DE4430423A1 - Getriebeanordnung - Google Patents
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Description
Die Erfindung betrifft eine Getriebeanordnung zur Umwandlung einer
Drehbewegung in eine Bewegung auf einer definierten Bewegungskurve,
insbesondere die Umwandlung einer Drehbewegung in eine geradlinig
oszillierende Bewegung und umgekehrt in mindestens einer Richtung
sowie eine Kolbenmaschine mit einer Getriebeanordnung der eingangs
genannten Art.
Klassische Anwendungen dieser Vorrichtungen sind Kurbeltriebe sowie
exzentrisch gelagerte Zahnradpaare.
Die gebräuchlichen klassischen Kurbeltriebe, insbesondere von Verbren
nungsmotoren in Tauchkolbenbauart, haben den Nachteil, daß die Wan
dungen der Zylinderbuchse infolge der ungleichmäßigen Belastung einem
ungleichmäßigen Verschleiß unterworfen sind. Darüber hinaus haben die
Kurbeltriebe von Verbrennungsmotoren den Nachteil, daß die das Dreh
moment bestimmende Tangentialkraft im Bereich nach dem Totpunkt
klein ist und nur verhältnismäßig langsam ansteigt. Die maximalen,
infolge der Verbrennung im Zylinder freigesetzten, auf den Kolben
wirkenden Kräfte treten wenige Grad Kurbelwinkel (°KW) nach dem
oberen Totpunkt (OT) auf. Im Bereich der Verbrennung, die etwa
60-70°KW beträgt, ist der Anteil der Gaskräfte am Drehmoment des
Motors am größten.
Die Kraftübertragung von der durch die Kolbenkraft bestimmten Pleuel
kraft ist aber nur bei 45°KW optimal, da nur in dieser Kurbelwellenpo
sition die Pleuelkraft gleich der Tangentialkraft ist. Das jedoch ist eine
Position, die - bezogen auf die Brennfunktion des Motors - bereits der
Phase des Verbrennungsendes zugerechnet wird.
Die Kraftübertragung im Bereich der größten Energiefreisetzung im
Zylinder kann deshalb mit einem klassischen Kurbeltrieb nicht optimal
realisiert werden.
Da bei einem üblichen Kurbeltrieb eine volle Hin- und Herbewegung
jeweils eine volle Umdrehung ergibt, ist darüber hinaus das Verhältnis
der Amplitude der hin- und hergehenden Bewegung zur Drehbewegung
festgelegt.
In der DE-OS 31 09 005 A1 wird ein exzentrischer Kurbeltrieb für
Verbrennungs- und Kolbenmotoren beschrieben. Dabei wird die hin- und
hergehende Bewegung eines in einem Zylinder geführten Kolbens
eines Verbrennungsmotors über eine Pleuelstange auf eine Kurbelwelle
übertragen. Die Pleuelstange ist an einem Exzenter an einem Zahnrad
angelenkt, welches auf der Kurbelwelle angeordnet ist und mit einem
Zahnkranz in Eingriff steht. Bei einem derartigen Kurbeltrieb bleiben
die wesentlichen Nachteile bestehen, daß aufgrund der Tauchkolbenbauart
die Wandungen der Zylinderbuchse ungleichmäßigem Verschleiß unter
worfen sind und daß vor allem im Bereich der maximalen Kolbenkraft,
d. h. beim Maximaldruck des Prozesses, keine tangentiale Krafteinlenkung
vom Pleuel an die Kurbelwelle erfolgt.
In der DE-OS 31 29 630 A1 ist ein Kolbentriebwerk für eine Hubkol
benverbrennungskraftmaschine beschrieben. Bei einem derartigen Kolben
triebwerk geht eine kurze Koppelpleuelstange vom Pleuelbolzenlager des
Arbeitskolbens aus, die auf einen schräg unter einem stumpfen Winkel
abgewinkelten Nebenpleuel der längeren Hauptpleuelstange einwirkend
angebracht ist, die mit ihrem oberen Pleuelauge in einer unterhalb des
Arbeitskolbens im Zylinder auf- und abbeweglich angeordneten Gleitfüh
rung gelagert ist. Das längere Ende der Hauptpleuelstange ist mit ihrem
unteren Lager an dem Kurbelwellenzapfen angeschlossen. Dadurch ist
im Bereich des oberen Totpunktes ohne Änderung des thermodynami
schen Prozesses eine andere Druckverteilung und ein anderer Anteil an
der Weiterdrehung der Kurbelwelle und damit des Triebwerkes verwirk
licht. Es wird eine Drehmomentverstärkung, beginnend im oberen
Totpunkt, im mittleren Bereich erreicht, d. h. die Pleuelstange erhält im
oberen Totpunkt eine Komponente, die tangential an dem Kurbelkreis
wirkt. Es bleibt jedoch der Nachteil einer solchen Tauchkolbenbauart,
daß die Wandungen der Zylinderbuchse infolge der ungleichmäßigen
Belastung einem ungleichmäßigen Verschleiß unterworfen sind.
Die DE-OS 31 14 459 A1 beschreibt einen Kurbeltrieb für eine Hubkol
benmaschine, bei dem statt einer Pleuelstange jeder Kolben durch eine
an ihm befestigte Kolbenstange mit dem zugehörigen Kurbelzapfen der
Kurbelwelle verbunden ist. Mindestens eine äußere Kurbelwange weist
an ihrer Außenseite ein Zahnrad und einen zum Zahnrad koaxialen
Zapfen auf. Jedes Zahnrad kämmt in einem im Kurbelgehäuse angeord
neten Innenkranz, und jeder Zapfen ist in einer exzentrischen Bohrung
einer zum Innenkranz koaxialen, im Kurbelgehäuse drehbar angeordneten
Scheibe angeordnet. Durch eine solche Anordnung wird eine lineare
Hin- und Herbewegung des Kurbelzapfens zwischen den beiden Totpunk
ten des Kolbens entlang einer Geraden erreicht. Eine tangentiale
Krafteinleitung im Bereich des oberen Totpunktes, d. h. im Bereich des
maximalen Druckes des Prozesses wird nicht realisiert.
Exzentrisch gelagerte Zahnradpaare sind z. B. in der Veröffentlichung
von Miano, S.V: Twin eccentric gears, Product Engineering, 8. Januar
1962, S. 47-51 sowie in der Dissertation Siemon, B.: Das exzentrisch
gelagerte Zahnradpaar/Ein Beitrag zu Kinematik und Auslegungsgrenzen,
Universität Hannover, 1981 beschrieben. Bei einem exzentrisch gelager
ten Zahnradpaar wird bei einer konstanten Antriebswinkelgeschwindigkeit
eine oszillierende Abtriebswinkelgeschwindigkeit erzeugt. Exzentrische
Zahnradpaare werden vor allen Dingen dort eingesetzt, wo Nichtlinearitä
ten in der Beziehung zwischen Variablen ausgeglichen werden sollen.
In der DE 32 32 974 C2 ist ein Triebwerk zur Umwandlung einer
Rotationsbewegung einer Exzenterwelle in eine hin- und hergehende
Linearbewegung einer Schubstange unter Verwendung von mindestens
drei im Eingriff befindliche Zahnrädern beschrieben. Die beiden äußeren
Zahnräder sind dabei exzentrisch zwangsgeführt, und das zwischen den
beiden exzentrisch geführten Zahnräder angeordnete mittlere Zahnrad ist
mit einer Welle verbunden, die einen Kurbelzapfen aufweist, an welchen
die Kolbenstange des Zylinders angelenkt ist. Die mindestens drei Zahn
räder rotieren mit demselben Betrag der Winkelgeschwindigkeit, und die
Zwangsführung bewegt sich stets parallel zu ihrer Ausgangslage.
Ein Einsatz eines exzentrischen Zahnradpaares unter Verzicht einer
Kurbelwelle oder eines Zahnradpaares, das mit einer Kurbelschwinge
oder ähnlichem verbunden ist, ist dagegen nicht beschrieben.
Der Erfindung liegt daher das Ziel zugrunde, die eingangs erwähnten
Nachteile eines klassischen Kurbeltriebes zu vermeiden, indem eine
Getriebeanordnung bereitgestellt wird, mit deren Hilfe eine Übertragung
einer rotatorischen Bewegung in eine oszillierende Bewegung, vorzugs
weise eine geradlinig oszillierende Bewegung, oder umgekehrt realisiert
wird, ohne ein herkömmliches Kurbelgetriebe einzusetzen und ohne drei
oder mehr Getrieberäder einsetzen zu müssen.
Ein weiteres Ziel der Erfindung ist es, eine Getriebeanordnung bereitzu
stellen, bei der die verwendeten Konstruktionselemente geringer dimensio
niert werden können und mit welcher das übertragene Drehmoment
beeinflußt werden kann.
Dieses Ziel wird erfindungsgemäß durch eine Getriebeanordnung mit den
Merkmalen gemäß Anspruch 1 sowie durch eine Getriebeanordnung mit
den Merkmalen gemäß Anspruch 16, 17 und 23 gelöst.
Danach besteht die Getriebeanordnung aus zwei im gegensinnigen Ein
griff befindlichen Getrieberädern, wobei sich eins davon um einen orts
festen exzentrischen Punkt dreht. Das sich um einen ortsfesten exzen
trischen Punkt drehende Getrieberad ist mittels einer Verbindungsvor
richtung mit einem weiteren Getrieberad so verbunden, daß die Mittel
punkte der Getrieberäder stets einen gleichen Abstand aufweisen.
Darüber hinaus sind die Getrieberäder so ausgebildet und angeordnet,
daß kein Punkt des zweiten Getrieberades ortsfest ist und sich zu dem
ortsfesten exzentrischen Punkt so bewegt, daß sich der Mittelpunkt des
zweiten Getrieberades nicht um den ortsfesten exzentrischen Punkt herum
in einer geschlossenen Bahn bewegt.
Zur Einhaltung des gleichen Abstandes der Mittelpunkte der Getrieberä
der und der bei gleich großen Getrieberädern parallelen Verschiebung
der die Mittelpunkte verbindenden Gerade ist der Mittelpunkt des zweiten
Getrieberades in einer Führung vorzugsweise auf einer Kreisbahn geführt,
deren Radius gleich dem Exzenterradius ist.
Diese Führung ist vorzugsweise als ein Kreisringschlitz ausgebildet, in
dem ein passendes Führungselement zur Realisierung der Führung vor
gesehen ist. Es kann auch ein drittes Getrieberad vorgesehen sein, das
ebenfalls um einen ortsfesten exzentrischen Punkt rotiert und dessen
Radius bezüglich seines Mittelpunktes gleich dem des ersten Getriebera
des ist, wobei sich das zweite Getrieberad zwischen den beiden ortsfest
exzentrisch gelagerten Getrieberädern, die gleichsinnig umlaufen, befindet.
Für bestimmte Anwendungsfälle kann es vorteilhaft sein, daß die Füh
rung eine Kurbel ist, die einen festen Punkt mit der Verbindungsvor
richtung zwischen den Getrieberädern bildet, wobei der Kurbelradius dem
Exzenterradius entspricht und die Verbindung der ortsfesten Punkte und
der Anlenkpunkte ein Parallelogramm definieren.
Die Verbindungsvorrichtung ist vorzugsweise gerade ausgeführt und
verbindet die Mittelpunkte aller Getrieberäder in linearer Ausrichtung
gerade zueinander. Darüber hinaus kann es vorteilhaft sein, die Ver
bindungsvorrichtung winklig bei parallel angeordneten Drehachsen der
Getrieberäder vorzusehen, wobei die Mittelpunkte aller Getrieberäder in
winkliger Ausrichtung zueinander, insbesondere in V-, T- oder L-Form
verbunden sind.
Die umzuwandelnde Bewegung wird gewöhnlich durch Anlenken eines
geeigneten Verbindungsteiles an das mit dem ortsfest exzentrisch gelager
ten Getrieberad kämmende Getrieberad vorgenommen. Damit das An
lenkteil sich behinderungsfrei bewegen kann, kann die Verbindung der
Mittelpunkte der Getrieberäder vorzugsweise auch so ausgebildet sein,
daß die Verbindungsvorrichtung im Bereich des Getrieberades, an dem
die Anlenkung realisiert ist, mit einem kreisringförmigen Abschnitt ver
sehen ist, dessen innerer Radius größerer als der Exzenterradius ist.
Vorteilhafterweise ist der Exzenterradius des ersten Getrieberades in der
Regel kleiner als ein äußerer Radius eines Getrieberades.
Vorzugsweise weisen die Getrieberäder den gleichen Radius auf, weil
dann ein Punkt auf dem zweiten Getrieberad an einem Radius, der
gleich dem Exzenterradius des ersten Getrieberades ist, eine oszillierende
geradlinige Bewegung ausführt, die dem Vierfachen des Exzenterradius
entspricht. Vor allem die Umwandlung einer drehenden Bewegung in
eine oszillierende Bewegung und umgekehrt hat große praktische Bedeu
tung.
Für spezielle Anwendungen ist es auch sinnvoll, Getrieberäder mit
vorzugsweise unterschiedlichen Radien einzusetzen. Ein Punkt auf dem
zweiten Getrieberad auf einem Radius, der verschieden vom Exzenterra
dius ist, wird sich auf einer gekrümmten Bahn bewegen.
Eine weitere vorteilhafte Ausführungsform für die Führung für eine
oszillierende geradlinige Bewegung eines beweglichen Punktes auf dem
zweiten Getrieberad an einem Radius, der gleich dem Exzenterradius des
ersten Getrieberades ist, ist vorzugsweise ein separates Führungselement,
vorzugsweise eine ortsfeste Stange mit einem darin befindlichen Langloch,
wobei das Führungselement auch integral mit dem Zahnrad ausgebildet
sein kann, gleitend geführt und eine in Richtung der Längsausdehnung
des Langloches verlängerte Verbindungsvorrichtung aufweist. Diese
Lösung hat gegenüber dem dritten Zahnrad und der Kurbel als Führung
den Vorteil, daß sie konstruktiv besonders einfach ist.
Bei dieser letztgenannten Ausführungsform ist auch deren vorteilhafte
Umkehrung möglich, nämlich die Befestigung des Punktes durch Anlen
kung an diese Stange und Führung des Ganzen durch Langlöcher an
ortsfesten Punkten.
Vorteilhafterweise erfolgt die Auswahl des oszillierenden Punktes auf dem
zweiten Getrieberad nun so, daß die Bewegung des oszillierenden Punk
tes genau die oszillierende Bewegung ist, die in eine Drehbewegung
umzuwandeln ist bzw. diese erzeugt. Bei dieser besonders vorteilhaften
Ausführungsform kann statt des festen Punktes mit dem Langloch an
dem oszillierenden Punkt auf dem zweiten Getrieberad beispielsweise
eine mit einem Kolben eines Motorarbeitszylinders verbundene Kolben
stange angelenkt sein. Darüber hinaus kann es vorteilhaft sein, daß bei
spielsweise ein Zylinder mit Kolben die verbindende Konstruktion zwi
schen den Mittelpunkten der Getrieberädern darstellt.
Je nach Anwendungszweck kann es vorteilhaft sein, die Getrieberäder als
Zahnräder; als Reibräder oder als Riemenräder mit Kreuzriemen auszu
führen.
Anstelle der exzentrischen Lagerung des ersten Getrieberades kann
vorzugsweise auch ein zentrisch gelagertes erste Getrieberad angeordnet
sein, mit welchem ein zweites Getrieberad hemmend in Eingriff ist und
um dieses umläuft. Um eine Umwandlung einer rotatorischen in eine
oszillierende Bewegung zu erzielen, ist an dem zweiten Getrieberad eine
in mindestens drei Gelenkpunkten geführte Kurbelschwinge angebracht,
welche im Bereich der Drehachse des zweiten Gerieberades befestigt ist.
Eine exzentrische Lagerung der Getrieberäder ist ebenfalls möglich.
Wenn die Getrieberäder den gleichen Durchmesser aufweisen, sind die
Gelenkpunkte der Kurbelschwinge in linearen Führungsbahnen geführt.
Gekrümmte Führungsbahnen sind erzielbar; wenn die Getrieberäder
unterschiedliche Durchmesser aufweisen.
Ein derartiges Getriebe kann vorteilhafterweise für V- oder W- oder
Sternmotoren eingesetzt werden, wenn an dem jeweiligen Gelenkpunkt im
Falle gleichen Durchmessers der Getrieberäder die Kolbenstange eines
jeweiligen Zylinders angelenkt ist. Mit einer derartigen Getriebeanordnung
ist es möglich, die Kolbenstange einer Kolbenmaschine an einem beliebi
gen Punkt des Umfangs anzuordnen und darüber hinaus einen herkömm
lichen Kurbeltrieb zu vermeiden.
Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in den Figuren dargestellt. Es
zeigen
Fig. 1A eine Getriebeanordnung mit Getrieberädern, von denen ein
Getrieberad um einen ortsfest exzentrischen Punkt rotiert für
Bewegungsabschnitte von jeweils 30°;
Fig. 1B eine Getriebeanordnung mit Getrieberädern nach Fig. 1A für
den Bewegungsabschnitt von 360° in vergrößerter Darstellung;
Fig. 2 Ausführungsbeispiele einer Getriebeanordnung für vorteilhafte
Führungen:
- a) exzentrisch gelagertes Zahnradpaar mit Kurbelgelenk,
- b) exzentrisch gelagertes Zahnradpaar mit separatem Kurbelge lenk und zweifach linear geführter Kurbelschwinge,
- c) zweifach ortsfest gelagerte Stange mit Langlochführung,
- d) am zweiten Zahnrad fest angelenkte Stange mit doppelter Langlochführung,
- e) Kolben eines Motorzylinders mit am zweiten Zahnrad ange lenkter Kolbenstange und Langlochführung,
Fig. 3 eine Getriebeanordnung mit Langlochführung der Kolbenstange
nach Fig. 2e) für ausgewählte Kolbenstellungen, die den ange
gebenen Kurbelwinkelstellungen beim konventionellen Kurbelbe
trieb entsprechen;
Fig. 4A eine Getriebeanordnung zum Einsatz als Motorgetriebe eines
Mehrzylindermotors mit Kraftübertragung von den einzelnen
Zylindern zu einer Abtriebswelle über miteinander im Eingriff
befindliche Zahnräder;
Fig. 4B eine Getriebeanordnung gemäß Fig. 4A mit auf einer Abtriebs
welle entsprechend den Zylinderabständen hintereinander an
geordneten Zahnrädern zum Einsatz für einen Doppelreihenmo
tor;
Fig. 5 eine Getriebeanordnung mit einem Kurbelgelenk als Führung
zum Einsatz als Motorgetriebe.
Fig. 6 eine Getriebeanordnung mit einem an einer Kurbelschwinge
angebrachten, einer Hubvariation dienenden Parallelgestänge;
Fig. 7 eine Getriebeanordnung mit einem zentrisch gelagerten Getrie
berad, um das ein zweites Getrieberad gleichen, größeren oder
kleineren Durchmessers umläuft, an welchem eine dreifach
linear geführte Kurbelschwinge gekoppelt ist;
Fig. 8 verschiedene Umlaufpositionen einer Getriebeanordnung mit zwei
Ringelementen, die gegeneinander um eine gemeinsame Dreh
achse verdrehbar sind, am Außenumfang zwei Arme angelenkt
haben und einer der Arme in einem Drehpunkt befestigt ist,
um den die Ringelemente umlaufen;
Fig. 9 verschiedene Umlaufpositionen einer Getriebeanordnung gemäß
dem Prinzip von Fig. 8, jedoch mit am Innenumfang der Ring
elemente angeordneten Armen; und
Fig. 10 verschiedene Umlaufpositionen eines weiteren Ausführungsbei
spiels einer Getriebeanordnung mit Gelenkschenkeln, von denen
einer an einem festen Punkt angelenkt ist und wobei das die
Gelenkschenkel verbindende Gelenk auf einer Kreisbahn um
läuft.
Fig. 11 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel einer Getriebeanordnung
mit einer zweifach geführten Kurbelschwinge und einem zusätzli
chen Anlenkglied zur Verbindung mit einem Drehmittelpunkt.
In Fig. 1A und 1B ist die Getriebeanordnung beispielhaft unter Weglas
sung der Führungsvorrichtung für das zweite Getrieberad und unter
Ersetzen der Verbindungsvorrichtung der beiden Getrieberäder durch eine
die Mittelpunkte verbindende Linie, in Fig. 1B in vergrößerter Form für
360°, dargestellt. Aus Fig. 1A kann gesehen werden, daß zwei gleich
große Zahnräder 1, 2, die miteinander im Eingriff sind, so angeordnet
werden, daß das erste Zahnrad 1 sich um einen ortsfesten exzentrischen
Punkt 3 dreht. Das zweite 2 der beiden Zahnräder 1, 2 ist mit dem
ersten Zahnrad 1 so verbunden, daß die Mittelpunkte 4, 5 beider Zahn
räder 1, 2 stets den gleichen Abstand und die gleiche Bewegungsrichtung
aufweisen. Die die Mittelpunkte 4, 5 verbindende Gerade 7 der im
Eingriff befindlichen Zahnräder 1, 2 verschiebt sich bei der Rotation um
den ortsfesten exzentrischen Punkt 3 parallel.
Wenn das ortsfest exzentrisch gelagerte erste Zahnrad 1 eine Drehbewe
gung um den Punkt 3 ausführt, so bewegt sich jeder Punkt (beispielhaft
ist ein Punkt ausgewählt und mit der Bezugsziffer 10 bezeichnet) auf
dem zweiten Zahnrad 2 auf einer linearen Kurve bzw. Geraden, wobei
sich der Punkt auf einem Kreis befindet, dessen Radius dem Abstand 6
zwischen Mittelpunkt 4 und exzentrischer Lagerung 3 des ersten Zahnra
des 1 entspricht. Hierbei verläuft die Gerade durch den Punkt des
Kreises 8, der der Lage des Mittelpunktes 4 auf einem Kreis 9, um den
exzentrischen Achspunkt 3 entspricht. Mit Zahnrädern gleichgroßen
Durchmessers ist es also möglich, durch Drehbewegung eine oszillierende
Bewegung oder umgekehrt zu erhalten.
Zur Verdeutlichung der linearen oszillierenden Bewegung von Punkten
(z. B. 10), die um den Exzenterradius 6 von dem Mittelpunkt des zweiten
Zahnrades beabstandet sind, sind in Fig. 1A die Bewegungsabschnitte von
jeweils 30° der Zahnräder 1, 2 sowie der zurückgelegte Weg der einge
zeichneten drei Punkte dargestellt. Wenn der Radius des Kreises 8 eine
Größe hat, die gleich dem Abstand 6 des Mittelpunktes 4 zur exzen
trischen Lagerung 3 des ersten Kreises 9 ist, so entspricht die Amplitude
der oszillierenden linearen Bewegung eines Punktes 10 auf dem auf dem
zweiten Zahnrad 2 liegenden Kreis 8 mit dem selben Exzenterradius dem
vierfachen Radius des Kreises 9 auf dem ersten Zahnrad 1. Da beide
Beziehungen zueinander nur durch den zuvor erwähnten Radius 6 defi
niert werden, ist der Fußkreisradius beider Zahnräder 1, 2 selbst beliebig
groß wählbar; er ist jedoch vorzugsweise größer als der Exzenterradius 6.
Dadurch ist es möglich, einen Hebelarm der Vorrichtung zur Kraft- bzw.
Momentenübertragung nahezu in jeder beliebigen Größe zu wählen und
auch damit die Drehmomente entscheidend zu beeinflussen.
Wenn für eine Getriebeanordnung exzentrisch gelagerte Getrieberäder mit
unterschiedlichen Radien vorgesehen werden, so ergeben sich gekrümmte
Bewegungsbahnen von auf dem zweiten Zahnrad 2 ausgewählten Punkten,
wobei die ausgewählten Punkte einen Radius vom Mittelpunkt des
zweiten Zahnrades 2 haben, der vorzugsweise kleiner ist als der des Fuß
kreises des zweiten Zahnrades 2. Es sind auch Punkte auswählbar;
deren Radius zum Mittelpunkt größer als der des Fußkreises des zweiten
Zahnrades 2 ist, wenn eine Konstruktion ausgewählt wird, die eine solche
Anordnung der ausgewählten Punkte ermöglicht.
Fig. 2 zeigt Getriebeanordnungen mit verschiedenen Ausführungsformen
der die Getrieberäder 1, 2 verbindenden Verbindungsvorrichtung 15, 16,
17, 20, 26.
In der Ausführungsform a) von Fig. 2 ist die Verbindung der Mittel
punkte 4, 5 der Zahnräder 1, 2 geradlinig ausgeführt und mit einer
Kurbel an einem Punkt des zweiten Zahnrades 2, das die oszillierenden
Bewegungen aufnimmt bzw. diese erzeugt, verbunden, der denselben
Exzenterradius wie das erste Zahnrad 1 aufweist.
Gemäß einer Ausführungsform b) von Fig. 2 ist die Verbindungsvor
richtung mit einer Kurbel 16 an einem festen exzentrischen Drehpunkt
angelenkt, und eine an zwei Gelenkpunkten in Geradführungen geführte
Kurbelschwinge ist am Mittelpunkt des zweiten Zahnrades angelenkt.
Der Kurbelradius entspricht dabei dem Exzenterradius 3. Die Kurbel 16
hat den Vorteil, daß sie platzsparend in einer anderen Ebene so an
geordnet werden kann, daß sie näher an den Mittelpunkt des die oszil
lierende Bewegung aufnehmenden Kreises mit z. B. dem Punkt 10 (siehe
Fig. 1B) des zweiten Zahnrades 2 rückt und sich infolge dieser Über
schneidung platzsparend auswirkt. Die Kurbelschwinge bietet die Möglich
keit, mehrere Geradführungen für eine Auslenkung von z. B. Kolbenstan
gen vorzusehen.
Fig. 2c) zeigt eine Getriebeanordnung mit einer Stange 17 mit Lang
lochführung 18, 19 als Verbindungsvorrichtung. Bei dieser vorteilhaften
Ausführungsform ist die Richtung der Verbindungslinie beider Zahnräder
1, 2 konstant und im gleichen Abstand gehalten. Das wird erreicht,
indem man einen beliebig oszillierenden Punkt, z. B. Punkt 10 (siehe
Fig. 1B) in Form eines Führungselementes 18, in einem Langloch 19
gleiten läßt, wobei die Stange 17 an einem weiteren festen Punkt befe
stigt ist. Diese Ausführungsform hat gegenüber dem dritten Zahnrad 11
und der Kurbel 16 den Vorteil, daß es eine konstruktiv besonders
einfache Lösung darstellt.
Fig. 2d) zeigt in gewisser Weise die Umkehrung des Ausführungsbei
spiels gemäß Fig. 2c). Die Verbindungsvorrichtung bzw. Führung ist
dabei als Stange 20 ausgeführt, die an einem festen Punkt 21 an dem
zweiten Zahnrad 2 befestigt ist. An beiden sich daran erstreckenden
Enden der Stange 20 sind jeweils Langlöcher 22, 23 angeordnet, die
gegen den exzentrischen Punkt 3 bzw. einen weiteren festen Führungs
punkt 24 verschiebbar ist.
Wählt man nun für die beschriebene oszillierende Bewegung so einen
Punkt auf dem zweiten Zahnrad 2 aus, daß sie gleichzeitig die oszillie
rende Bewegung darstellt, die in eine Drehbewegung umzuwandeln ist
oder umgekehrt, so kann statt des festen Punktes 18 bzw. 21 mit dem
Langloch 19 bzw. 22, 23 nach Fig. 2c) bzw. d) auch beispielsweise ein
Zylinder 28 mit Kolben 25 die Verbindungsvorrichtung zwischen den
Mittelpunkten 4, 5 der Zahnräder 1, 2 darstellen, wie in Fig. 2e)
gezeigt. Die dargestellte Getriebeanordnung bietet in überraschender
Weise wegen der freien Wahl eines beliebigen Punktes auf dem be
schriebenen Kreis des zweiten Zahnrades 2 die Möglichkeit, daß der
Kurbeltrieb auf die Zünd- und Verbrennungsvorgänge in einem Zylinder
eines Motors im Sinne der Optimierung einer optimalen Kraftübertragung
bzw. Momentenübertragung abgestimmt werden kann. Bei den bekannten
Verbrennungsmotoren liegt die maximale Energiefreisetzung und damit
die maximalen auf die Kolbenfläche einwirkenden Drücke im Bereich des
oberen Totpunktes bis zu einem Kurbelwinkel von 60 bis 70°, was zu
einer sehr starken axialen Belastung und damit zu einer relativ geringen
Umsetzung der entstehenden Kräfte in Drehmomente, und damit zu
einer starken Lagerbelastung führt. Weiterhin ist der Kurbelradius bei
bekannten Verbrennungsmotoren durch die Größe des Hubes festgelegt.
Beides führt dazu, daß die dadurch jeweiligen Bauteile (Pleuelstange,
Kurbelwelle, Lager usw.) bezüglich ihrer Gestaltung kostspielig und auf
wendig sind.
Der die oszillierende Bewegung ausführende Punkt 27 bei der erfindungs
gemäßen Ausführungsform, an dem die Kolbenstange 26 angelenkt ist,
kann nun so ausgewählt werden, daß vorzugsweise die maximale resultie
rende Kolbenkraft, die in der Nähe des Verbrennungsmaximums liegt, als
Tangentialkraft in die Getriebeanordnung eingeleitet wird.
Somit werden die beschriebenen Nachteile vermieden und der Wirkungs
grad der Maschine verbessert, wobei gleichzeitig einfache und nur tangen
tial belastete Bauteile eingesetzt werden. Der Nachteil herkömmlicher
Kurbeltriebe, daß die Tangentialkraft, und damit das Drehmoment in
dem Bereich des Arbeitsprozesses, bei dem verbrennungsbedingt die
größten Kolbenkräfte auftreten, relativ klein ist, ist somit beseitigt.
Darüber hinaus kann über die Wahl des Exzenterradius 6 der exzentrisch
gelagerten Zahnräder der Hebelarm beliebig variiert werden, wodurch das
Drehmoment ebenfalls vergrößert werden kann.
Die zum Massenausgleich erforderlichen Gegenkräfte können erheblich
kleiner ausgeführt werden, da bei einer derartigen Motorkonstruktion der
Bereich des Kolbenhemdes aufgrund fehlender Normalkräfte wesentlich
kürzer ausgeführt werden kann, was die oszillierenden Massen stark
reduziert. Das wirkt sich gleichfalls positiv auf die Lagerbelastung der
die Welle tragenden Zahnräder im Vergleich mit einer Kurbelwelle her
kömmlicher Bauart aus.
Vor allem bei kurzhubigen Motoren mit unterquadratischem Hub-Boh
rungs-Verhältnis ist eine nachträgliche Umrüstung des konventionellen
Kurbeltriebs auf die erfindungsgemäße Getriebeanordnung möglich.
Fig. 3 zeigt eine Getriebeanordnung für einen Motor gemäß der Aus
führungsform nach Fig. 2 e), bei der für verschiedene Kolbenstellungen
die Drehwinkelpositionen von 0°, 45°, 90°, 135° und 180° des exzentrisch
gelagerten Zahnrades 1 dargestellt sind.
In Fig. 4 sind Ausführungsformen der Getriebeanordnung für eine An
wendung in Mehrzylindermotoren dargestellt. Gemäß Fig. 4A weist eine
solche Mehrzylindermotor-Getriebeanordnung vorzugsweise mehrere erste,
zweite und vierte Getrieberäder 1, 2, 29 auf, wobei die vierten Zahnrä
der 29 in Reihe miteinander in Eingriff sind, so daß eine der Zylinder
anzahl des Mehrzylindermotors entsprechende Anzahl von vierten Getrie
berädern 29 vorgesehen ist. Bei dieser Ausführungsform für eine Getrie
beanordnung für Mehrzylindermotoren ist der Exzenterpunkt des ersten
Zahnrades 1 mit dem Drehmittelpunkt des vierten Zahnrades 29 für
jeden einzelnen Zylinder fest verbunden, worüber die Kraftübertragung
realisiert wird.
Eine Getriebeanordnung gemäß Fig. 4B weist eine Koppelung der Zahn
räder 1, 2 zweier benachbarter Zylinder z. B. eines Doppelreihenmotors
über fünfte Zahnräder 31 mit einem weiteren sechsten Zahnrad 30 auf,
dessen Durchmesser von dem der fünften Zahnräder 31 verschieden,
vorzugsweise größer, sein kann, um eine Drehzahländerung, vorzugsweise
eine Drehzahluntersetzung, zu realisieren.
Mit den Getriebeanordnungen gemäß Fig. 4A und 4B können die vielfäl
tigsten Motorkonstruktionen hinsichtlich der Anordnung der Zylinder
realisiert werden, wie z. B. Reihen-, V-, Doppelreihen-, Sternmotoren und
andere, wobei die Kolbenstangenkonstruktion kann in bekannter Art und
Weise, wie z. B. bei einer Konstruktion als Haupt- und Nebenpleuel oder
als Hauptpleuel mit Anlenkpleuel, ausgeführt sein kann.
Fig. 5 zeigt die Kombination einer Kurbel 16 einer Verbindungsvor
richtung gemäß Fig. 2b) mit der in Fig. 2e) jedoch ohne Kurbel
schwinge, das heißt der Anlenkung eines Kolbens eines Motors an dem
zweiten Zahnrad 2. Diese Ausführungsform ist besonders vorteilhaft, da
die Kurbel 16 an beliebigen Stellen angeordnet sein kann. Bei dem in
Fig. 5 gezeigten Ausführungsbeispiel wird deutlich, daß im Bereich der
maximalen Krafteinleitung (z. B. entsprechend etwa 20° Kurbelwinkel nach
OT) eine im wesentlichen tangentiale Krafteinleitung erfolgt.
In Fig. 6 ist eine Getriebeanordnung gezeigt, bei welcher ein Parallel
gestänge an der Kurbelschwinge derart angebracht ist, daß eine Hubver
stellung möglich ist. In diesem Fall ist ein Gelenkpunkt der Kurbel
schwinge 130 mit einem weiteren Gelenkglied 135 mit der Drehachse
110 verbunden. Durch Veränderung der Lage der Führungspunktes auf
dem langen Verbindungsglied des Parallelgestänges 140 kann der Hub
variiert werden, der mit einer derartigen Kurbelschwingenkonstruktion
realisierbar ist.
In Fig. 7 sind verschiedene Getriebeanordnungen dargestellt, bei denen
ein erstes Getrieberad zentrisch gelagert ist und ein zweites gleichgroßes,
größeres oder kleineres Zahnrad kämmend um dieses umläuft, wobei an
dem zweiten Getrieberad eine an drei Gelenkpunkten angelenkte Kurbel
schwinge angeordnet ist. Bei Drehung des ersten Zahnrades werden,
bedingt durch das Umlaufen des zweiten Getrieberades 102 um das erste
Getrieberad 101 die drei Gelenkpunkte 103, 104, 105 in linearen Füh
rungsbahnen 106, 107, 108 verschoben. Die Führungsbahnen 106, 107, 108
laufen durch den Drehmittelpunkt 110 des ersten Zahnrades 101, und
der Drehmittelpunkt 120 des zweiten Zahnrades 102 bewegt sich auf
einer Kreisbahn um den Drehmittelpunkt 110 des ersten Zahnrades 101.
Die Kurbelschwinge 130 kann auch an mehr als drei Gelenkpunkten
befestigt sein, was vor allen Dingen dann sinnvoll ist, wenn diese Getrie
beanordnung für Motoren mit mehreren Zylindern z. B. in V-, W- oder
Sternmotoren-Konfiguration angewendet werden soll.
Je nach Anzahl der Anlenkpunkte der Kurbelschwinge ergibt sich eine
gleiche Anzahl von linearen Führungsbahnen zur Anlenkung von Kolben
stangen von in Zylindern geführten Kolben.
In der Fortsetzung von Fig. 7 sind verschiedene Kurbelwinkelphasen
einer Getriebeanordnung mit dreifach angelenkter Kurbelschwinge und
dreifacher linearer Führung sowie gleichgroßen Getrieberädern dargestellt.
Fig. 8 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel einer Getriebeanordnung, in
welcher verschiedene Umlaufpositionen von zwei Ringelementen 150, 151
dargestellt sind, die gegeneinander um eine gemeinsame Drehachse 152
verdrehbar sind. Am Außenumfang der Ringelemente 150, 151 ist jeweils
ein nach außen weisender, im wesentlichen tangential angeordneter Arm
angelenkt. Der erste dieser Arme des einen Ringelementes ist in dem
Drehpunkt 152 fest angelenkt. Dadurch, daß die beiden Ringelemente auf
einer gemeinsamen Achse gegeneinander verdrehbar sind, und dadurch,
daß die Ringelemente gemeinsam um den Drehpunkt 152 umlaufen,
bewegt sich der an dem anderen Ringelement angeordnete zweite Arm
auf einer linearen Führungsbahn, so daß an diesen Arm eine entspre
chende Vorrichtung angelenkt werden kann, in welcher die aus der
rotatorischen Bewegung erzeugte geradlinig oszillatorische Bewegung
benutzt werden kann. Das kann z. B. eine sich auf und ab bewegende
Nadel einer Nähmaschine oder die Kolbenstange eines Motors oder einer
Kolbenpumpe sein. Die verschiedenen Phasenstellungen der Umlaufposi
tionen zeigen, daß bezogen auf eine Ausgangsposition, welche mit 0°
bzw. 360° gekennzeichnet ist, ein Totpunkt bei 90° auftritt, bei 180° der
Durchgang durch die Ausgangsposition erfolgt und der der 90°-Position
entgegengesetzt angeordnete Totpunkt bei 270° auftritt.
Fig. 9 zeigt ein Fig. 8 ähnliches Ausführungsbeispiel, bei welchem die
Arme nicht am Außenumfang, sondern am Innenumfang der Ringelemen
te angeordnet sind. Bei einer derartigen Anordnung führen die Ring
elemente eine Kreisbewegung um den Anlenkpunkt des ersten Armes auf
einer Kreisbahn aus, deren Radius kleiner als im Ausführungsbeispiel
nach Fig. 8 ist. Das Funktionsprinzip ist analog zu dem in Fig. 8, so
daß ebenfalls, ausgehend von einer Ausgangsposition, die mit 0° bzw.
360° gekennzeichnet ist, nach 90° ein Totpunkt auftritt, bei 180° wieder
um der Ausgangspunkt erreicht ist und der Totpunkt, der der Position
von 90° entgegengesetzt ist, bei 270° auftritt.
Sowohl im Ausführungsbeispiel von Fig. 8 als auch im Ausführungsbei
spiel von Fig. 9 kann der zwischen den Totpunkten realisierbare Hub
des Endes des zweiten Armes durch entsprechende Wahl der Länge der
Arme variiert werden.
Fig. 10 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel einer Getriebeanordnung,
wobei verschiedene Umlaufpositionen dargestellt sind. Dieses Ausführungs
beispiel der Getriebeanordnung weist zwei Gelenkschenkel auf, die über
ein Gelenk miteinander verbunden sind, wobei ein erster der Gelenk
schenkel an einem festen Punkt angelenkt ist und das die Gelenkschen
kel verbindende Gelenk auf einer Kreisbahn umläuft. Durch das feste
Anlenken des einen Schenkels und das Umlaufen des Gelenkes auf einer
Kreisbahn wird ein Spreizen der Schenkel erreicht, wobei das Ende des
zweiten Schenkels in einer geradlinigen Führungsbahn geführt ist, so daß
diese Getriebeanordnung ebenfalls eine Umwandlung einer rotatorischen
in eine geradlinig oszillierende Bewegung ermöglicht.
Fig. 11 zeigt noch ein weiteres Ausführungsbeispiel einer Getriebean
ordnung, bei welcher eine Kurbelschwinge zwei Gelenkpunkte aufweist,
die in je einer Geradführung zwangsgeführt sind, wobei ein dritter
Gelenkpunkt mit einem zusätzlichen Gelenkelement verbunden ist, wel
ches seinerseits die Verbindung zwischen dem dritten Gelenkpunkt und
dem Umlaufpunkt der Kurbelschwinge darstellt. Wichtig bei dieser Aus
führungsform ist, daß die Geradführungen stets durch den Umlaufpunkt
der Kurbelschwinge laufen. In der Fig. 11 sind verschiedene Phasen des
Umlaufs der Kurbelschwinge für 30° Abstufungen einer vollständigen
Umdrehung von 0° bis 360° dargestellt.
Alle beschriebenen Getriebeanordnungen bilden ein einheitliches Konzept
und stehen miteinander im Zusammenhang.
Es wird ausgegangen von einer ersten Getriebeanordnung zur Umwand
lung einer Drehbewegung in mehrere oszillierende Bewegungen verschie
dener Richtungen, insbesondere Kurbeltrieb für Hubkolbenmaschinen,
wobei zwei miteinander im Eingriff befindliche Getrieberäder gleicher
Größe sich gegensinnig drehen, das erste Getrieberad einem ortsfesten
exzentrischen Punkt drehbar zugeordnet und das zweite Getrieberad an
keinem ortsfesten Punkt befestigt ist, sondern durch eine Verbindungsvor
richtung, die beide Getrieberäder so verbindet, daß sie stets gleichen
Abstand haben und dabei durch die Verbindungsvorrichtung, die im
Mittelpunkt jeweils beider Getrieberäder befestigt ist, stets parallel durch
verschiedene Führungselemente geführt werden.
Bei einer zweiten Getriebeanordnung wird von der ersten ausgegangen.
Dabei wird das erste Getrieberad weggelassen, ebenso die Parallelfüh
rungsvorrichtungen, wodurch dennoch derselben Effekt wie bei der ersten
Getriebeanordnung erreicht wird. Hierbei wird das 2. "Rad" durch einen
drehbaren Hebel, gemäß Fig. 2a geführt, wobei dieser Hebel jedoch
unter das "Rad" geschoben wird, so daß der obere ortsfeste Punkt der
Anlenkpunkt ist, wobei nach dem 1. Rad gemäß der ersten Getriebean
ordnung der exzentrische ortsfeste Punkt angeordnet ist und das untere
Gelenk in den Mittelpunkt des Rades rückt. Der Begriff Rad ist deshalb
in Anführungsstriche gesetzt, weil nicht unbedingt Zahnräder erforderlich
sind, im Regelfall nicht mal mehr eine runde Scheibe vorhanden zu sein
braucht, was nur durch eine kreisförmige Führung der äußersten Punkte
dargestellt wird. Auch hierbei wird eine Bewegung geradliniger Art in
verschiedene Richtungen erreicht. Das ist u. a. auch bereits in den Figu
ren 2c, d und e dargestellt. Da bei der zweiten Getriebeanordnung die
Führung durch das 1. Getrieberad und die Verbindungsvorrichtung weg
fallen, muß hier eine zweite geradlinige Führung zur Hilfe genommen
werden, die natürlich so angeordnet ist, daß im Verlauf einer Drehbewe
gung des ganzen Systems die entsprechenden Punkte voneinander beab
standet sind.
In speziellen Ausführungsbeispielen der zweiten Getriebeanordnung sind
verschiedene Führungsrichtungen vorgesehen, welche durch ein in das
System integriertes Parallelogramm verkürzt werden. Da das System
insgesamt schon eine beträchtliche Längenanordnung erreicht, wird zu
dessen Verkürzung des weiteren vorgeschlagen, die punktförmigen Gelen
ke durch eine kreisförmige Anordnung zu verkürzen, wobei als Sonderfall
der Fall entsteht, daß nämlich der "ideale" Kurbeltrieb erreicht wird. Es
wird die Möglichkeit der kreisförmigen Verbindung zweier Punkte vor
gesehen, die durch ein zweiteiliges kreisförmiges Gelenk miteinander
verbunden sind, dessen zwei Teile gleitfähig, z. B. mittels Kugellager sich
jeweils drehen lassen. Der Sonderfall des "idealen" Kurbeltriebes entsteht
dadurch, daß der feste Punkt exzentrisch angeordnet ist, während der auf
dem Kreisring bewegliche Punkt mit einer Kolbenstange verbunden ist,
die die Hin- und Herbewegung aufnimmt und auf den exzentrischen
Punkt die Drehbewegung umwandelt und überträgt. Das soll unter dem
Begriff "idealer" Kurbeltrieb verstanden werden, weil hier auf einfache
Weise eine feste Stange geradlinig geführt wird. Das weist die Vorteile
auf, daß diese Stange immer exzentrisch wirkt, daß hierbei der Radius
beliebig groß gewählt werden kann und schließlich daß sogar durch eine
Anordnung des Kreismittelpunktes außerhalb der waagrechten Achse
erreicht wird, die zwischen ortsfestem Drehpunkt und Achse der Kolben
stange angeordnet ist, wodurch eine beliebige unsymmetrische Bemessung
des Kolbenweges möglich wird.
Bei einer dritten Getriebeanordnung ist der ortsfeste Punkt nicht mehr
erforderlich, der das System mit einem drehbaren Hebel anwendet und
es ersetzt durch eine weitere geradlinige Schiene, analog zu Fig. 2a, so
daß alle Punkte in jeder Phase der Bewegung ein Dreieck bilden. Die
Übertragung der Drehbewegung erfolgt hier mittels zweiter Zahnräder,
was den Vorteil hat, daß schon in dieser Phase die Übersetzung durch
verschieden große Zahnräder vergrößert bzw. verkleinert werden kann.
Außerdem hat diese Variante den Vorteil, daß hier nicht nur die Dreh
bewegung eines Zahnrades mit seinem Mittelpunkt um das andere
effektiv wird, sondern auch die Drehbewegung des Zahnrades selbst.
Claims (33)
1. Getriebeanordnung, insbesondere zur Umwandlung einer rotatorischen
in eine insbesondere geradlinig oszillierende Bewegung und umge
kehrt in mindestens einer Richtung,
dadurch gekennzeichnet, daß
- - ein erstes und ein zweites im gegensinnigen Eingriff befindliches Getrieberad (1, 2) vorgesehen sind;
- - das erste (1) der im Eingriff befindlichen Getrieberäder (1, 2) um einen ihm zugeordneten ortsfesten exzentrischen Punkt (3) rotierbar angeordnet ist;
- - das erste Getrieberad (1) und das mit diesem in gegensinnigem Eingriff stehende zweite Getrieberad (2) mittels einer Verbin dungsvorrichtung (7) so miteinander verbunden sind, daß die Mittelpunkte (4, 5) der zwei Getrieberäder (1, 2) stets den gleichen Abstand (7) aufweisen, und
- - die beiden Getrieberäder so ausgebildet und angeordnet sind, daß kein Punkt des zweiten Getrieberades (2) ortsfest ist,
- - die die Mittelpunkte (4, 5) verbindende Verbindungsvorrichtung (7) der im Eingriff befindlichen Getrieberäder (1, 2) sich bei deren Rotation dergestalt relativ zu dem ortsfesten exzentrischen Punkt (3) bewegt, daß sich der Mittelpunkt (5) des zweiten Getrieberades nicht um den ortsfesten exzentrischen Punkt (3) herum in einer geschlossenen Bahn bewegt.
2. Getriebeanordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß
sich die die Mittelpunkte (4, 5) verbindende Verbindungsvorrichtung
(7) der im Eingriff befindlichen Getrieberäder (1, 2) bei deren
Rotation um den ortsfesten exzentrischen Punkt (3) parallel ver
schiebt.
3. Getriebeanordnung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß
der Mittelpunkt (5) des zweiten Getrieberades (2) in einer Führung
auf einer Kreisbahn (8) geführt ist, deren Radius gleich dem Exzen
terradius (6) des ersten Getrieberades (1) ist.
4. Getriebeanordnung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß
die Führung ein Kreisringschlitz ist, in dem ein zum Kreisringschlitz
passendes, eine Zwangsführung realisierendes Führungselement vor
gesehen ist.
5. Getriebeanordnung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß
die Führung eine Kurbel (16) ist, die einen festen Punkt mit der
Verbindungsvorrichtung zwischen den Getrieberädern bildet, wobei
der Kurbelradius dem Exzenterradius (6) entspricht.
6. Getriebeanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß die Verbindungsvorrichtung gerade ist
und die Mittelpunkte (4, 5) der Getrieberäder (1, 2) in linearer
Ausrichtung zueinander verbindet.
7. Getriebeanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß die Verbindungsvorrichtung eine Stange
(17) mit einem Langloch (19) aufweist, in dem eine Führungsvor
richtung (18), die an dem zweiten Getrieberad (2) befestigt ist,
geführt ist, wobei die Stange (17) an ihrem einen Ende mit dem
Exzenter (3) des ersten Getrieberades (1) und an ihrem anderen
Ende mit einem weiteren ortsfesten Punkt in linearer Ausrichtung zu
dem Langloch (19) befestigt ist.
8. Getriebeanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß die Verbindungsvorrichtung eine Stange
(20) mit jeweils einem an gegenüberliegenden Enden angeordneten
Langloch (22, 23), die in ihrer Mitte mit dem zweiten Getrieberad
(2) befestigt ist, wobei die Langlöcher (22, 23) an dem Exzenter (3)
des ersten Getrieberades (1) bzw. zu einem weiteren ortsfesten
Punkt (24) in linearer Ausrichtung zu dem Langloch (23) befestigt
ist.
9. Getriebeanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß der Exzenterradius (6) des ersten
Getrieberades (1) kleiner ist als dessen äußerer Radius.
10. Getriebeanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß die Getrieberäder (1, 2) den gleichen
Radius aufweisen.
11. Getriebeanordnung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß
ein Punkt (10) auf dem zweiten Getrieberad (2) an einem Radius,
der gleich dem Exzenterradius (6) des ersten Getrieberades (1) ist,
eine oszillierende geradlinige Bewegung in einem Bereich ausführt,
der dem Vierfachen des Exzenterradius (6) entspricht.
12. Getriebeanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß die Getrieberäder (1, 2) einen unter
schiedlichen Radius aufweisen.
13. Getriebeanordnung nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß
sich ein Punkt auf dem zweiten Getrieberad (2) auf einer gekrümm
ten Bahn bewegt.
14. Getriebeanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß an einem oszillierenden Punkt (27) auf
dem zweiten Getrieberad (2) eine mit einem Kolben (25) eines
Motorarbeitszylinders (28) verbundene Kolbenstange (26) angelenkt
ist.
15. Getriebeanordnung nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß
die Getriebeanordnung jeweils für einen Zylinder eines Mehrzylin
dermotors angeordnet ist.
16. Getriebeanordnung, insbesondere zur Umwandlung einer rotatorischen
in eine oszillierende Bewegung und umgekehrt in mindestens zwei
Richtungen,
dadurch gekennzeichnet, daß
- a) ein erstes um einen Radius R exzentrisch gelagertes Getrieberad (101), ein zweites damit in Eingriff befindliches Getrieberad (102) und eine Kurbel (16) vorgesehen sind;
- b) die Kurbel (16) einen festen Punkt mit einer Verbindungsvor richtung zwischen den Mittelpunkten des ersten (101) und des zweiten Getrieberades (102) bildet, wobei der Kurbelradius (16) dem Exzenterradius (6) des ersten Getrieberades (101) ent spricht; und
- c) im Mittelpunkt des zweiten Getrieberades (102) eine an minde stens zwei Gelenkpunkten geführte Kurbelschwinge angebracht ist, wobei die Führungen der mindestens zwei Gelenkpunkte durch einen Punkt auf dem zweiten Getrieberad (102) laufen, der um den Exzenterradius R vom Mittelpunkt des zweiten Getrieberades (102) beabstandet ist.
17. Getriebeanordnung, insbesondere zur Umwandlung einer rotatorischen
in eine geradlinig oszillierende Bewegung und umgekehrt in mehrere
Richtungen,
dadurch gekennzeichnet, daß
- a) ein erstes und ein zweites im gegenseitigen Eingriff befindliches, zentrisch gelagertes Getrieberad (101, 102) vorgesehen ist,
- b) das zweite (102) der Getrieberäder (101, 102) um das erste (101) der Getrieberäder (101, 102) umläuft, und
- c) an dem zweiten Getrieberad (102) eine in mindestens drei Gelenkpunkten (103, 104, 105) geführte Kurbelschwinge (130) angebracht ist, welche im Bereich der Drehachse (120) des zweiten Getrieberades (102) starr befestigt ist.
18. Getriebeanordnung nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß
die Getrieberäder (101, 102) gleiche Durchmesser aufweisen und die
Gelenkpunkte (103, 104, 105) der Kurbelschwinge (130) in linearen
Führungsbahnen (106, 107, 108) geführt sind.
19. Getriebeanordnung nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß
die Getrieberäder (101, 102) unterschiedliche Durchmesser aufweisen
und die Gelenkpunkte (103, 104, 105) der Kurbelschwinge (130) in
linearen Führungsbahnen (106, 107, 108) geführt sind.
20. Getriebeanordnung nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß
die Kurbelschwinge (130) eine symmetrische Gestalt bezüglich der
Gelenkpunkte (103, 104, 105) aufweist und die Führungsbahnen (106,
107, 108) durch die Drehachse (110) des ersten Getrieberades (101)
laufen, so daß sie einen Winkelabstand von 60° zueinander bilden.
21. Getriebeanordnung nach 17 oder 18, dadurch gekennzeichnet, daß
zwei Gelenkpunkte durch ein zur Hubverstellung dienendes Par
allelgestänge verbunden sind.
22. Getriebeanordnung nach Anspruch 16 oder 21, dadurch gekennzeich
net, daß an den Gelenkpunkten (103, 104, 105) Kolbenstangen
angelenkt sind, welche mit in Zylindern geführten Kolben verbunden
sind.
23. Getriebeanordnung, insbesondere zur Umwandlung einer rotatorischen
in eine oszillierende Bewegung und umgekehrt,
dadurch gekennzeichnet, daß
- a) zwei relativ zueinander drehbare, auf derselben Drehachse an geordnete Ringelemente (150, 151) vorgesehen sind;
- b) an jedem Ringelement (150, 151) jeweils mindestens ein starrer Arm angebracht ist, wobei einer der mindestens zwei Arme an einem Drehpunkt fest angelenkt ist und der mindestens eine andere der mindestens zwei Arme auf einer durch den Dreh punkt laufenden linearen Führungsbahn zwangsgeführt ist;
- c) die Ringelemente (150, 151) sich um diesen Drehpunkt mit ihrer gemeinsamen Achse drehen.
24. Getriebeanordnung nach Anspruch 23, dadurch gekennzeichnet, daß
die Arme am jeweiligen Außenumfang der Ringelemente (150, 151)
im wesentlichen tangential nach außen weisend angeordnet sind.
25. Getriebeanordnung nach Anspruch 23, dadurch gekennzeichnet, daß
die Arme am jeweiligen Innenumfang der Ringelemente (150, 151)
nach innen weisend angeordnet sind.
26. Getriebeanordnung nach einem der Ansprüche 23 bis 25, dadurch
gekennzeichnet, daß an dem mindestens einen anderen der minde
stens zwei Arme eine Kolbenstange angelenkt ist, welche mit einem
in einem Zylinder geführten Kolben verbunden ist.
27. Getriebeanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß die Getrieberäder (1, 2, 101, 102)
Zahnräder sind.
28. Getriebeanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß die Getrieberäder (1, 2, 101, 102)
Reibräder sind.
29. Getriebeanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, daß die Getrieberäder (1, 2, 101, 102)
Scheibenräder mit Kreuzriemen sind.
30. Kolbenmaschine mit zumindest einem in einem Zylinder (28) oszil
lierend angeordneten Kolben (25) und einem mit dem Kolben (25)
und/oder dem Zylinder (28) in Kraftübertragungs-Eingriff stehenden
Getriebe,
dadurch gekennzeichnet, daß
das Getriebe eine Getriebeanordnung nach einem oder mehreren der
vorhergehenden Ansprüche aufweist.
31. Kolbenmaschine nach Anspruch 30, dadurch gekennzeichnet, daß der
Kolben (25) mit einem exzentrischen Punkt des zweiten Getriebera
des (2), vorzugsweise über eine Kolbenstange (26) verbunden ist.
32. Kolbenmaschine nach Anspruch 30, dadurch gekennzeichnet, daß die
Kolbenmaschine eine Verbrennungskraftmaschine ist.
33. Kolbenmaschine nach Anspruch 30 oder 31, dadurch gekennzeichnet,
daß die Kolbenstangen (26) von zueinander winklig angeordneten, in
einem Zylinder (28) oszillierend angeordneten Kolben (25) jeweils an
dem zweiten Getrieberad (2) angelenkt sind, wobei das zweite
Getrieberad (2) zu einer gemeinsamen Getriebeanordnung für die
winklig zueinander angeordneten jeweils über die Kolbenstange (26)
mit dem im Zylinder oszillierend angeordneten Kolben (25) gehört.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE4430423A DE4430423A1 (de) | 1993-08-26 | 1994-08-26 | Getriebeanordnung |
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DE4430423A DE4430423A1 (de) | 1993-08-26 | 1994-08-26 | Getriebeanordnung |
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DE4430423A1 true DE4430423A1 (de) | 1995-03-02 |
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Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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DE4430423A Withdrawn DE4430423A1 (de) | 1993-08-26 | 1994-08-26 | Getriebeanordnung |
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DE (1) | DE4430423A1 (de) |
Cited By (6)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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CN101117916B (zh) * | 2007-07-12 | 2010-09-08 | 闫官清 | 双摆杆内燃机 |
NL1037790A (en) | 2009-03-09 | 2010-09-13 | Vaalburg Res B V | Mechanism for converting a reciprocating movement into a rotational movement and vice versa, device comprising such a mechanism, method of balancing such a mechanism or device. |
WO2011110325A2 (en) | 2010-03-09 | 2011-09-15 | Vaalburg Research B.V. | Mechanism for converting a reciprocating movement into a rotational movement and vice versa, and device comprising such a mechanism. |
CN108826640A (zh) * | 2018-08-24 | 2018-11-16 | 珠海格力电器股份有限公司 | 换向机构、扫风装置以及空调器 |
DE102020004112A1 (de) | 2020-07-08 | 2022-01-13 | Michael Mayer | Verbundexzentergetriebe mit gekoppelten umlaufenden Wellen zur Umwandlung hin- und hergehender Bewegungen in eine kontinuierliche Drehbewegung und umgekehrt |
DE102021003329A1 (de) | 2021-06-28 | 2022-12-29 | Michael Mayer | Verbundexzentergetriebe zur Umwandlung gerader hin- und hergehender Bewegungen in eine kontinuierliche Drehbewegung und umgekehrt im Sinusverhältnis |
-
1994
- 1994-08-26 DE DE4430423A patent/DE4430423A1/de not_active Withdrawn
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WO2011110325A2 (en) | 2010-03-09 | 2011-09-15 | Vaalburg Research B.V. | Mechanism for converting a reciprocating movement into a rotational movement and vice versa, and device comprising such a mechanism. |
WO2011110325A3 (en) * | 2010-03-09 | 2011-12-01 | Vaalburg Research B.V. | Mechanism for converting a reciprocating movement into a rotational movement and vice versa, and device comprising such a mechanism. |
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DE102020004112A1 (de) | 2020-07-08 | 2022-01-13 | Michael Mayer | Verbundexzentergetriebe mit gekoppelten umlaufenden Wellen zur Umwandlung hin- und hergehender Bewegungen in eine kontinuierliche Drehbewegung und umgekehrt |
DE102021003329A1 (de) | 2021-06-28 | 2022-12-29 | Michael Mayer | Verbundexzentergetriebe zur Umwandlung gerader hin- und hergehender Bewegungen in eine kontinuierliche Drehbewegung und umgekehrt im Sinusverhältnis |
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