bewegungsabschnittes verzögert, wenn er auch eine größere Weglänge als der Antrieb zurückgelegt hat.

Schließlich zeigt Pig. 19 den Betriebszustand, nachdem das Zahnrad durch die Antriebsbewegung um einen Winkel von 360° gedreht wurde. An dieser Stelle sind die Antriebs-Weglänge W und Abtriebs-Weglänge U wiederum einander gleich

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und gleich dem Umfang des Teilkreises des Zahnrades. Die Geschwindigkeit des Abtriebs ist Hull, da der Mittelpunkt des Abtriebsexzenters mit dem momentanen Drehpunkt zusammenfällt. Der Abtrieb hat sich während des letzten Bewegungsabschnittes weiter verzögert.

Die Bewegungsfolge der Hebelbauweise (Ausführungsform gemäß den Fig. 1 bis 7) ist qualitativ in den Fig.. 20 bis 24 gezeigt. Bei dieser Ausführungsform ist der Abstand R-wiederum 1, der Abstand Rp wiederum 0,25 und der Phasenwinkel u wiederum 0.

Fig· 20 zeigt die lage des Zahnrads und der Exzenter zu Beginn der Bewegung· W, U und θ sind sämtlich gleich Hull.

Fig· 21 zeigt den Betriebszustand, nachjdem das Zahnrad durch die Antriebsbewegung um einen Winkel von 90 gedreht wurde. Aus einem Vergleich mit der Fig. 16, die den Wandler in Schieberbauweise nach der gleichen Winkelbewegung des Zahnrades zeigt, ist ersichtlich, daß die Antriebsweglänge W in der Hebelbauweise geringer als die Antriebsweglänge W in der Schieberbauweise ist, und zwar wegen der geringen Zunahme der projezierten Länge des Antriebshebels. In entsprechender Weise ist die Abtriebsweglänge U in der Hebelbauweise geringfügig größer als U in der Schieberbauweise,

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and zwar wiederum wegen der geringen Zunahme der projiziert en Länge der Abtriebshebel.

Fig. 22 zeigt den Betriebszustand, nachdem das Zahnrad durch die Antriebsbewegung um einen Winkel von 180° gedreht wurde. Hier sind XJ und W einander gleich und gleich U und W in der Schieberbauweise (Pig. 17)» da die projizierte Länge der Antriebs- und Abtriebshebel gleich groß wie zu Beginn der Bewegung ist.

Fig. 23 zeigt den Betriebszustand, nachdem das Zahnrad durch die Antriebsbewegung um einen Winkel von 270° gedreht wurde ο Ein erneuter Vergleich mit dem entsprechenden Betriebszustand in der Schieberbauweise, wie er in Fig. 18 gezeigt ist, lässt erkennen, daß die Abtriebs-Weglänge U in der Hebelbauweise geringfügig größer als die Abtriebs-Weglänge U in der Schieberbauweise ist, und zwar wegen der Zunahme der projezierten Länge der Abtriebshebel, und aus dem gleichen Grund ist die Antriebsweglänge W in der Hebelbauweise geringfügig niedriger als die Antriebsweglänge W in der Schieberbauweise.

Fig. 24 zeigt den Betriebszustand, nachdem das Zahnrad infolge der Antriebsbewegung um einen Winkel von 360° gedreht wurde. Hier sind wiederum die Antriebs- und Abtriebsgrößen gleich groß und gleich der Umfangslänge des Teilkreises des Zahnrades.

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Ein Vergleich, der entsprechenden kinematischen Darstellungen der Schieberbauweise und der Hebelbauweise macht klar, daß die Verschiebekennliniem bei 0°, 180° und 360° identisch, sind. Ferner ergibt sich» daß in dem Betriebszuständen bei 90° und 270° eine geringfügige Abweichung vorhanden ist, und daß diese Abweichung sowohl von der Exzentrizität als auch, von der Hebellänge abhängig ist. Diese Abweichungen bezüglich des Verschiebeweges und ferner bezüglich der Geschwindigkeit und der Beschleunigung werden weiter unten quantitativ beschrieben.

Die Bewegungsfolge in der Schieberbauweise, jedoch mit einem Phasenwinkel u von 60° ist qualitativ in Fig. 25 bis 29 gezeigt« In dem gezeigten Ausführungsbeispiel ist die Strecke ]L· wiederum gleich 1, und die Strecke Rp ist wiederum gleich 0,25ο

Fig. 2 5 zeigt die Lage des Zahnrades und der Exzenter zu Beginn der Bewegung. W, U und θ sind sämtlich gleich Kuli·

Figo 26 zeigt den Betriebszustand, nachdem das -Zahnrad infolge der Antriebsbewegung um einen Winkel von 90° gedreht wurde. Ein Vergleich der Fig. 26 mit der Fig. 16 macht deutlich, daß die Abtriebs-Wegstrecke U die gleiche ist* gleichgültig ob der Phasenwinkel 0° oder 60° beträgt. Die Antriebs-Wegstrecke W bei einem Phasenwinkel u von 60° ist

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jedoch beträchtlich größer als die Antriebs-Wegstrecke W bei einem Phasenwinkel u von 0°. Während dieses Bewegungsabschnitts ist daher die Relatiwerschiebung zwischen Abtrieb, U, und Antrieb, W, bei einem Phasenwinkel Ton 60° kleiner als bei einem Phasenwinkel von 0°.

Pig. 27 zeigt den Betriebszustand, nachdem das Zahnrad infolge der Antriebsbewegung um einen Winkel von 180° gedreht wurde. Die Abtriebs-Wegstrecke U ist wiederum gleich der Abtriebs-Wegstrecke U, die sich bei einem Phasenwinkel u von Null ergibt (wie dies in Pig» 17 gezeigt ist)» Bei einem Phasenwinkel von 60° (Pig. 27) ist jedoch die Antriebs-Wegstrecke W noch größer als die Antriebs-Wegstrecke W bei einem Phasenwinkel von 0 (wie dies in Pig. 17 gezeigt ist).

Pig. 28 zeigt den Betriebszustand, nachdem das Zahnrad infolge der Antriebsbewegung um einen Winkel von 270° gedreht wurde. Die Abtriebs-Wegstreßke U ist nunmehr größer ala die Antriebs-Wegstrecke W geworden, jedoch ist der Unterschied nicht so groß wie bei dem in Pig. 18 gezeigten, entsprechenden Betriebszustand mit einem Phasenwinkel von Null.

Pig. 29 zeigt schließlich den Betriebszustand, nachdem das Zahnrad infolge der Antriebsbewegung um eintn Winkel von 360° gedreht wurde, wobei die Antriebs-Wegstrecke W und die Abtriebs-Wegstrecke U wiederum einander gleich und gleich

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-27-

der Umfangslänge des Teilkreises des Zahnrades sind, wie dies auch bei den beiden anderen Beispielen der 3PaIl war.

Dieses Beispiel zeigt qualitativ, daß bei einem positiven Phasenwinkel tÄ- die Relativbewegung des Abtriebs im Vergleich zum Antrieb während etwa der ersten Hälfte des Hubs geringer und während des letzten Teils des Hubs entsprechend größer als bei einem Phasenwinkel von IuIl ist. Diese Beziehungen werden nunmehr quantitativ festgelegt·

Bezüglich der kinematischen Ableitung müssen mehrere Ausdrücke definiert werden. In dem verwendeten Sinn bedeutet Geschwindigkeit die Größenänderung des Yerschiebeweges bezüglich der Zeit und dementsprechend bedeutet Beschleunigung die Größenänderung der Geschwindigkeit bezüglich der Zeit.

Bei dem beschriebenen Wandler sind die Geschwindigkeits- und Beschleunigungskennlinien des Abtriebs nicht nur vom Wandler selbst abhängig, sondern auch vom Geschwindigkeits— und Beschleunigungsverlauf des Antriebs. In den meisten Anwendungsfällen wird der Antrieb mit einer nominell konstanten Geschwindigkeit verstellt, abgesehen von der Bewegung an den Hubendlagen; 'daher werden der Geschwindigkeits- und Beschleunigungsverlauf des Abtriebs unter der Annahme einer konstanten Geschwindigkeit des Antriebs berechnet. Der Aus-

30981 A/0941

druck Relativgeschwindigkeit bedeutet die Geschwindigkeit des Abtriebs unter Zugrundelegung einer konstanten Antriebsgeschwindigkeit; und der Ausdruck Relativbeschleunigung bedeutet die Beschleunigung des Abtriebs wiederum unter Zugrundelegung eimer konstanten Antriebsgeschwindigkeit.

Für den Fall, daß sich der Antrieb nicht mit einer konstanten Geschwindigkeit bewegt, werden Umrechnungsfunktionen aufgestellt, die die Abtriebsgeschwindigkeit in Abhängigkeit von der Antriebsgeschwindigkeit angeben, und weitere Umrechnungsfunktionen, die die Abtriebsbeschleunigung in Abhängigkeit von der Antriebsgeschwindigkeit und der Antriebsbeschleunigung angeben.

Der Verlauf der Abtriebs-Weglänge bezüglich der Weglänge des Antriebs ist natürlich unabhängig von der Geschwindigkeit oder der Beschleunigung des Antriebs.

Zusätzlich zu den oben angegebenen Symbolen werden zur Bestimmung der Bewegungs- und Kraftkennlinieη des Abtriebs folgende Symbole festgelegt:

V\ = Absolutgeschwindigkeit des Abtriebe =

V = Relativgeschwindigkeit des Abtriebs =

d²U

A₊ = Absolutbeschleunigung des Abtriebs = —*

^x dt^

Relativbeschleunigung des Abtriebs = ^u

dW²

3 0 9 8 U / 0 9 4 1 -29-

Ιίί samtIieh.en kinematischen Ableitungen ist der Radius des Zahnrades mit 1 angenommen;

Bei dieser und sämtlichen nachfolgenden kinematischen .Analysen wird die Verschiebestrecke sowohl des Antriebs als auch des Abtriebs am günstigsten in Abhängigkeit von θ ausgedrückt, das somit ein Reehenparameter wird. Wenn die Abtriebs-Yersehiebestreeke U in Abhängigkeit iron der Äntriebs-Verschiebestrecke ¥ ausgedrückt wird, ergibt sich im allgemeinen ein äußerst verwickelter Rechengang. Daher ist es auch weit bequemer, nach ö zu differenzieren, wenn dies erforderlich ist, um lösungen für die Relativgeschwindigkeit und die Relativbesehleunigung zu erhalten. Für den allgemeinen Fäll läßt sich zeigen, daß, falls tJ eine iHinktiötf; von θ ist, TJ = f(ö), und W eine andere Funktion von Ö ist,

2 '

W - g(ö), sieh die Ausdrücke |§ und ^-§ als Ableitungen

dW _d¥^

nach ö wie folgt ausdrucken lasseni

ätx

γ= IS - J8L- (D

dVi

d¥

d¥ dfn ' _ Jig

d6. dQ². , ...da 2 ~

3 09 8 U/Q9^1- ö;

Diese Beziehungen werden wiederholt verwendet und Worden als Gleichungen 1 und Gleichungen 2 bezeichnet» wii dies in Klammern angemerkt ist.

dW
Die Größe — erscheint im Nenner diesör Gleichungen sowohl

dö
für V als auch für A. Mathematisch bedeutet das» daß diese Gleichungen an Punkten Unbestimmt werdenj wo -5« ÄüÜ wird, und derartige Punkte müssen vermiedeil werden. In der Praxis heißt dies, daß es einen Punkt mit einer unendlichem mechanischen Untersetzung für den Antrieb gibt und sich der Wandler nicht bewegt. Solche Stellen dürfen daher nicht auftreten.

Eine weitere wichtige Kenngröße bei der Untersuchung ist das Kraftverhältnis zwischen Abtrieb und Antrieb, d*h. die von einer Einheit der Antriebskraft erzeugten Einheiten der Abtriebskraft. Unter der Annahme einer vernachlässigbaren Reibung im Wandler ist das Kraftverhältnis umgekehrt proportional der Relativgeschwindigkeit.

Dies lässt sich wie folgt zeigen:

Zugeführte Arbeit = Geleistete Arbeit

IV = Antriebskraft

P₀ s Abtriebskraft

F₁ χ äW = P₀ * dU

3Ö§8U/Ö941

I*_o d¥
TT ⁼ dÜ

Sämtliche die Relativgeschwindigkeit darstellenden Schaubilder enthalten daher eine zweite Skala, die das Kraftverhältnis des Abtriebs zum Antrieb darstellt.

Pig. 30 zeigt ein Diagramm für einen phasengleichen (Phasenverschiebung gleich Null) Wandler in Schieberbauweise mit einer geraden Zahnstange:

Nachdem das Zahnrad durch den Antrieb von einer Ausgangslage, in der der Radius R. senkrecht zur Zahnstange verlief, um einen Winkel O gedreht wurde, gelten die folgenden Beziehungen für den Verschiebeweg:

U = θ ■ - R-, sinus 9 W = θ - R₂ sinus θ

Die Ausgangslage wurde aus Gründen einer mathematischen Vereinfachung derartig gewählt. Sie muß nicht der Startpunkt des Wandlers sein,

Durph Differentiation der Ausdrücke für TJ und W nach θ ergibt sich:

-32-30981 A/094 1

224806A

= 1 - R₁ cob 0

1 - R₂ cob β

Durch Einsetzen dieser Ausdrücke in die Gleichung (1) ergeben sich daher die folgenden Gleichungen für die Relativ ge β chwind igke1t1

dU 1 - Ri cob O

Durch no da maligee Differenzleren nach O ergeben sich die folgenden Beziehungen:

rl²lT

2% = R₁ sin Ö ^Ί

R₉ sin Ö

Durch Einsetzen dieser Ausdrücke in die Gleichung (2) und algrebaische Kürzung ergibt sich für die RelatiTbeschleunigung folgende Gleichung:

4 (4,

dW² (1 - R₂ cos Q)*

-33-30981 /,/0941

Die Gleichungen (3) und, (4> geben die Bandgeschwindigkeit und Belativbeschleunigung des Abtriebs für eine konstante Antriebsgeschwindigkei.t an, wobei θ der Beehenparameter ist· lür jeden beliebigen Wert von β-ergibt ."sich ein ent-

sprechender Wert von U, W, ^ und ^=-» . für jeden auf

dW _dW2

diese Weise ermittelten Wert von W -.,gibt . eifc daher einen entsprechenden Wert von XJ, 4τ? und *-w . Diese Beziehungen

sollen ermittelt werden» Hit anderen Worten wurde θ lediglich aus Gründen einer mathematischen Vereinfachung benutztf und die Verschiebe strecke des Abtriebs, die Belativgesehwindigkeit und die Belativbeschleunigung w«trden in Abhängigkeit von der Lage des Antriebs, W, gezeigt*

Die in den Fig. 36 bis 41 gezeigten Kurven stellen Kennlinien der Verschiebestrecke, der Belativgeschwindigkeit und der Belativbeschleunigung des Abtriebs» bezogen auf die Lage des Antriebs für einen phasengleichen Wandler in Schieberbauart mit einer geraden Zahnstange dar. Die Kennlinien der Belativgeschwindigkeit und der Belativbeschleunigung sind für eine konstante Geschwindigkeit des Antriebs ermittelt. Diese Kurven sind lediglich beispielsweise dargestellt, um zu zeigen, welch breiter Bereich von Abtriebs-Kennlinien mit Hilfe eines einzigen Wandlers durch richtige Wahl lediglich der Parameter B₁ und B₂ erzielt werden kann. Die Gesamtanzahl der möglichem Kombinationen ist natürlich je nach den Maßsprüugen der konstruktiven Unterschiede sehr

3098U/09A1

groß, und ee ist somit lediglich ein repräsentativer Ausschnitt gezeigt.

Ba die Mittelpunkte der Antriebs- und Abtriebeexeenter auf dem gleichen Radius liegen, sind sämtliche Kennlinien bezüglich des Mittelpunktes des Antriebs-Yerschiebeweges symmetrisch, wenn also das Zahnrad durch die Antriebsbewegung eine volle Drehung um 360° erfährt» Der Maßstab für die Antriebskurven ist so gewählt, daß eine volle Drehung des Zahnrades einer Einheit der Antriebsbewegung entspricht. Sämtliche Kurven sind somit lediglich für eine Hälfte des Antriebshubes gezeichnet. Die innere Zahlenreihe ergibt die Kennlinien für die erste Hälfte des Antriebehubes; die äußere Zahlenreihe ergibt die Kennlinien für die zweite Hälfte des Antriebshubes.

Die fig. 36, 37 und 38 zeigen die Kennlinien der Abtriebsbewegung für den Sonderfall R₁ · 1, d.h. die Mittellinie des Abtriebsexzenters liegt auf dem Teilkreis des Zahnrades, für die verschiedenen Wert· von B₂ sind mehrere Kurven gezeigt. Es ist ersichtlich, dafl sich die Bewegungakennlinien des Abtriebs allein durch Änderung von R₂ beträchtlich, abwandeln lassen. Wenn beispielsweise R₂ gleich 0,75 ist, ergibt sich anfänglich eine hohe Beschleunigung, die sich auf eine Beschleunigung von beinahe SuU (etwa konstante Geschwindigkeit) im Bereich der Hubmitte abschwächt, an die

-35-

3098U/09A1

sich eine symmetrische, starke, kurzzeitige Verzögerung anschließt· Falls R₂ noch größer gewählt wird, wird eine noch ausgeprägtere Kennlinie erhalten, d_oh. eine kürzere und stärkere Anfangsbeschleunigung und eine symmetrische Verzögerung mit einer längeren» mittleren Periode von noch gleichförmigerer Geschwindigkeit.

Wenn andererseits Rg verkleinert wird, wie dies aus den Kurven R₂ = 0,5 und Rp «0,25 ersichtlich ist, werden die anfängliche Beschleunigung und die dazu symmetrische Verzögerung abgeschwächt und verlängert und der mittlere Bereich konstanter Geschwindigkeit wird verkürzt und weniger gleichförmig* Bei R₂ ^β O ergibt sich der Sonderfall einer zykloidiechen Beschleunigung.

Wenn R₂ negativ wird, kehren sich die Kennlinien um; die Anfangsbeschleunigung ist sehr schwach und wird während des zweiten Viertels der Bewegung zunehmend größer, dann sinkt sie rasch auf Hull am genauen Hubmittelpunkt und daraufhin folgt wieder eine symmetrische Verzögerung an der anderen Seite des Mittelpunktes» Hierdurch ergibt sich eine verhältnismäßig hohe Geschwindigkeit des Abtriebs im Bereich der Hubmitte. Dieser Verlauf wird zunehmend ausgeprägter, wenn R₂ noch stärker negativ wird. Palls R₂ tatsächlich gleich -1 werden würde, würde sich an der Hubmitte eine unendliche Relativgeschwindigkeit ergeben.

-36-30981 A/0941

Wenn R₁ = 1 (Phasenwinkel ist Hull), Bind die anfängliche Beschleunigung und Geschwindigkeit des Abtriebs stets Null

und die Endbeschleunigung und -geschwindigkeit ebenfalle lull, wobei der Start- und Haltepunkt des Zahnrades willkürlich gewählt ist; die Beschleunigung iat in der Mitte des Verschiebeweges stets Null; und die Maximalgeschwindigkeit wird an der Mitte des Verschiebewegs erreicht. Insoweit lassen sich also innerhalb dieser Grenzen allein durch die Wahl der Größe von H₂ <*ie Kennlinien der Abtriebsbewegung über einen großen Bereich verändern.

Die Kurven der Pig. 39» 40 und 41 zeigen ausgewählte Beispiele für die Bewegungskennlinieη des Abtriebs, wenn R-nicht 1 ist. Wenn R₁ zunehmend kleiner als 1 gemacht wird, werden die oben beschriebenen Kennlinien weniger ausgeprägt. Der allgemeine Einfluß einer Änderung von R₂ bleibt der gleiche, ist jedoch weniger stark. Wenn R- = Rp, erhält man das selbstverständliche Ergebnis, daß die Abtriebsbewegung genau gleich der Antriebsbewegung ist. Palls R- kleiner als R₂ gemacht wird, ergibt sich eine Umkehr der Kennlinien.

Wenn R- kleiner als 1 ist, ist die anfängliche Relativgeschwindigkeit nicht mehr Hull, sondern gleich dem Verhältnis

1 . Die Bewegungskennlinien des Abtriebs verlaufen

1 - R₂

weiterhin bezüglich des Mittelpunktes symmetrisch,

-37-30981 4/094 1

und am Mittelpunkt wird wiederum stets eine Null-Beschleunigung erreicht. Außerdem hat die Geschwindigkeit am Mittelpunkt ein Maximum, wenn B^ größer ala B₂ ist, oder ein Minimum, wenn B-. kleiner als Bp ist·

Bei der oben beschriebenen Untersuchung lagen die Mittelpunkte des Abtriebsexzenters und des Antriebsexzemters auf dem gleichen Badius oder Durchmesser des Zahnrades, d.h. der Phasenwinkel war KuIl. Eine noch größere Variationsbreite ergibt sich, wenn der Mittelpunkt des Antriebsexzeitters auf einem anderen Badius des Zahnrades als der des Abtriebsexzenters liegt. Dieser Winkel wird als Phasenwinkel u bezeichnet und ist positiv, falls der durch den Antriebsexzenter führende Badius bezüglich der Drehrichtung des Zahnrades vor dem durch den Abtriebsexzenter führenden Badius liegt,

Pig. 31 zeigt das kinematische Diagramm für einen derartigen phasenverschobenem Wandler in Schieberbauweise mit einer geraden Zahnstange, und es ist ersichtlich, daß die folgenden Beziehungen für die Yerschiebestreeke gelten, nachdem das Zahnrad durch die Antriebsbewegung tun einen Winkel θ aus seiner Ausgangslage gedreht wurde, in welcher der Badius B₁ senkrecht zur Zahnstange verlieft

-38-

3098U/Q941

U = O- R₁ ein 0

W = O - R₀ sin (ö + u) + R₂ sin vl

Durch DIffenaieren nach θ:

fg - 1 - R₁ cob O

1 - R₂ cos (β + u)

Durch Einsetzen dieser Ausdrücke in die allgemeine Gleichung (D:

^C0B

1 - R₂ cos (β + u)

(RelatiTieschwindigkeit) (5)

Durch erneutes Differenzieren nach Θ:

E₁ sin θ

R sin (ö + u)

Durch Einsetzen dieser Werte in die allgemeine Gleichung

(2) und algebraische Kürzung erhält man die folgende Beziehung für die Relat^beschleunigung:

3098U/0941 ~³⁹~

sin θ - S₂ sin (Q + τα) - E^R₂ sin u

[i - R₂ cos (Q + u)]⁵

Die G-leichungen (5) vnä (6) gelben die Re la t ^geschwindigkeit und die RelativbeschleunigiiBg für einen phasenver Behobenen Wandler in Sehieberbaiiweise mit einer geraden Zahnstange an, wobei Θ wiederum als Rectosnparameter verwendet wird· Der Ein-" fluß des Phasenwinkels u ist in den Kurvenbeispielen der Mg· 42, 43 und 44 dargestellt ₉ in denen die Terschiebestrecke des Abtriebs, die Relaufgeschwindigkeit des Abtriebs und die Relativbeschleunigung des Abtriebs über der Vers chi eise s trecke des Antriebs aufgetragen sind. Diesen EJurvem liegt eine einzige "beispielsweise Kombination von R. und R₂ zugrunde, wobei R^ = 1 und R₂ = 0,5 ist.

Es ist ersichtlich, daß für U=O⁰ die Kurven die gleichen sind wie für die entsprechenden Betriebsbedingungen in äen Pig. 36, 37 und 38,

Außerdem sind die Kurven für u = 180° in den Fig. 42, 43 •und 44 genau die gleichen wie die für R₂ = —0,5 (u = 0) in den Pig. 36, 37 und 38. Dies ist einleuchtend, da eine Änderung von u = 0 auf u = 180° genau die gleiche Wirkung hat wie wenn das Vorzeichen von R₂ geändert wird.

-40-3 0 9 8 1 4/0941

Der Einfluß von Zwischenwerten von u ist anhand der Pig. 4-2, 43 und 44 zu ersehen. Wenn u von O erhöht wird, wird die anfängliche Beschleunigung abgeschwächt und in die Länge gezogen. Das G-eschwindigkeitsmaximum (Null-Beschleunigung) liegt nicht mehr am Mittelpunkt des Bewegungshubs, sondern wird an einem dahinterliegenden Punkt erreicht. Sowohl die Lage als auch die Größe der Maximalgeschwindigkeit sind deutlich aus Fig. 43 zu ersehen.

Ein besonders interessanter Fall ergibt eich, wenn u = 60°. In diesem Fall ist die Beschleunigung im Anschluß an einen unmittelbar zu Hubbeginn erfolgenden, kurzzeitigen stetigen Anstieg im wesentlichen konstant und die Geschwindigkeit erhöht sich beinahe genau geradlinig über etwa 8/10 des Antriebshubs ο Sann kehrt sich die Beschleunigung plötzlich um und die Geschwindigkeit sinkt stetig auf 0 während der letzten 2/10 des Antriebshubs. Mit anderen Worten ist das Geschwindigkeitsprofil ein beinahe vollkommener "Sägezahn" mit abgerundeten Ecken.

Der Einfluß von u ist ähnlich für andere Kombinationen von R₁ und R₂, wenn jedoch Rp kleiner wird, wird der Einfluß von u geringer, und wenn Rp = 0, hat u natürlich überhaupt keinen Einfluß.

Der Parameter u ist somit eine Größe, durch die die Abtriebs-

309814/0941 "⁴¹"

Bewegungskennlinien des Wandlers ein erwünschtes Maß an Asymmetrie erhalten können.

Die Verwendung der Hebelbauweise anstatt der Schieberbauweise geschieht hauptsächlich aus Gründen einer mechanischen Vereinfachung. Die kinematischen Unterschiede werden nunmehr untersuchte

Figo 32 zeigt das kinematische Diagramm für einen phasengleichen Wandler in Hebelbauweise mit einer geraden Zahnstange, wobei R. und R₂ gleich groß wie in Fig. 30 sind. Die Länge des Antriebshebels ist <CpRp» d.lu dieser Hebel ist <£* p~mal länger als der Radius Rp. Ebenso wird die länge des Abtriebshebels mit <ß -R^ festgelegt. In diesen Ausdrücken sind sowohl ^£ 1 als auchcfcp dimensions lose Größen und die nachfolgende Analyse hat einen allgemeineren Anwendungsbereiche !fach dem Satz von Pythagoras ist die projizierte Länge des Antriebshebels auf der Angriffslinie in der Ausgangslage gleich ²R₂ ² - R₂ ²)¹/², also gleich R₂(<*₂ ² - 1)^1//2

R₂ ²)¹/², also gleich R₂(<*₂ ² - 1)^1//2. Haeh Drehung des Zahnrades um einen Winkel θ ist die produzierte Länge

f. ο ο ? 1 /p

dieses Hebels gleich (<£ ₂ R₂ - R₂ cos Θ) ' , was sich einfacher als R₂CcC₂ ² - 1 + sin²©)¹'² ausdrücken lässt.

Durch Anwendung des gleichen Rechengangs für die projizierte Länge des AilQtriebshebels ergeben sich für die Verschiebestrekken des Antriebs und des Abtriebs-nach Drehung des Zahnrades

3098U/-0941

-42-

tun einen Winkel θ von seiner Ausgangslage die folgenden Gleichungen:

V » Q + R₂(<Ä₂ ² - 1)¹/² - R₂ sin θ - B₂(o( £ - 1 +

U - θ - R₁(OC₁ ² - 1)^1/2 - R₁ sin ö + R₂CdC₁ ² - 1 +

Durch Differenzieren dieser beiden Gleichungen nach Ö erhält man

dW _{Λ n} rv τ. cos Ö sin ©

dO ^{2 2} (oC₂ ² - ι + 8in²0)

du _{Λ Ώ nno} ο , -ο coo θ sin θ

— = 1 - R₁ cos θ + R₁

ja /\ · ■

₁ ² - 1 + sin²ö)^1/2^

Durch Einsetzen dieser Ausdrücke in die Gleichung (1) ergibt sich für di© Relativgesclwindlgteit der folgende Auedruck:

sin θ cos ©

dö 1 - R₁ cos 0 + R., (^₁ ² - 1 + sin²©)¹/²

^dV 1 - R₂ cos θ - R₂ sin 0 cos 0

(*₂ ² - 1 +

Durch erneutes Differenzieren nach 9 erhält man:

-43-0 1 4/0641

- 2 sin²©) - sin⁴©

—ο = Ei sin θ +
d©- ^Ί

,2_W (dCp² - 1)(1 - 2 sin²©) - sin⁴©

—-κ = R₂. sin θ - R₂ ·₂ ρ _3/2

d©^ ^ ^ (Λ₂ - 1 + sin^©)^^

Diese Ausdrücke und die entsprechenden ersten Ableitungen von U und ¥ nach, θ können in die G-leichung (2) eingesetzt werden, jedoch ist der sich ergebende algebraische Ausdruck so kompliziert,· daß es einfacher ist, wenn jede Ableitung einzeln gesondert berechnet wird und anschließend ihre Werte in die Gleichung (2) eingesetzt werden, ton die Relativbeschleunigung zu erhalten. Dieser Rechengang empfiehlt sich umso mehr, da es gewöhnlich erwünscht ist_p in jedem EaIl.die Ableitungen nach θ einzeln zu berechnen. Zur Vereinfachung dieses Rechenganges lässt sich die Gleichung (2) wie folgt umschreiben:

Cl²JJ dU dfw

d²ü _ d©² - d9 d©² (2A)

Bei dieser und sämtlichen nachfolgenden Ausführungsformen sind nur die Kurven für die Relativgeschwindigkeit dargestellt, da sich aus diesen Kurven durch entsprechende vergleichende Interpretation auch Aussagen über die Verschiebestrecke und

30981 A/094 1

-44-

die Relativbeschleunigung entnehmen lassen. So ist der unterhalb einer Kurve für die Relativgeschwindigkeit bis zu einem betrachteten Punkt liegende Flächenbereich ein Maß für die Verschiebestrecke bis zu diesem Punkt und die Steigung der Kurve für die Relativgesohwindigkeit an einem irgend beliebigen Punkt ist ein Maß für die Relativbeschleunigung an diesem Punkt. Bei richtiger Untersuchung der Kurven für die Relativgesohwindi^keit erhält nan somit Informationen sowohl über die Verschiebestrecke als auch über die Relativbeschleunigungο Die Kurven für den phasengleichen Wandler in Hebelbauweise sind gemeinsam für den nunmehr beschriebenen phasenverschobenen Wandler In Hebelbauweise dargestellt.

Figo 33 zeigt das kinematische Diagramm für den phaeenverschobenen Wandler in Hebelbauweise mit einer geraden Zahnst auge, wobei R₁ und R₂ wiederum die in Fig. 31 gezeigten Werte haben. Indem wiederum auf die oben beschriebene Weise mit den Hebelprojektionen gerechnet wird, ergeben sich die folgenden Ausdrücke für die Verschiebestreckeη des Antriebs und Abtriebs, nachdem das Zahnrad um einen Winkel 0 gegenüber seiner Ausgangslage gedreht wurde:

W-G₊ R₂(^₂ ² _ _{1 + sin}2_u)i/2

sin²(9

- R₁(CC₁ ² - 1)¹/²- R₁

U=O - R₁(CC₁ ² - 1)¹/²- R₁ sin θ + R₁(C^₁ ² - 1 +

-45-30981 A/094 1

-45- 22A806A

Durch Differenzieren dieser beiden Ausdrücke nach θ erhält man:

— = 1 - Rp oos(ö + u) - R₀ sin(Q + u) COa(Q 4- „1

1HO R gin Q ops Q

R₁
¹

Durch Einsetzen dieser Ausdrücke in die aieichung (1) ergibt sich für die Relativgeschwindigkeit der folgende Ausdruck:

sin β cos O

_dU 1 - R₁ oos θ + R₁ "(Ay² - 1 + sin²ö)^1/2

dW 1 - R_Q cos (O -m). - R₉ a

-1 + 31^(8 + U

Durch erneutes Differenzieren nach © erhält man den folgenden

Ausdrucks

I = R₂ sin(Q ₊ u) - R₂ (^₂ ² - D 0 - 2 sin²(© * ujj-3in⁴(Q₊u>

_ά2_π (^₁ ² - D (1 - 2 3in²Q) - sin⁴©

—x = R₁ sin θ + R₁ -τ—ρ — —' "

dQ^{2 1 Ί} CdC₁ ² - 1 +

Diese Ausdrücke können in dia Grleiehuagen (2) oder (2A) ein gesetzt werden, um einen geschlossenen Ausdruck für die

3098U/0941 "⁴⁶"

Relativbeschleunigung zu erhalten. Wie bei der Untersuchung des phasengleichen Wandlers in Hebelbauweise ist es jedoch einfacher, die Ableitungen von U und W nach θ einzeln zu berechnen und dann ihre Werte in die Gleichung (2A) einzusetzen, um den Wert der Relativbeschleunigung zu erhalten.

Kennzeichnende Kurven für die Relativgeschwindigkeit des phasengleichen und phasenverschobenen Wandlers in Hebelbauweise mit einer geradlinigen Zahnstange sind in den Pig. und 46 gezeigt. Dabei beträgt R^ = 0,97, so daß diese Kurven mit denen für R₁ = 1 in der Schieberbauweiae vergleichbar sind.

falls in der Hebelbauweise R₁ mit 1 gewählt wird, stellt sich heraus, daß während eines kurzen Abschnitts des Bewegungszyklus infolge des kinematischen Beitrags des Abtriebshebels tatsächlich eine Bewegungsumkehr des Abtriebs auftritt· Aus praktischen und Yergleichsgründen ist es daher zweckmäßig, einen besonderen Betriebspunkt anzugeben, der als Nullpunkt definiert ist. Dadurch wird für unterschiedliche Systeme, die anderenfalls schwierig zu vergleichen wären, eine Vergleichsmöglichkeit geschaffen, indem ihre Veränderlichen so eingestellt werden, daß ihre Nullpunkte zusammenfallen. Der Nullpunkt ist derjenige Punkt, wo

2
= 0 und ebenfalls ■=-*■ = 0. Diese Bedingung ist bei

-47-309ÖU/0941

der Sohleberbauweis e erfüllt, wenn R^ = 1 und θ = O₀ Bei der Hebelbauweise ist dieser Punkt eine !Punktion von <Jv,.j_f und bei öC ^ = 4 wird der Mullpunkt erreicht, wenn. R₁ = 0,97 und Gj = -13»28°₉ wobei O^ der Drehwinkel des Zahnrades ist, bei dem sich der Nullpunkt einstellt. Für sämtliche anderefcWerte von cC,lässt sich ein einziger Wert für R₁

und öjj ermitteln, wenn jeweils 4|g und ■*=--£ gleichzeitig gleich Null sind» Wenn diese Werte von R^ und ©jj in* die Gleichungen (1) und (2) eingesetzt werden^ ergibt sich, daß für jeden endlichen Wert von — und —£ ebenfalls

d© d©'¹

cKJ und d²ü gleich lull sind. Daher ist die Lage des dW ?

Nullpunktes abhängig von der Abtriebsgeometrie des Wandlers und unabhängig von der Antriebsgeometrie des Wandlers» Daher beeinflussen Änderungen von R₂ oder vom Phasenwinkel u die Lage des Nullpunktes nicht_o Außerdem hat die Bestimmung des Nullpunktes einen sehr praktischen WeTt₉ äav dusch ihn ein Betriebspunkt festgelegt wird, wo der Abtrieb eine Zeitlang ohne Richtungsumkehr stillsteht. In vielen Anwendungsfällen ist ein solcher Betriebszustand entweder an dem einen oder an beiden Enden des Abtriebshubs erwünscht.

Anders ausgedrückt, ist es äußerst sinnvoll, die Abtriebskennlinien der Hebelbauweise mit denen der Schieberbauweise zu vergleichen, in dem von einem gemeinsamen Bezugspunkt

3098U/09A1

ausgegangen wird, und dieser Punkt wird aus mathematischen und praktischen Gründen zweckmäßigerweise durch den oben beschriebenen Hullpunkt festgelegt. In der nachfolgenden Analyse wird dieser Nullpunkt ebenfalls beim Systemvergleich verwendet.

Fig. 25 zeigt einige kennzeichnende Kurven für die Relativgeschwindigkeit in Hebelbauweise bei <&.. = 4IcILp * 6» R₁ = 0,97 und R₂ = 0,5 für verschiedene Phasenwinkel einschließlich Null} die Werte für**., undcCo sind beispieleweise Konstruktionswerte. Wenn allein die Kurve für u = 0 (phasengleich) betrachtet und mit der entsprechenden Kurve sowohl in den Fig. 37 als auch 43 für R-| « 1, R« =0,5 und u=0 verglichen wird, ergibt sich, daß die in der Schieberbauweise vorhandene Symmetrie in der Hebelbauweise nicht mehr besteht. Die Stärke dieser Asymmetrie 1st von den Werten für <jC ₁ und c£ ₂ abhängig; wenn diese zunehmen, nähern sich die Kurven für die Hebelbauweise den Kurven für die Schieberbauweise, und wenn sie verringert werden, üiiohen die Kurven für die Hebelbauweise immer stärker von denen für die Schieberbauweise ab.

Die Richtung der Asymmetrie ist die gleiche wie die, die sich bei positiven Phasenwinkeln ergibt, und erwünschtenfalls kann die Symmetrie durch Verwendung negativer Phasenwinkel teilweise wiederhergestellt werden<·

-49-30981 WQ9/, 1

Fig. 46, in der R₂ = 0,25 (anstatt 0,5), zeigt, daß die phasengleiche Kurve (u = 0) weniger asymmetrisch als die phasengleiche Kurve für R₂ « 0,5 in Figo 45 ist. Ferner stimmt sie mehr mit der Kurve der Fig. 37 für R₂ = 0,25 und u = 0 überein. Wenn außerdem R₂ = 0,25, sind die .Änderungen der Kurven für die Relativgeschwindigkeit weniger stark von den Änderungen des Phasenwinkels abhängig. Schließlich läßt sich eine noch vollständigere Symmetrie erhalten, indem ein negativer (nacheilender) Phasenwinkel verwendet wird. Bei richtigem Verstehen und Erproben dieser Beziehungen ist es möglich, die Größen <£.. und <N-₂ ala weitere Parameter zur Regulierung der Abtriebskennlinien des Wandlers zu. benutzen.

Bei einer weiteren wichtigen Abhandlung wird anstelle der bei den oben untersuchten Wandlern verwendeten geraden Zahnstange eine gebogene Zahnstange benutzt. Diese gebogene Zahnstange ist tatsächlich ein Segment eines innen verzahnten Zahnrades und wird in erster Linie aus mechanischen Gründen benutzt; der Ausdruck "gebogene Zahnstange" ist zwar technisch ungenau, wird jedoch als funktionskennzeichnend benutzt. Das kinematische Diagramm für diese Ausführungsform ist in Fig. 34 gezeigt. Bei der verwendeten Darstellung, in der der durch den Mittelpunkt des Abtriebsexzenters führende Radius des Zahnrades zu Beginn und am Ende des untersuchten Hubes senkrecht zur Zahnstange verläuft,

30^814/09 41 "⁵⁰"

ist die Zahnstange entgegengesetzt zu der Kurve gekrümmt, die der Hittelpunkt des Abtriebsexzenters durchläuft. Daher ist bei einer gebogenen Zahnstange für jeden beliebigen Wert von E₁ der durchschnittliche Abstand des Mittelpunkts des Abtriebsexzenters von der Angriffslinie beträchtlich kleiner als bei einer geraden Zahnstange. In der Schieberbauweise können die Schlitze im öleitkopf weit kürzer ausgebildet sein und der Versatz der Belastungen ist beträchtlich geringer; in der Hebelbauweise hat die Winkelabweichung der Hebel von der Angriffs- oder Wirkungslinie einen weit geringeren Einfluß.

Ie muß eine neue Veränderliche eingeführt werden, nämlich der Krümmungsradius der Zahnstange, S (der Radius des Zahnrades bleibt 1).

Anhand der fig. 34 ist zu ersehen, daß bei einer Tollen Um« drehung des Zahnrades auf der gebogenen Zahnstange die auf der Zahnstange zurückgelegte Bogenlänge einen Winkel ^jp umfaßt, dessen Spitze im Krümmungsmittelpunkt liegt. Aus rechnerischen Gründen werden die Verschiebestrecken von der Winkelhalbierenden dieses Winkels aus gemessen, da diese Winkelhalbierende senkrecht zur Wirkungslinie verläuft, lach Drehung des Zahnrades um einen Winkel O gegenüber der definierten Ausgangslage verläuft die auf der Zahnstange zurückgelegte Bogenlänge über einen Winkel θ/Η. Unter

3098U/0941

Iterücksichtiguiig dieser Angaben lassen sich die folgenden; Ausdrücke für die Verschiebestrecken des Antriebs und des Abtriebs aufsteilens

¥ = (N - 1) sin Pf£J + R₂ sin Pf^ + u)

- /(K - 1) sin Ι—ψΖ) + R₂ gin / © U β (H - 1 + R₁) sin pp)- [(1-D sin

sin θ

Durch. Differenzieren dieser beiden Ausdrücke nach θ ergibt sich:

180-Θ COS f I - A* COS "· ■

Durch Einsetzen dieser Ausdrücke in die Gleichung (1) ergibt sich für die Relativgeschwindigkeit folgender Ausdruck:

-52-3098U/09A1

_cos

ν)

fai

cob

(ο ₊ IBO

_cos

180-0

Um den Ausdruck für die Relativgeachwindigkeit bei Phasen gleichheit zu erhalten, muß in diesen Ausdruck lediglich

u=0 eingesetzt werden.

Durch erneutes Differenzieren nach θ erhält man die Ausdrücke :

-) H

- sin .

N \ N

lein N

180-t N

.1)

sin(ö

In diesem Fall ist ee wiederum einfacher, die Relativbeschleu nigung dadurch zu ermitteln, daß die ersten und zweiten Ableitungen von U und W nach θ gemäß den obigen Ausdrücken für

jeden gewünschten Punkt ge trennt \re ohne t und dann ihre Werte in die Gleichungen (2) oder (2A) eingesetzt werden, um die Relativbeschleunigung an diesem Punkt zu erhalten.

Aus Yergleichsgründeη ist es wiederum wichtig, die Nullpunktbedingungen festzustellen. Dabei ergibt sich, daß die NuIl-

3098U/Q941

-53-

-53- 2248Q64

punktcharakteristika lediglich" von dem Paramter N abhängen. Bei einem kennzeichnenden Beispiel mit N = 6 sind die Nullpunkt sbe dingungen: R₁ = 0,8 und ö^ = -46,56. Mit kleiner werdendem K nimmt ebenfalls R₁ ab und Q^ wird noch negativer.

Aus dem Beispiel für K = 6 und R₁ =0,8 ist zu ersehen, daß bei einer Verringerung von R₁ = 1 auf R- =0,8 sich für die Fullpunktsbedingung des Wandlers mit gerader Zahnstange eine weitere Verringerung des Abstands der Mitte des Abtriebsexzenters von der Wirkungslinie ergibt.

Pur dieses Beispiel mit Ii = 6 und R₁ = 0,8 zeigt Pig. 47 die Kurven für die Relativgeschwindigkeit für dem phasengleichen Wandler in Schieberbauweise mit einer gebogenen Zahnstange. Durch Vergleich dieser Kurven mit denen der fig. 37 für die gleichen Werte von Rg lässt sich ersehen, daß die allgemeinen Charakteristika miteinander vergleichbar sind und daß der Einfluß von R₂ im wesentlichen der gleiche ist, mit der Ausnahme, daß bei der gebogenen Zahnstange die Geschwindigkeit am Hubanfang geringfügig rascher ansteigt und nahe der Hubmitte einen geringfügig kleineren Maximalwert erreicht als unter den entsprechenden Bedingungen bei Verwendung einer geraden Zahnstange.

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Eine weitere wichtige und zweckmäßige Abwandlung ergibt sich in der Schieberbauweise, wenn die führungaachlitze der Antriebs- und/oder Abtriebs-Gleitköpfe geradlinig, jedoch nicht senkrecht zu ihrer Bewegungsrichtung verlaufen. Das kinematische Diagramm für die Untersuchung eines derart ausgebildeten Wandlers ist in Pig. 35 gezeigt. Zur Untersuchung dieses Wandlers in achräger Schieberbauweise müssen zwei neue Veränderliche definiert werden:

K₁ = die Neigung des Abtriebs-Führungsschlitzes gegenüber der Senkrechten zur Wirkunga-

ii

Y₁

linie = ¹

= die Heigung des Antriebs-Pührungsschlitaes

^X2

von der Senkrechten zur Wirkungslinie =* —

^y2

Es wird wiederum lediglich der phasenverschobene Wandler untersucht, da sich durch Einsetzen von u = 0 in die erhaltenen Werte für den phasenverschoben«η Wandler die Hesuitate für den phasengleichen Wandler ermitteln lassen.

sich
An Hand der Pig. 35 läßt ,entnehmen, dafl aich die Verschiebestrecken des Antriebs und Abtriebs nach Drehung des Zahnrades um einen Winkel θ gegenüber seiner Ausgangalage wie folgt ergeben:

309814/0941

U = θ - R₁ sin θ + K₁R₁ (1 - cos Θ)

= Θ - R₂ sin(ö + u) + R₂ sin u + K₂R₂ [eos u - cos (0 + u)J

Der mathematische Rechengang zur Ermittluiig der Relativgeschwindigkeit und Relativbeschleunigung ist der gleiche wie "bei den oben untersuchten Wandlern. Durch Auflösen der Gleichungen für den Nullpunkt zeigt sich, daß die kinematischen Kennlinien des Wandlers mit geneigten Führungsschlitzen identisch zu denen des Wandlers in Sehieberbauweise mit senkrechten Führungsschlitzen, jedoch mit einer Änderung der Parameter, sind. Dies läßt sich wie folgt beweisen: .

Es werden ein neuer Bezugsradius, R , und ein Zahnrad-Ausgleichswinkel, öjj., die beide Konstanten sind, wie folgt definiert:

e cos Θ,

Θ, = arc tan (-

Daher ist:

R₁ = R_e cos

K₁ = - tan Ö_v = - ^sln °k ^{1 K} cos 9_k

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Durch Einsetzen dieser Werte für E₁ und K₁ in die oben definierten Ausdrücke für U ergibt sich!

sin _ν
U . O - R_e cos O_k sin β - _τζΓ^ R_e cos 0_fc (1 - cos Θ) = O-R cos Θ, sin 0 - R„ sin Θ, + R_Q sin Ö_v cos ö

U = θ - R_e sin ©_k - R₆ (sin G cos ©_k - cos © sin U = β - R sin θ, - R_Q sin (ö - G₁J

6 JC β JC

Nunmehr wird ein Zahnradbezugswinkel, θ wie folgt definiert:

Daher ist:

«e =

U ₌ 0_{e +} ©_k . R_e sin 0_k - R_e sin

U = ö_e - R_e sin Ö_e + (0_k - R_e sin

Der gesamte Ausdruck in der Klammer ist eine konstante Größe und Yerschwindet daher beim Differenzieren{ in der Praxis bedeutet er eine Verschiebung der Weg-(Verschiebe)· Strecke. Die Ableitungen von TJ nach 0„ sind identisch zu

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denen des Wandlers in der normalen Schieberbauweise, wobei R₁ durch R und Q durch O ersetzt ist.

Der gleiche Rechenvorgang läßt sich mit Bezug auf ¥ wiederholen, um die kinematische .Äquivalenz durch Einführung neuer Variabler nachzuweisen.

Dies bedeutet, daß die Bewegungskinematik eines Wandlers in geneigter Schieberbauweise identisch der eines Wandlers in normaler (senkrechter) Schieberbauweise ist, vorausgesetzt, daß bei der geneigten Schieberbauweise der Radius des Abtriebsexzenters gegenüber dem entsprechenden Radius des entsprechenden Wandlers in normaler Schieberbauweise um den Faktor cos θ·^ verkleinert ist.

Somit ist der Radius in der geneigten Schieberbauweise stets kleiner als der Radius des entsprechenden Wandlers in der normalen Schieberbauweise, da der Kosinus stets kleiner als 1 ist, wenn O, ungleich Mull ist. Die Exzentrizität ist bei der geneigten Schieberbauweise daher geringer als bei der normalen Schieberbauweise. Dies bedeutet einen beträchtlichen mechanischen Vorteil, da die Länge der S¹Uhrungsschlitze in den Gleitköpfen abnimmt, die Zahnradexzenter einen geringeren "Ausschlag" benötigen und infolgedessen steifer sind, und die Gesamtabmessungen verkleinert werden.

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Die gleichen Verhältnisse gelten für die Antriebeseite, wenn die geeigneten Auagleichagrößen für die geneigten Schlitze eingeführt werden.

Gemäß einer weiteren wichtigen kinematischen Änderung sind die Führungsseil lit ze im Antriebsgleitkopf oder Im Abtriebsgleitkopf oder in beiden im Gegensatz zu den oben angegebenen Untersuchungen, wo sie geradlinig, nämlich entweder geneigt oder senkrecht verlaufen, gebogen oder kurvenförmig ausgebildet. Aus mechanischen Gründen ist es bei einer derartigen kurvenförmigen Ausbildung der Gleitkopf -rPührungsschlitze erforderlich, daß die Schieber durch Rollen ersetzt werden, damit sie der ungleichförmigen Schlitzbahn folgen können. Eine derartige Kurvenform, die jeweils individuell auf besondere Anforderungen zugeschnitten wird, schafft eine noch größere Flexibilität zwischen dem Antrieb und dem Abtrieb. Ein Beispiel, wo eine solche kurvenförmige Schlitzausbildung von Bedeutung ist, ist ein Anwendungsfall, bei dem es erwünscht ist, an jedem Hubende einen Stillstand des Abtriebs zu erreichen, der länger anhält, als dies mit irgendeinem der anderen erfindungsgemäßen Wandler möglich ist.

Bei jeder der oben beschriebenen kinematischen Anordnungen oder deren Kombinationen können weitere zusätzliche Abwandlungen vorgenommen werden. Gemäß jeder der bisher beschriebenen

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Figuren sind die Antriebs- und Abtriebsstangen zueinander linear, und "bei den Ausführungsformen mit gerader'Zahnstange verläuft die Wirkungslinie durch den Mittelpunkt des Zahnrades, während bei den Ausführungsformen mit gebogener Zahnstange die Wirkungslinie nähe der mittleren Lage des Abtriebsexzenters verläuft.

Es ist jedoch auch möglich, die Antriebs- und Abtriebsstangen zueinander nicht-linear anzuordnen oder ihre Wirkungslinien näher an die Zahnstangen heranzulegen, so daß die Kraftubertragangslinie stärker einer Geraden entspricht, wenn die Belastungen am stärksten sind, d.h. wenn die Abtriebsexzenter der Zahnstange am nächsten liegen. Außerdem müssen die Antriebs- und Abtriebsstangen nicht parallel zueinander oder zur Ebene der Zahnstange verlaufen.

Gemäß jeder der bisher beschriebenen Figuren liegen die Antriebs- und Abtriebsstangen auf entgegengesetzten Seiten des umlaufenden Zahnrades. Es ist jedoch auch möglich, die Antriebs- und Abtriebsstangen auf der gleichen Seite des Zahnrades anzuordnen, entweder übereinanderliegend oder seitlich nebeneinanderliegend, oder koaxial zueinander, d.h. daß eine der beiden Stangen als hohles Rohr ausgebildet ist, in welchem die andere Stange gleitend einsitzt.

Weiterhift/8$e Exzenteranordnung des Z ahnmdes--abgeändert werden. Bei sämtlichen oben beschriebenen Ausführungs-

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Beispielen sind an den Seiten des Zahnrades in symmetrischer Anordnung die Antriebs- bzw. Abtriebsexzenter vorgesehen, was eine mechanisch günstige Anordnung ist» Gemäß einer weiteren Aueführungsform ist ein einziger Abtriebsexzenter in der Mitte dieses Exzenter-Teilzusammenbaus seitlich τοη den Antriebsexzenternι zwei Zahnrädern und den Zahnrad-Führungskörpern begrenzt. Diese Ausführungeform ist für die einteilige Ausbildung eines Stellkolbens besonders von Vorteil, da sie sich äußerst günstig für ein Gehäuse von kreisförmigem Querschnitt, im Gegensatz zu einem Gehäuse von rechteckigem Querschnitt, eignet.

Biese Ausführungsform ist im Schnitt in Fig. 48 gezeigt, welche den in den Fig. 6 und 13 gezeigten Schnittdareteilungen entspricht. Gemäß Fig. 48 sind am Gehäuse 90 zwei Zahnstangen 92 befestigt. Zwei identische Zahnräder 94 sind derart ausgebildet und geführt, daß sie mit den Zahnstangen 92 kämmen. An diese Zahnräder 94 sind zwei Antriebsexzenter 96 angeschraubt oder einstückig angeformt, welche ihrerseits an einen Abtriebsexzenter 98 angeschraubt oder einstückig angeformt sind. Jedes Zahnrad 94 trägt einen kurzen, dazu konzentrischen Wellenstummel 104, der jeweils in einem Lager 106 sitzt, welches in einem Führungskörper 108 angeordnet ist.

Der (nicht gezeigte) Antriebs-Gleitkopf ist über Hebel 110 und Lager 112 mit den Antriebsexzentern 96 gekoppelt.

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Ebenso ist der (nicht gezeigte) Abtriebs-G-leitkopf über einen Hebel 100 und ein Lager 102 mit dem Abtriebsexzenter 98 gekoppelt.

Dieses in Fig. 48 gezeigte Ausführungsbeispiel ist in Hebelbauweise ausgeführt; eine entsprechende Abwandlung läßt sich jedoch auch für die Schieberbauweise oder die gemischte Bauweise vorsehen.

Weitere zweckmäßige kinematische Abwandlungen können darin bestehen, mehrere, seitlich nebeneinander liegende Zahnräder mit einem wechselweisen Berührungspunkt vorzusehen, die mit mehreren, seitlich iiebene inander liegenden, entsprechenden Zahnstangen kämmen, die sich an einem Umsetzpunkt geringfügig überlappen, wo der Zahnrad-Berührungs- . punkt gleichzeitig beide Zahnstangen berührt. Hierdurch wird ein Wandler geschaffen, der über einen {Beil der Hublänge von der einen Zahnrad- und Zahnstangenanordnurag und über den restlichen !Teil der Hublänge von der oder den anderen Zahnrad-Zahnstangenanordnungen gesteuert wird. Eine ähnliche Wirkung läßt sich erzielen, indem das'Zafrnrad nicht-kreisförmig ausgebildet wird und in teeamendem Eingriff mit einer geraden, gebogenen oder nicht-kreisförmigen Zahnstange steht.

Da der Wandler im Grunde aus drei kinematischen Elementen

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besteht, nämlich einem Antriebsteil, einem. Abtriebsteil und einem Trag- oder Reaktionsteil, ist es möglich. _t ihn mechanisch derart einzusetzen, daß das Tragteil (das Gehäuse) als Antriebsteil benutzt wird, während das Antriebsteil (die Antriebsstange) das Reaktionsteil bildet. In diesem Pail müssen neue Kennlinien erstellt werden, jedoch lassen sich diese durch die gleichen» bereits oben beschriebenen mathematischen Rechenvorgänge ermitteln.

Sämtliche kinematischen Untersuchungen der Bewegungen des Abtriebs wurden unter der Annahme angestellt, daß die Antriebageschwindigkeit eine Konstante war. Palis die Antriebsgeschwindigkeit nicht konstant ist, lassen sich die Abtriebs-Kennlinien aufgrund folgender Beziehungen berechnen:

A₀ = V₁ ² A ₊ V

A = Relativbeachleunigung, = "

T = Relativgeschwindigkeit = ™ A. = Beschleunigung des Antriebsgliedes V^ = Geschwindigkeit des Antriebsgliedes A = Beschleunigung des Abtriebsgliedes Y = Geschwindigkeit des Abtriebsgliedes

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Bei dem vermutlich am häufigsten vorkommenden Anwendungsfall, bei dem die Relativgeschwindigkeit an jedem Hubende UuIl oder nahezu Hull erreicht, nähert sich die mechanische Übersetzung des Antriebs bezüglich des Abtriebs an den Hubenden dem Wert Unendlichj und die mechanische Übersetzung des Abtriebs bezüglich des Antriebs nähert sich Hull und der Abtrieb wird verriegelt. Diese Verriegelung ist in der Praxis durch die Festigkeit der Zähne des Zahnrades und der Zahnstange begrenzt. Falls am Hubende große Kräfte am Abtrieb angreifen, also in Anwendungsfälleη, wo eine starke Last gehalten werden muß, kann der Wandler eine zusätzliche Verriegelung erhalten, indem die Eigenbewegungskomponente des Abtriebsexzenters in Querrichtung dazu ausgenutzt wird, daß ein zusätzlicher Verriegelungsstift, -zapfen oder dgl., zwischen den Abtriebs-Gleitkopf und das Gehäuse eingeführt wird. Bei der Hebelbauweise können die Abtriebshebel selbst derart ausgelegt sein, daß sie sich an einen entsprechend ausgebildeten Anschlag anlegen, um dadurch eine zusätzliche Verriegelung zu erhalten.

In Anwendungsfällen, wo die Geschwindigkeit des Antriebsgliedes nicht anderweitig reguliert wird, wie dies bei einem Antrieb des Antriebsgliedes durch einen Luftzylinder der Fall ist, und es erwünscht ist, diese Ahtriebsgeschwiadigkeit zu regulieren, kann der Antriebs-Gleitkopf engsitzend an das Gehäuse angepasst sein, so daß er einen Kolben bildet,

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der sich im Gehäuse verschiebt. Palis das Gehäuse mit einem entsprechenden Schmieröl ausreichend gefüllt ist, übernimmt der Gleitkopf die Aufgabe eines Geschwindigkeitsreglerp, der durch Anordnung eines veränderlichen Bypass einstellbar sein kann.

Wenn eine geringe Leckmittelmenge in Kauf genommen werden kann, kann auf die Antriebsstange vollständig verzichtet und der Antriebsgleitkopf als Stellkolben verwendet werden, der durch ein Druckmedium angetrieben wird, das über entsprechende Öffnungen an jedem Ende des in sich geschlossenen Gehäuses zugeführt wird.

Um festzustellen, wann sich der Abtrieb am einem oder anderen Hubende befindet, können zusätzlich elektrische Greniz schalt er vorgesehen sein, die vom Antrieb betätigt werden. Dies ist im Hinblick auf die dadurch ermöglichte, weit bessere Auflösung von Vorteil.

Wie sich aus den gezeigten Kurven und Gleichungen ergibt, lassen sich die kinematischen Kennlinien der erfindungsgemäßen Vorrichtung in einem äußerst breiten Bereich verändern. Manche Betriebsbereiche sind von größerer praktischer Bedeutung als andere.

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Besonders interessante Kurvenpunkte sind solche, an denen die Relativgeschwindigkeit des Abtriebs HuIX ist. An einem derartigen Punkt ist ^ =0» Daher

du

^dÖ -0," und

d¥ * ^v> """ dO dff

d¥
muß gleich 0 sein, falls ^q einen endlichen Wert hat. Jeder Punkt, bei dem die Abtriebsgeschwindigkeit Null ist, ist daher lediglich von der Geometrie des Abtriebs abhängig. Die Geometrie des Antriebs beeinflußt lediglich die Steigung, mit der die Geschwindigkeit des Abtriebs durch diesen NuIlgeschwindigkeits-Punkt verläuft, hat jedoch keinen Einfluß auf die lage dieses Nullgeschwindigkeits-Punktes.

Für diesen besonderen Betriebspunkt, bei dem die Abtriebsgeschwindigkeit Null erreicht, gibt es zwei Unterfalle, nämlich: die Relativbeschleunigung des Abtriebs ist nicht gleichzeitig Null, oder die Relativbesehleunigung des Abtriebs ist gleichzeitig Null.

Im ersten Fall, wo die Relativbesohleunigang an diesen Betriebspunkt nicht gleichzeitig Null ist, lassen sich folgende Aussagen machens

1 ο Die Kurve der Ralativgeschwindigkeit hat eine endliche Steigung (gleich der Beschleunigung) und muß "beim Durchgang durch den Nullwert ihr Vorzeichen ändern«, Dies

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bedeutet, daß die Kurve für die Verschiebestrecke entweder ein Maximum oder ein Minimum (keinen Wendepunkt) erreicht und daß eine weitere Verstellung dee Antriebs über diesen Punkt hinaus zu einer Richtungsumkehr des Abtriebs führt.

2. Da die Relativbeschleunigung dee Abtriebe am Nullgeschwindigkeit s -Punkt nicht Null ist» ändert sich die Relativgeschwindigkeit beidseitig des Nullgeschwindigkeits-Punktes rascher als wenn die Relativbeschleunigung Null wäre. Daher ändert sich der Verschiebeweg ebenfalls rascher, was bedeutet» daß der Stillstand des Abtriebs geringer ist, als wenn die Relativbeschleunigunig an diesem Punkt ebenfalls lull wäre.

3. An einem Nullpunkt der Relativgeschwindigkeit des Abtriebs erreicht das mechanische Übersetzungsverhältnis des Antriebs zum Abtrieb theoretisch den Wert Unendlich, und zwar gleichgültig, ob die Relativbe-Bchleunigung gleichzeitig Null ist oder nicht.

4· An einem Nullpunkt der Relativgeschwindigkeit des Abtriebs erreicht das mechanische übersetzungsverhältnis des Abtriebs zum Antrieb den Wert lull. Dies bedeutet, daß der Abtrieb innerhalb der Belastbarkeit der Bauteile wirksam verriegelt ist und daß jegliche auf die Ab-

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triebsstange aufgebrachte Belastung vollständig
an das Gehäuse und. keinesfalls an die Antriebsstange übertragen wird.

An einem Betriebspunkt, wo die Relativgeschwindigkeit und die Relativbeschleunigung gleichzeitig Null sind:

1. Die Kurve für die Relativgeschwindigkeit hat

die Steigung Null und verfügt an einem Berührungspunkt mit der Horizontalachse über ein Maximum oder Minimum. An dieser Stelle hat die Kurve für den Verschiebeweg
einen horizontalen Wendepunkt. Jegliche WeiterverschiebuBg des Antriebs führt daher zu einer Verschiebung des Abtriebs unter Beibehaltung der Bewegungsrichtung, d.h. es stellt sich keine Richtungsumkehr ein.

2. Die Ruhezeit des Abtriebs erreicht einen Maximalwert, wie dies oben beschrieben wurde.

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Claims (1)

1. Anwaltsakte: M-2315

   Patentansprüche

   Mechanischer Wandler zur Bewegungsübertragung von einem linearantrieb zu einem Linearabtrieb, gekennzeichnet durch ein Antriebsrad (54,94), einen am umfang des Antriebsrades (54,94) angreifenden Stützkörper (38,92) zum Erzeugen einer Translationsbewegung des Rades längs des Stützkörpers bei einer Drehung des Rades, lineare Antriebsglieder (40,42,44,46,48,52,6OA, 62,110) zum drehbaren Antrieb des Rades (54_t94) und lineare Abtriebsglieder (64A,66,70,72,74,76,78,82,1OO), die mit einem Exzenterpunkt (80,98) des Rades (54i94) gekoppelt sind, wodurch bei einer Drehung des Rades die Translationsbewegumg des Rades längs des Stützkörpers (38,92) und der Abstand des Ixzenterpunktes (80,98) vom Radmittelpunkt in Richtung der linearen Antriebsbewegung vektoriell addiert sind.

   2. Wandler nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Antriebsrad ein Zahnrad (54,94) und der Stützkörper eine Zahnstange (38,92) ist.

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   3· Wandler nach. Anspruch 1 oder 2, dadurch, gekennzeichnet, daß die linearen Antriebsglieder eine Antriebsstange (40) sowie einen am einen Ende an der Antriebsstange und am anderen Ende am Antriebsrad (54»94) angelenkten Antriebshebel (48,110) und die linearen Abtriebsglieder eine Abtriebs stange (70) sowie einen am einen Ende am Exzenterpunkt (80,98) des Antriebsrades (54,94) und am anderen Ende an der Abtriebsstange (70) angelenkten Abtriebshebel (78,100) enthalten.

   4· Wandler nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Antriebsglieder einen ersten und die Abtriebsglieder einen zweiten, längs eines vorgegebenen Bewegiragspfades geführten Gleitkopf (60A,64A) enthalten, und in jedem Gleitkopf ein Schieber (62,66) im wesentlichen quer zum. Bewegungspfad des Gleitkopfes bewegbar angeordnet ist, der über eine Drehverbindung (50,52,80, 82) am Antriebsrad (54) angelenkt ist, und dadurch das Antriebsrad (54) und der zweite Gleitkopf (64A) durch die auf den ersten Gleitkopf (60A) ausgeübte Antriebskraft verstellbar sind.

   % Wandler nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Antriebsglieder eine Antriebsstange (40)» ein Baar auf Abstand gehaltener Antriebshebel (48,11Ό),die am einen Snde an der Antriebsstange (40) angelenkt und

   —70— 3098H/09A1

   aa anderen Ende mit einer Bohrung versehen sind, sowie einen auf jeder Seite dea Antriebsrades (54, 94) ausgebildeten, drehfähig in die Bohrung des jeweiligen Antriebshebels (46,110) eingreifenden zylindrischen Ansatz (50,96) enthalten, und dai die Abtriebsglieder eine Abtriebsstange (70), ein Paar auf Abstand gehaltener Äbtriebshebel (78,100), die am einen Ende an der Abtriebsstange (70) angelenkt und am anderen Ende mit Bohrungen versehen sind, sowie einen jeweils am ersten zylindrischen Ansatz (50, 96) auf dea Exzenterpunkt des Antriebsrades (54,94) angeordneten, zweiten zylindrischen Ansatz (80,98) aufweisen, der drehfähig in der Bohrung des zugeordneten Abtriebshebels (78,100) einsitzt.

   Wandler nach Anspruch 5, gekennzeichnet durch ein Gehäuse (52,34,36,90), durch das die Hebel (48,78,100, 110) an ihren angelenkten Enden auf einem vorgegebenen, mit dea Bewegungspfad des Antriebsrades (54»94) längs des Stützkörpers (38,92) kolinearen Bewegungspfad geführt sind.

   7. Mechanischer Wandler zur Bewegungsübertragung, gekennzeichnet durch ein Gehäuse (32,34,36) Bit einer länglichen Kammer, eine in das und aus dem einen Gehäuseende

   -71-3098U/0941

   • - 71 - . 22A806A

   ein- und ausfahrbare Antriebsstange (4-0) und eine in das und aus dem anderen Gehäuseende ein- und ausfahrbare Abtriebsstange (70), einen jeweils an einer Stange (40,70) angebrachten, im Gehäuse verschiebbar gelagerten Gleitkopf (42,72),· jeweils zwei an jedem Gleitkopf ausgebildete, parallele Verlangerungsplatten (61,65)» die aufeinander zugerichtet sind und ineinander greifen, wobei jede Verlängerungsplatte mit einem zur Längsrichtung; der Gehäusekammer winklig angestellten Schlitz (65A) versehen ist, einen plattenförmigen Schieber (62,66) in jedem der Schlitze (65A), eine in Längsrichtung der Gehäusekammer an einer Gehäusewand (32) verlaufende Zahnstange (38), ein mit der Zahnstange (38) kämmendes, im Gehäuse zwischen den Verlängerungsplatten (61,65) sitzendes Zahnrad (54) und eine Verbindung (50,52,80,82), die die jeweils an den Verlängerungsplatten (61,65) gelagerten Schieber (62,66) drehbar mit dem Zahnrad (54) an auf Abstand gehaltenen Drehpunkten (50,80) verbindet, wobei bei einer Bewegung der Antriebsstange (40) das Zahnrad (54) längs der Zahnstange (38) abrollt und dadurch die Abtriebsstange (70) entsprechend der vektoriellen Summe der Bewegung der Drehpunkte (50,80) und der iEranslationsbewegung des Zahnradmittelpunktes bewegbar ist.

   309 8 U/09 A 1 ~⁷²~

   8. Wandler nach Anspruch 7» dadurch gekennzeichnet, daß die Verbindung (50,52,80,82) zylindrische Bohrungen in den Schiebern (62,66) sowie an auf Abstand gehaltenen Punkten an den Zahnradstirnflächen ausgebildete zylindrische Ansätze (50,80) enthält, die jeweils drehbar in den Bohrungen der jeweiligen Schieberpaare (62,66) einsitzen.

   9. Mechanischer Wandler für lineare Bewegungen mit stark veränderlicher Kinematik zwischen Antriebs- und Abtriebsseite, gekennzeichnet durch einen Träger (32,34, 36,go), ein linear bewegbar im Träger angeordnetes Antriebsglied (40), ein linear bewegbar im Träger angeordnetes Abtriebsglied (70) und eine mechanische Koppelung zur Verbindung des Antriebs- mit dem Abtriebsglied, die enthält: einen am Träger angebrachten, feststehenden Stützkörper (38,92), einen am Träger gelagerten, im wesentlichen in der gleichen Richtung wie die An- und Abtriebsglieder (40,70) bewegbaren Gleitschlitten (42,60A,72,64A,104,106,108), einen im Gleitschlitten einsitzenden, unter einer Rotationsbewegung längs des Stützkörpers (38,92) verstellbaren Wälzkörper (54,94), eine gemeinsam mit dem Wälzkörper (54, 94) umlaufende Abtriebswelle (80,98), deren Achse parallel, jedoch mit Abstand zur Wälzkörperachse verläuft, eine erste Verbindung (66,78,82,100,102), durch die das

   3098U/0941 -73-

   Abtriebsglied (70) mit der Abtriebswelie (80,98) gekoppelt ist, eine gemeinsam mit dem Wälzkörper (54»94) bewegte Antriebswelle (50,96), deren Achse parallel zur Wälzkörperachse verläuft, und eine zweite Verbindung (48,52,62,110,112), durch die das Antriebsglied (40) mit der Antriebswelle (50,96) gekoppelt ist.

   10. Wandler nach Anspruch 9» dadurch gekennzeichnet, daß die ersten und zweiten "Verbindungen jeweils Hebel (48,78,100,110) enthalten, die an einem Drehpunkt an der jeweiligen Welle (50,80,96,98) und an einem anderen Drehpunkt¹ am Antriebs- bzw. Abtriebsglied (40,70) angelenkt sind.

   11· Wandler nach Anspruch 9» dadurch gekennzeichnet, daß die ersten und zweiten Verbindungen jeweils Schieber ' (62,66), die in den zugeordneten Antriebs- bzw. Abtriebsgliedern (40,70) auf einem vorgegebenen, im wesentlichen quer zum linearen Bewegungspfad der Antriebs- und Abtriebsglieder verlaufenden Bewegungsbahn verschiebbar sind, sowie in jedem Schieber (62,66) vorgesehene Lagerungen (52,82) enthalten, in denen die jeweiligen Wellen (50,80) drehbar einsitzen.

   -74-3098U/0941

   12. Wandler nach Anspruch 9> dadurch gekennzeichnet, daß die ersten und zweiten Verbindungen jeweils an den Antriebs- und Abtriebsgliedern (40,70) angeordnete, sich einander überlappende und den Wälzkörper (54) übergreifende Verlängerungsplatten (61,65)» die mit im wesentlichen quer zum Bewegungspfad verlaufenden Pührungsschlitzen (65A) versehen sind, sowie jeweils in den Pührungsschlitzen sitzende Schieber (62,66) und Lagerungen (52,82) in den Schiebern enthalten, in denen die jeweiligen Wellen (50,80) drehbar einsitzen.

   13· Wandler nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß einer oder mehrere Führungsschlitze (65A) schräg zum Bewegungspfad angestellt sind.

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