WO2021180256A1 - Schwenkantrieb für eine schwenkbare rampe, insbesondere für die ein- und ausfahrhilfe für rollstuhlfahrer - Google Patents

Schwenkantrieb für eine schwenkbare rampe, insbesondere für die ein- und ausfahrhilfe für rollstuhlfahrer Download PDF

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WO2021180256A1
WO2021180256A1 PCT/DE2020/000224 DE2020000224W WO2021180256A1 WO 2021180256 A1 WO2021180256 A1 WO 2021180256A1 DE 2020000224 W DE2020000224 W DE 2020000224W WO 2021180256 A1 WO2021180256 A1 WO 2021180256A1
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WO
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shaft
torque
sliding body
rotation
ramp
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PCT/DE2020/000224
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French (fr)
Inventor
Walter Runkel
Original Assignee
Walter Runkel
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    • A—HUMAN NECESSITIES
    • A61—MEDICAL OR VETERINARY SCIENCE; HYGIENE
    • A61G—TRANSPORT, PERSONAL CONVEYANCES, OR ACCOMMODATION SPECIALLY ADAPTED FOR PATIENTS OR DISABLED PERSONS; OPERATING TABLES OR CHAIRS; CHAIRS FOR DENTISTRY; FUNERAL DEVICES
    • A61G3/00—Ambulance aspects of vehicles; Vehicles with special provisions for transporting patients or disabled persons, or their personal conveyances, e.g. for facilitating access of, or for loading, wheelchairs
    • A61G3/02—Loading or unloading personal conveyances; Facilitating access of patients or disabled persons to, or exit from, vehicles
    • A61G3/06—Transfer using ramps, lifts or the like
    • A61G3/061—Transfer using ramps, lifts or the like using ramps
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60P—VEHICLES ADAPTED FOR LOAD TRANSPORTATION OR TO TRANSPORT, TO CARRY, OR TO COMPRISE SPECIAL LOADS OR OBJECTS
    • B60P1/00—Vehicles predominantly for transporting loads and modified to facilitate loading, consolidating the load, or unloading
    • B60P1/43—Vehicles predominantly for transporting loads and modified to facilitate loading, consolidating the load, or unloading using a loading ramp mounted on the vehicle
    • B60P1/435—Vehicles predominantly for transporting loads and modified to facilitate loading, consolidating the load, or unloading using a loading ramp mounted on the vehicle the ramp being attached to or making part of the side- or tailboards of the vehicle

Definitions

  • the present invention relates to a swivel drive for a swiveling ramp, in particular for the entry and exit aid for wheelchair users, for. B. in transport vehicles, comprising a one-sided, pivotable ramp and a swivel drive acting on the ramp, through which the ramp can be pivoted by at least 90 ° and more, so that in the lowered state of the ramp, the end of the pivot axis opposite Ramp rests on a driveway and thus a bridge-like connection is established between the floor of the transport vehicle and the driveway, which enables wheelchair users to drive into or out of the transport vehicle even at different heights between the vehicle floor and the roadway.
  • the entry and exit aid for wheelchair users should be integrated in the door area. Due to the required minimum width of the entry and exit aid, the space for a lateral swivel drive of the ramp is very limited. Another problem is that the ramp has to be long enough to cover longer distances between the vehicle floor and the roadway. Since the ramp should be arranged in the door area, it must not only be able to swivel 90 degrees, but at least more than 180 degrees. When folded, the underside of the ramp is part of the vehicle floor, which can be used to get in or out of the vehicle. When unfolded, the top of the now bridge-like driving aid can be moved into or out of the transport vehicle.
  • the necessary size of the drive motor is a major problem. If a smaller motor is installed, it cannot swivel the ramp, which is up to one meter wide and two meters long. If a suitably large motor is to be installed, there is usually insufficient space available. It must be noted that with a drive unit driving the swivel axis, a very long ramp, which is quite heavy in terms of weight, must pivot from folded in, ie from 0 degrees to unfolded, ie greater than 180 degrees. The weight of the ramp cannot be reduced as it must have sufficient load-bearing capacity to support a load of up to 500 kg. The ramp therefore weighs several tens of kg because of the necessary stability.
  • This high weight of the ramp creates a major problem.
  • a high drive torque is required at the start. This becomes smaller as the angle increases, since the distance between the center of gravity and the pivot point of the ramp becomes smaller and smaller.
  • the ramp is vertical, ie at 90 degrees, the necessary drive torque is zero.
  • the motor no longer has to drive the ramp, but the ramp has to be braked in its swivel movement.
  • the weight of the ramp with its increasing distance from the center of gravity to the pivot point of the ramp, creates an ever higher torque at a rotation angle of over 90 degrees, which must be braked by the drive.
  • the cam 132, 136 is designed as a cam, as shown in FIGS. 5 to 10.
  • the cam 132, 136 is connected to the axis of rotation 116 of the ramp, as shown in FIGS. 4 to 10.
  • FIGS. 6 and 8 show that in the middle position, the 90 ° position of the ramp, the cam has a straight path.
  • the tappet roller 134 presses against the straight stretch and since the tappet roller 134 is aligned with its effective axis at the center of the point of the axis of rotation 116, no torque can be present.
  • a torque counteracting the weight of the ramp is only present if the effective axis of the tappet roller 134 is at a distance from the center of the axis of rotation 116, as shown in FIGS. 9 and 10.
  • a torque relief by the cam 132, 136 in cooperation with the tappet roller 134 is only present if there is a distance between the effective axis of the tappet roller 134 and the center of the axis of rotation 116.
  • the distance between the active axis of the ram roller 134 and the center of the axis of rotation 116 changes with the rotation of the ramp axis of rotation 116. This is disadvantageous because around the center position of the ramp the force on the ram roller 134 and thus on the cams 132, 136 has no effect .
  • the force on the ram roller 134 can be infinitely great in the central position of the ramp, and nevertheless this has no effect on the torque relief in the central position of the ramp.
  • a further disadvantage is that the effective distance between the acting force of the tappet roller 134 and the center of the axis of rotation 116 changes with the rotation. This means that not only the acting force changes due to the increasing or decreasing compression force on the cams 132, 136, but also the effective lever arm. As the force on the push roller 134 increases, the effective distance from the center of the axis of rotation also increases. So there is a disproportionate increase or decrease in torque. The effect is that when the ramp is lowered from a certain angle of inclination of the ramp, the ratio of the increase in torque due to the cam 132, 136 and the tappet roller 134 becomes greater than the ratio of the increase in the increase in torque due to the inclination of the ramp.
  • Friction creates a force directed against the direction of movement and acts as a damping in a moving system. So there is practically no frictional torque that generates a relieving torque. There is also no element provided that generates a relieving torque through deliberate friction.
  • the axis of rotation can make a jerky rotary movement during a rotary movement without this being influenced by damping.
  • a compression spring makes a pressure oscillation when it is acted on by a force that changes or increases and decreases.
  • the pressure oscillation of the spring continues to have an effect for a certain time when the changing or rising and falling force is no longer effective.
  • the rising and falling force acts in the central position of the ramp, and this happens in the transition from the lowered position to the central position and again to the lowered position.
  • This force oscillation of the spring causes a different torque acting on the axis of rotation, which ultimately leads to jerky pivoting movements of the ramp, which frightens people standing nearby.
  • No. 8,166,594 B1 does not take into account that the ramp has a rotating mass during the pivoting movement.
  • the inertia of the mass leads to the ramp pivoting beyond the central position, since no or no correspondingly high restoring torque through the spring 180 and cams 132, 136 acts in the region of the central position of the ramp.
  • the weight of the ramp can thus fall via the cams 132, 136 and the drive element 140 onto the springs 180, 280.
  • the cams 132, 136 have an effective distance of only a few 10 mm from the pivot point of the axis of rotation 116, for example from 0 mm to 20 mm. With a distance of e.g. 20 mm to the axis of rotation 116, a counter-torque must be applied to the distance of the axis of rotation of e.g. 700 mm.
  • the very high transverse load on the axis of rotation requires a very rigid and massive bearing of the axis of rotation. Furthermore, the necessary diameter of the axis of rotation must be designed to be large so that the axis does not bend due to the effect of the transverse force. This means high weight and, in addition, considerable material expenditure for stiffening the bearing point. A high weight is a very great disadvantage for installation in a vehicle.
  • the disadvantage of the high transverse load on the axis of rotation is given by the cams 132, 136, which are designed as a cam disk.
  • the system as shown in FIGS. 1 to 10 of US Pat cancel each other out and are therefore no additional burden for the axis of rotation.
  • the present invention is based on the object of creating a drive system in such a way that a torque and braking torque are generated in such a way that the heavy ramp can be pivoted with this drive system without a large drive motor being necessary and, according to the invention, depending on the angular position of the ramp has a driving or braking effect.
  • the inventive design of the drive system supports the drive motor when the ramp is lifted, and when it is lowered, the system has a strong braking effect independently of the drive motor. Furthermore, the special design ensures that around the vertical position, the 90 degree position, the platform is stabilized in motion so that the reversal of the moment from driving to braking does not lead to instability. Since a rotary movement can lead to torsional vibrations, a controlled damping effect dampens the resulting vibration very strongly.
  • the folded-in position of the ramp is referred to as the 0-degree position, the vertical position as the 90-degree position and the unfolded position as the 190-degree position.
  • Fig. 1 the principle of the foldable ramp is shown in the various positions, Fig. 1a showing the 0-degree position, Fig. 1b the 90-degree position and Fig. 1c the 190-degree position.
  • a ramp 2 provided with a drive 1 an axis of rotation 3 is mounted in a frame 4.
  • the frame 4 can be the frame 4-1 of the vehicle or a separate unit that is screwed into the frame 4-1 of the vehicle.
  • the drive unit 1 driving the ramp 2 consists of a drive motor 5 and a transmission system 6 for transmitting the motor rotation to the axis of rotation 3 of the ramp 2.
  • the transmission system 6 can be a gear transmission or a traction mechanism. Since these transmission systems are standard systems in the art, these systems will not be discussed in more detail, since the invention is independent of the transmission system for the rotation of the motor on the axis of rotation 3.
  • FIG. 2 an advantageous embodiment of a device 7 according to the invention for generating a torque and simultaneous rotary damping is shown.
  • the device 7 consists of a sliding body 8, a rotating unit 9, a spring 10, a counter bearing 11, a bearing block 12, a torque support 13, a rotatable shaft 14 and support ring 15.1 and 15.2.
  • the counter bearing 11, the bearing block 12 and the torque support 13 are fastened on a base plate 16.
  • the rotatable shaft 14 is rotatably mounted on one side in the counter bearing 11 and on the other side in the bearing block 12.
  • the rotating unit 9 is It is secured against rotation and displacement on the shaft 14 and is supported on the support ring 15 assigned to the rotating unit 9.
  • the sliding body 8 is slidably and rotatably mounted on the shaft 14. So that it cannot twist, the sliding body 8 is guided through the U-shaped torque support 19.
  • the torque support 19 prevents the sliding body 8 from rotating, but not its displacement.
  • the rotating unit 9 consists of a flange-shaped body 21 with a nose 22, it being essential that the nose 22 has a rounded portion 23.
  • 3 also shows that there is a bore 24 in the flange-shaped body 21 with two longitudinal grooves 25.
  • the sectional drawing in FIG. 4 shows that there are two parallel keys 26 opposite one another on the shaft 14 which engage in the two grooves 25 and thus prevent the rotating unit 9 from rotating with respect to the shaft 14.
  • the sliding body 8 has a V-shaped milled recess 27 and an area with two contact surfaces 29, 30 that run parallel to the longitudinal axis 28 of the sliding body 8 of the V-shaped milled recess 27 are always at right angles to the central axis 28 over the entire length of the surfaces 31.
  • the surface 31 of the V-shaped milled recess 27 is spatially curved. The reason for this condition is explained below.
  • Opposite the V-shaped milled recess 27 is a cup-shaped part 32. As can be seen in FIG Pressure spring 10 mounted.
  • FIGS. 2 and 7 show that the rotary unit 9 engages with the rounding 23 of the nose 22 in the V-shaped milled recess 27 of the slide body 8 and thus the rounding 23 is in contact with the surface 31. 7a shows the position of the rotary unit 8 in the 90-degree position.
  • FIG. 7b shows that the sliding body 8 has to move in direction A when the rotating unit 9 is rotated from the 90-degree position by a rotation 53 to the 0-degree position, see FIG. 7b.
  • the sliding body 8 is also displaced in the same way in direction A when the rotary unit 9 is rotated by rotating it from the 90-degree position to the 190-degree position, see FIG. 7c.
  • the displacement of the sliding body 8 in direction A causes the same effect in both directions of rotation when the rotary unit 9 is turned to the right or to the left from the 90-degree position.
  • the spring 10 is compressed or relaxed.
  • An increasing spring force 20 makes it more and more difficult to move the sliding body 8 in direction A with the nose 23 of the rotary unit 9, that is to say the rotary force 53, 54 of the shaft 14 must increase steadily.
  • the rotation of the shaft 14 is supported by the force 20, ie the rotational force 57, 58 of the shaft 14 is reduced from a higher to a smaller rotational force 57, 58.
  • the rotational force 57, 58 on the shaft 14 is determined by the distance R, see FIG. 5, of the surface 31 to the longitudinal axis 28 of the shaft 14 is generated. If one considers an entire rotation cycle from the 0-degree position to the 190-degree position and back, the result is a torque curve as described below. In the 0-degree position, the spring 10 is tensioned, since the nose 23 of the rotary unit 9 is at a high point of the one surface 31, see FIG. 7b.
  • the spring 10 presses on the rotating unit 9, and the nose 23 wants to slide down the inclined surface 31 against the friction. This has the effect that a torque 34 is exerted on the shaft 14.
  • the acting torque is the force due to the inclined surface, minus the frictional force, arising from the sliding movement on the inclined surface, times the distance from the inclined surface to the center of the shaft 14. This torque becomes smaller, the further the nose 23 on the Surface 31 slides down to the 90 degree position.
  • the spring 10 relaxes as the sliding body 8 moves in the direction A1.
  • the spring 10 When the nose 23 reaches the point 90-degree position, the spring 10 is relaxed to such an extent that only a pretensioning force 36 acts. In the 90-degree position, however, no torque acts on the shaft 14, since the nose 23 is at a reversal point 37 the area is 31. This reversal point 37 acts like a depression 38, and as a result the rotary unit 9 is fixed in a form-fitting manner. If the shaft 14 is rotated further in the direction of the 190-degree position, the shaft 14 must be rotated with an increasing torque 35, since the lug 23 moves the sliding body 8 over the surface 31 in the direction A2 and thus tensions the spring 10 more and more which results in an increase in the spring force 20. During the reverse rotation from the 190 degree position to the 0 degree position, the torque 35 changes from high torque to no torque and then again to high torque 34.
  • FIG. 8 shows a diagram in which, by way of example, the torque 34, 35 is shown over the angular position of the rotary unit 9.
  • the direction of action arrows 39, 40 in the diagram shown make it clear that not only does the torque 34, 35 change, but also the direction of action of the torque when the rotating unit 9 rotates in the same direction and thus the nose 23 is pressed onto the surface 31 with great force, the surface 31 is designed in such a way that the nose 23 always presses the entire width of the surface 31 regardless of the angular position of the rotary unit 9.
  • the V-shaped milled recess 27 of the slide body 8 is such that, in the 90-degree position of the rotary unit 9, the nose 23 falls into a depression 38. A form-fitting, stable position of the rotating device 9 in the 90-degree position is achieved by the depression 38.
  • the compression spring 10 is installed in such a way that it has a pretension, ie a spring force Fv, in the 90-degree position.
  • a pretension ie a spring force Fv
  • the rotational stability of the rotary unit 9, the shaft 14 and thus also the ramp 2 can be influenced in the 90-degree position, since the ramp 2 is directly connected to the shaft 10 or via the drive system 6 to the rotary unit 9 is connected.
  • the stability of the ramp 2 in the 90-degree position is high. It has been shown that the positive countersink 38 contributes to the fact that the ramp does not swing uncontrollably beyond the 90-degree position. Such an overshoot is uncomfortable for the operator and creates a feeling of fear.
  • the tendency to overshoot the ramp 2 beyond the 90-degree position is due to the fact that the ramp 2 has rotational kinetic energy due to the pivoting from the 0-degree position or 190-degree position to the 90-degree position . This kinetic energy tries to drive the ramp over the 90-degree position.
  • intentional frictional damping is also provided.
  • the frictional damping generates a frictional torque 42-M acting on the shaft 14.
  • the friction damping is generated in that the spring force 20 is supported on the rotating unit 9 via the sliding body 8, which causes a friction force during the sliding movement on the inclined surface 31 and in turn presses the rotating unit against the support ring 15-1 assigned to the rotating unit 9.
  • the support ring 15-1 is secured on the shaft 14 by a tangential pin 41 in such a way that the support ring 15-1 can rotate but not be displaced.
  • the spring force 20 is thus transmitted to the shaft 14 via the support ring 15-1 assigned to the rotating unit 9 and passed through this to the second support ring 15-2 assigned to the counter bearing 11.
  • the second support ring 15-2 is also secured against displacement on the shaft 14 by a tangential pin 41.
  • the support ring 15-2 cannot rotate with respect to the shaft 14, the support ring 15-2 is secured against rotation by a feather key 26, as shown in FIG. 4 for the rotary unit 9.
  • the first adjusting ring 15 - 1 can rotate freely with the shaft 14, since the support ring is not in contact with the bearing block 12.
  • the second support ring 15-2 must rotate with the shaft 14 and is pressed against the counter bearing 11 by the spring force 20 via the shaft 14 pressed.
  • the friction disk 42 can have a high coefficient of friction m or a very low one, which means that, depending on the choice of the coefficient of friction m of the friction disk 42, there can be high friction 42-1 or extremely low friction 42-2.
  • the pressing of the support ring 15-2 via the sliding disk 42 against the counter bearing 11 becomes greater as the spring force 20 increases, and thus the frictional torque 42-M generated by the sliding disk 42 also increases.
  • the frictional torque 42-M acts as a braking torque on the shaft 14, since the support ring 15-2 cannot rotate relative to the shaft 14.
  • the friction torque 42-M can be influenced via the material pairing of the friction disk 42 to the counter bearing 11.
  • a coefficient of friction of m 0.01 and, in the case of a special brake material, the coefficient of friction m is greater than 0.4.
  • a higher frictional torque 42-M is consciously accepted, since this brakes the lowering speed of the ramp 2 and additionally suppresses a torsional oscillation of the ramp 2.
  • the frictional torque 42-M must be overcome by an additional motor output. This is also accepted because the friction torque 42-M contributes to a vibration-free and low-overshoot rotary movement of the ramp 2 due to the friction m. This is essential for security reasons.
  • the one-sidedness of the cutout 27 causes a considerable torque to act on the sliding body 8
  • Sliding body 8 leads in the moment support 13 are rotatable rollers 43 in the moment support 13, on which the surfaces 29, 30 of the sliding body 8 are supported.
  • the rotating unit 9 is the sliding body 8-1, see FIG. 9, and the sliding body 8 is the rotating unit 9-1, see FIG. 10.
  • the sliding body 8-1 a second, opposite nose 22-1 is present.
  • the sliding body 8-1 has the cup-shaped part 32 opposite the two lugs 22, 22-1.
  • the rotating unit 9-1 has two V-shaped cutouts 27, 27-1 opposite the rotating unit 8.
  • the two V-shaped cutouts 27, 27-1 are identical and opposite one another.
  • the rotary unit 9-1 has a wave-shaped end 44 with which the rotary unit is rotatably mounted in the bearing block 12.
  • the rotating unit 9 - 1 is also secured against rotating on the shaft 14 by feather keys 26.
  • the version of the torque support 13 is also used in the rotary unit 9-1 with a sliding body 8-1.
  • the shaft 14 is in turn mounted and guided in the rotating unit 9-1.
  • the shaft 14 is coupled to the rotating unit 9 - 1 in a rotationally secure manner by means of feather keys 26, as shown in FIG. 4 for the rotating unit 9.
  • the spring 10 is arranged between the sliding body 8 - 1 with a cup-shaped part 32 and a counter bearing 11.
  • the shaft 14 is secured against displacement by two locking washers 45 on the shaft 14.
  • a locking washer 45 is arranged on the shaft 14 next to the counter bearing 11 and the second locking washer 45 is arranged on the shaft next to the wave-shaped end 44 of the rotating unit 9-1.
  • the double-sided milled recess 27, 27-1 has the disadvantage that only a rotation of plus minus 90 degrees can be realized with this rotating unit 9-1. With a rotation beyond 90 degrees, the double-sided noses 22, 22-1 migrate over the highest point 67-L, 67-R from one V-side to the other V-side. So that the ramp 2 should still make a pivoting movement greater than plus minus 90 degrees, the shaft 14 cannot directly be the bearing and drive axis 1 for the ramp 2. There must be a rotary transmission between shaft 14 and drive axle 1 of ramp 2. The rotary transmission must be designed in such a way that when the ramp 2 swings beyond 180 degrees, the rotary body 9-1 makes a rotary movement of less than 180 degrees. This rotary transmission requires a higher engine power.
  • the effect of the positive-locking stabilization through the depression 38, 38-1 and thus the ramp 2 in the 90-degree position is increased by a bias Fv of the spring 10.
  • the two springs 10-L, 10-R can also be used to adjust the preload better by using different preloads Fv-L, Fv-R.
  • the adjustment of the spring preload Fv-L, Fv-R is easy, as this is implemented by means of the preload washer 46-L, 46-R.
  • the pretensioning disk 46-L, 46-R is expediently arranged between the rotating body 9-1 L, 9-1 R and the bearing block 12.
  • the combination of different spring force 20-L, 20-R and different preload Fv-L, Fv-R of springs 10-L, 10-R is possible because the left and right systems 7-L, 7-R are based on the, Shafts 14-L, 14M, 14R coupled by two shaft couplings 49-L, 49-R acts and thus the effect of the left and right systems 7-L, 7-R are added.
  • the two shaft couplings 49-L, 49-R are secured against displacement and rotation by tangential pins 41 on shafts 14-L, 14-M and 14-R, 14-M.
  • Fig. 12 shows that the drive by the motor 5 and transmission system 6 acts on the shaft 14-M.
  • the shaft 14-M By coupling the shaft 14-M to the shafts 14-L, 14-R with the aid of the shaft couplings 49-L, 49-R, the rotary motion of the motor 5 Transferred to the rotary unit 9-1 L, 9-1 R via the shaft 14-L, 14-M, 14-R.
  • the spring 10-L, 10-R is compressed or relaxed via the sliding bodies 8-1 L, 8-1 R.
  • the necessary drive force of the motor 5 increases when the shaft 14, 14-L, 14-M, 14-R is driven without connection to the ramp 2.
  • the device 7-L, 7-R helps with the rotary movement to erect ramp 2 from the 0-degree position to the 90-degree position. From the 90-degree position to the 110-degree position, the device 7-L, 7-R brakes the movement of the ramp 2.
  • the effect of the sliding washer 42-L, 42-R is the same as for device 7, 7 -1 explained.
  • Pretensioning disc 46, 46-L, 46-R it is possible to design the device 7, 7-1, 7-L, 7-R in such a way that the spring force 20, 20-L, 20-R, the
  • Torque 34, 35 acts so that the weight of the ramp 2 and its
  • Torque 34, 35 is greater than the torque 47, and that the
  • Shaft 14, 14-L, 14-M, 14-R has the ramp 2 in every angular position even without
  • the drive 1 thus practically only has to overcome the friction torque deliberately generated for damping by the rotating unit 9, 9-1, 9-1 L, 9-1 R, the counter bearing 11 or the bearing block 12 and the friction disk 42, 42-L, 42-R .
  • the configuration of the system according to the invention also provides that with a one-sided or two-sided arrangement of the spring 20, 20-L, 20-R, the sliding body 8, 8-1 L, 8-1 R, 8-2 or the rotating unit 9, 9-1 L, 9-1 R, 9-2 the V-shaped milled recess 27, 27-1, 27-2 is designed in such a way that a long depression 38-2L, 38-3L is present and then at least one sloping one on one side Rise at angle ⁇ l or ⁇ 2 follows, see FIGS. 13 and 14. At the foot of the rise in surface 31, 31-1, 31-2 is a depression 38 of depression 38-2L, 38-3L. This recess stabilizes the rotary movement at the reversal point 37 of the 90-degree position.
  • the type of cutout 27-2, 27-3 is V-shaped with a long underside 38-2L, 38-3L, that is, like a U with a side part sloping on both sides or on one side.
  • the assembly 51 is the rotating unit 9 and sliding body 8-2
  • the assembly 52 is the rotating unit 9 and sliding body 8-3.
  • the assembly 51 on the left-hand side and the assembly 52 on the right-hand side are arranged on the shaft 14, 14-L, 14-R in such a way that the rotating unit 9 of the assembly 51 is opposite the rotating unit 9 of the assembly 52.
  • the spring 10-L, 10-R is guided with one end in the cup-shaped part 32 of the slide body 8-2, 8-3 and with the other end in the counter bearing 11, as shown in FIGS. 2 and 12 .
  • Each rotating unit 9 of the assembly 51, 52 is connected to the shaft 14, 14-L, 14-R so that it cannot rotate or move and thus makes the same rotation 53 and also has the same direction of rotation 54 , 14-L, 14-R has already been explained above.
  • FIG. 15 shows that the rotating unit 8-2 of the assembly 51 and the rotating unit 8-3 of the assembly 52 are not only opposite one another on the Shaft 14, 14-L, 14-R attached, but are also arranged rotated to each other.
  • the two rotating units 8-2, 8-3 arranged rotated relative to one another have the effect that when the shaft 14, 14-L, 14-R rotates 53, one sliding body 8-2 is displaced and the sliding body 8-3 is not displaced and the other Direction of rotation 54 of the sliding body 8-3 is shifted and the sliding body 8-2 is not shifted.
  • the two opposite depressions 38-V1, 38-V2 at the foot 31 -FL, 31 FR of the surface 31-1, 31-2 with the increase in the surface with the angle ⁇ 1 or ⁇ 2, see FIGS. 13 and 14, are so arranged to one another that in the 90-degree position the noses 22 are on the foot 31 -FL, 31 -FR of the respective surface 31-1, 31-2, see FIGS. 15 and 16, 16a.
  • 16b and 16c show the sliding direction A3, A4 of the sliding bodies 8-2, 8-3 during a rotation 53 of the shaft 14, 14-L, 14-R. If, as shown in FIG. 16a, the nose 22 is opposite in the 90-degree position and the shaft 14 rotates with the direction of rotation 55, the sliding body 8-2 moves in the direction A3. The sliding body 8-3 is not moved - apart from the small stroke required by the recess 38-V1, 38-V2. If the shaft 14 makes a rotation with the direction of rotation 56 from the 90-degree position, the sliding body 8-3 is pushed in the direction A4. The sliding body 8-2 does not move - apart from the small stroke required by the recess 38-V1, 38-V2.
  • the spring 10, 10-L, 10-R is a compression spring. It is of course also possible to use a tension spring 59-L1, 59-R1 instead of the compression spring 10, 10-L, 10-R, see FIG. 17.
  • a cross bar 60 with bolts 61-L, 61-R arranged at both ends, opposite from the rounded portion 23 of the nose 22, 22-1.
  • On the right and left on the bearing block 12 are the bolts 61-L, 61-R, bolts 62-L, 62-R, opposite each other.
  • the bolts 61-L, 61-R, 62-L, 62-R have indentations 63 at their outer free ends, into which the spring ends of the tension spring 59-L1, 59-R2 are hooked.
  • the tension spring 59-L1, 59-R1 exerts a force on the cross member 60 in the direction of the rounding 23 of the nose 22, 22-1, the rounding 23 of the nose 22, 22-1 is in the depression 38, the recess 38- V1, 38-V2 and pressed onto surface 31, 31-FL, 31 -FR.
  • the tension spring 59-L1, 59-L2 has 8, 8-1, 8-2, 8-3, 8-1 L, 8-1 R and the rotating unit 9, 9-1, 9-1 L, 9-1 R has the same pressure effect as the compression springs 10, 10-L, 10-R.
  • FIG. 18 shows in a comparison the effect of the compression spring 10, see FIG. 18a, and the tension spring 59-L1, 59-R1, see FIG. 18b. Versions 7-1 and 7-2 are selected as examples for the comparison.
  • the direction of action of the spring force is shown by force arrows 64-D1, 64-D2, 65-LZ1, 65-LZ2, 65-RZ1, 65-RZ2.
  • the compression spring 10 presses with the compressive force 64-D2 on the cup-shaped part 32 and above it on the nose 22, 22-1, which in turn is supported with the rounded portion 23 in the depression 38 with the force 66 -D.
  • the tension spring 59-L1, 59-R1 pulls with the tensile force 65-LZ1, 65-RZ1 on the transverse spar 60.
  • the tractive force on the transverse spar 60 acts as a compressive force 66-Z on the nose 22, 22-1, which in turn moves with it the rounding 23 is supported in the depression 38 with the force 66-Z.
  • the force arrow 66-D and 66-Z is the force acting on the rounded portion 23 of the nose 22, 22-1, the depression 38, the depression 38-V1, 38-V2 and the surface 31, 31-FL, 31-FR.
  • the effect of the swivel drive 7, 7-1, 7-L, 7-R, 7-2 according to the invention is independent of whether the spring 10, 10- L, 1 ⁇ -R, 59-L1, 59-R1 is a compression spring or tension spring.
  • FIG. 19 shows a sliding unit 8-4 with the cup-shaped part 32 and, opposite it, a shaped body 68 with a V-shaped milled recess 69 with the highest point 67-3, 67-4 of the surfaces 91-3, 91-4 and a reversal point 37 -3, 37-4.
  • a rotating unit 9-3 with a V-shaped milling 70 is arranged opposite the V-shaped milled recess 69 and on the same shaft 14, 14-L, 14-M, 14-R.
  • the rotating unit 9-3 is the same as shown in FIG.
  • the surfaces of the rotating unit 8-4 and 9-3 are identified with the reference numerals 91-1, 91-2, 91-3, 91-4 and the reversal points with the reference numerals 37-1, 37-2, 37-3 , 37-4.
  • FIG. 19 the surfaces 91-1, 91-2, 91-3, 91-4 are opposite and FIG. 20 shows that the surfaces 91-1, 91-2, with the surfaces 91-3 , 91-4 are always in contact.
  • FIG. 20a shows that the sliding unit 8-4 makes a sliding movement in the direction A5 when the rotating unit 9-3 rotates in the direction 92-1 and in the direction A6 when the rotating unit 9-3 rotates in the direction 92-2, see FIG Figure 20c.
  • the torque 47 acts of ramp 2 onto shaft 14, 14-L, 14-M, 14-R. and the effect of the torque 57-D, 58-D generated by the swivel drive 7, 7-1, 7-L, 7-R and the assembly 51, 52 counteracts the torque 47 of the ramp 2.
  • the device or device 7, 7-1, 7-L, 7-R, 51, 52 is not only suitable for the pivoting movement of a ramp 2 driven by a drive motor 5, but also for manually rotated ramps 2, since it is generated by the Torque 57-D, 58-D the torque 47 of the ramp 2 can be fully or partially compensated.
  • the invention is not limited to the illustrated and described exemplary embodiments, but rather also includes all embodiments that have the same effect within the meaning of the invention. It is expressly emphasized that the exemplary embodiments are not limited to all features in combination; rather, each individual partial feature can also be detached from all the others Partial features have an inventive significance for themselves. Furthermore, the invention has not yet been restricted to the combination of features defined in claim 1, but can also be defined by any other combination of specific features of all of the individual features disclosed. This means that in principle practically every individual feature of claim 1 can be omitted or replaced by at least one individual feature disclosed elsewhere in the application.
  • Feather key 27-1, 27-2, 27-3, 69, 70 V-shaped recess Longitudinal axis of the shaft 14, 30 Contact surface, 31-1, 31-2, 31-3, 31-4 Surface -1, 91- 2, 91-3, 91-4 -FL, 31-FR feet of face 31, 31-1, 31-2 cup-shaped part
  • Preload force of the spring 37-1, 37-2, 37-3, 37-4 reversal point, 38-2L, 38-3L depression -V1, 38-V2 recess, 40 direction of rotation

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Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft einen Schwenkantrieb (7, 7-1, 7-2, 7-L, 7-R) insbesondere für die Unterstützung einer Drehung (53) mit Drehrichtung (54, 55, 56, 57, 58) einer schwenkbaren Rampe (2) als Ein- und Ausfahrhilfe für Rollstuhlfahrer, umfassend eine mit der Rampe (2) in Verbindung stehende Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R), wobei die Welle mindestens in einem auf einer Grundplatte (16) befestigten Gegenlager (11) und Lagerbock (12) drehbar gelagert und durch Stützring (15-1, 15-2) oder Sicherungsring (45) gegen Verschiebung gesichert ist und auf der Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R) konzentrisch angeordnete und durch Passfeder (26) gegen Verdrehen gesicherte Dreheinheit (9, 9-1, 9-2, 9-1 L, 9-1 R, 9-3) ist, die sich an Stützring (15-1, 15-2) abstützt und einen ebenfalls auf der Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R) konzentrisch angeordneten Schiebekörper (8, 8-1, 8-2, 8-3, 8-4, 8-1 L, 8-1 R), der durch eine Momentenstütze (13, 19) mit Anlagefläche (29, 30) gegen Verdrehen gesichert ist und auf den Schiebeköper (8, 8-1, 8-2, 8-3, 8,4, 8-1 L, 8-1 R) wirkende Kraft (20, 36, Fv, Fv-L, Fv-R, 64-D2, 65-LZ1, 65-RZ1), die über die Nase (22, 22-1) oder die Fläche (91-3, 91-4) auf die Dreheinheit (9, 9-1, 9-2, 9-3, 9-1 L, 9-1 R) wirkt und hierdurch die Dreheinheit (9, 9-1, 9-2, 9-3, 9-1 L, 9-1 R) ein Drehmoment (34, 35, 57-D, 58-D) auf die Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R) ausübt, so dass bei gleicher Drehrichtung der Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R) während der Drehung (39, 40, 54, 55, 56, 57, 58) wechselnd ein rechts und links drehendes Drehmoment (34, 35, 57-D, 58-D) vorhanden ist und durch Gestaltung der Fläche (31, 31-1, 31-2, 91-1, 91-2, 91-3, 91-4) als V-förmige Einfräsung und der Senke (38, 38-2 L, 38-3L) oder Vertiefung (38-V1, 38-V2) und der Reibung (μ) durch Gleitscheibe (42, 42-L, 42-R) oder Gleitkörper (42-K) eine schwingungsfreie Schwenkbewegung und in der Mittenstellung - 90° Stellung - eine stabilisierte Lage gewährleistet ist.

Description

„Schwenkantrieb für eine schwenkbare Rampe, insbesondere für die Ein- und Ausfahrhilfe für Rollstuhlfahrer“
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Schwenkantrieb für eine schwenkbare Rampe, insbesondere für die Ein- und Ausfahrhilfe für Rollstuhlfahrern z. B. bei Transportfahrzeugen, umfassend eine einseitig gelagerte, schwenkbare Rampe und eine auf die Rampe wirkenden Schwenkantrieb, durch den die Rampe um mindestens 90° und mehr geschwenkt werden kann, so dass im abgesenkten Zustand der Rampe, das, der Schwenkachse gegenüber liegende Ende der Rampe auf einem Fahrweg aufliegt und so eine brückenartige Verbindung zwischen dem Boden des Transportfahrzeuges und dem Fahrweg hergestellt ist, die es Rollstuhlfahren ermöglicht, auch bei unterschiedlichem Höhenniveau zwischen Fahrzeugboden und Fahrbahn in das Transportfahrzeug hinein- oder aus diesem herauszufahren.
Bei Transportfahrzeugen für den Personenverkehr besteht das Problem, dass die Ein- bzw. Ausfahrhilfe für Rollstuhlfahrer im Türbereich integriert sein soll. Bedingt durch die notwendige Mindestbreite der Ein- bzw. Ausfahrhilfe ist der Platz für einen seitlichen Schwenkantrieb der Rampe sehr eingeschränkt. Ein weiteres Problem ist, dass die Rampe eine ausreichende Länge haben muss, um auch größere Strecken zwischen Fahrzeugboden und Fahrbahn zu überbrücken. Da die Rampe im Türbereich angeordnet sein soll, muss diese nicht nur 90 Grad schwenken können, sondern mindestens größer 180 Grad. Im eingeklappten Zustand ist die Unterseite der Rampe ein Teil des Fahrzeugbodens, über den man in das Fahrzeug ein- oder aussteigen kann. Im ausgeklappten Zustand kann über die Oberseite der nun brückenartigen Fahrhilfe in das Transportfahrzeug ein- bzw. ausgefahren werden. Durch den eingeschränkt vorhandenen Platz für den Schwenkantrieb ist die notwendige Größe des Antriebsmotors ein großes Problem. Wird ein kleinerer Motor eingebaut, so kann dieser die bis zu einem Meter breite und bis zu zwei Meter lange Rampe nicht schwenken. Soll ein passend großer Motor eingebaut werden, so ist in der Regel kein ausreichender Bauraum vorhanden. Es muss beachtet werden, dass mit einer die Schwenkachse antreibenden Antriebseinheit eine sehr lange und vom Gewicht her recht schwere Rampe von eingeklappt, d.h. von 0 Grad bis ausgeklappt, d.h. größer 180 Grad, schwenken muss. Das Gewicht der Rampe kann nicht reduziert werden, da eine ausreichende Tragfähigkeit vorhanden sein muss, um eine Last von bis zu 500 kg tragen zu können. Die Rampe wiegt somit wegen der notwendigen Stabilität mehrere zehn kg. Dieses hohe Gewicht der Rampe ergibt ein großes Problem. Beim Anheben von eingeklappt, d.h. von 0 Grad, ist im Start ein hohes Antriebsmoment notwendig. Dieses wird mit größer werdendem Winkel kleiner, da der Abstand des Schwerpunktes zum Drehpunkt der Rampe immer kleiner wird. Steht die Rampe senkrecht, d.h. bei 90 Grad, so ist das notwendige Antriebsmoment Null. Mit größer werdendem Schwenkwinkel über 90 Grad muss der Motor nicht mehr die Rampe antreiben, sondern die Rampe muss in ihrer Schwenkbewegung abgebremst werden. Das Gewicht der Rampe erzeugt mit seinem immer größer werdenden Schwerpunktsabstand zum Drehpunkt der Rampe bei über 90 Grad Drehwinkel ein immer höheres Drehmoment, was durch den Antrieb abgebremst werden muss. Beim Anheben aus der abgesenkten Position, d.h. größer 180 Grad bis zu ganz eingeklappt, d.h. 0 Grad, läuft der Vorgang in umgekehrter Reihenfolge ab. Es muss also von 180 Grad bis vor 90 Grad angetrieben und dann nach 90 Grad bis 0 Grad gebremst werden. Aus dem Patent US 8,166,594 B1 ist eine Rampe bekannt, die mit Hilfe von Nocken 132, 136, einem „cam follerwer“ 134 (Kurvenrolle oder Nockenläufer oder Stößelrolle) und Feder 180 oder Pneumatikzylinder oder Hydraulikzylinder die Stößelrolle 134 gegen Nocken 132, 136 drückt.
Der Nocken 132, 136 ist als Kurvenscheibe ausgebildet wie Fig. 5 bis Fig. 10 zeigt. Der Nocken 132, 136 ist mit der Drehachse 116 der Rampe verbunden, wie in Fig. 4 bis Fig. 10 gezeigt. Die Fig. 6 und Fig. 8 zeigen, dass bei der Mittenstellung, der 90° Stellung der Rampe, der Nocken eine gerade Strecke hat. Die Stößelrolle 134 drückt gegen die gerade Strecke und da die Stößelrolle 134 mit ihrer Wirkachse auf den Mittelpunkt der Punkt der Drehachse 116 ausgerichtet ist, kann kein Drehmoment vorhanden sein. Ein dem Gewicht der Rampe entgegenwirkendes Drehmoment ist nur dann vorhanden, wenn die Wirkachse der Stößelrolle 134 in einem Abstand zum Mittelpunkt der Drehachse 116 ist, wie in Fig. 9 und Fig. 10 gezeigt.
Das vorstehend beschriebene System weist entscheidende Nachteile auf.
Eine Momenten-Entlastung durch den Nocken 132, 136 in Zusammenwirkung mit der Stößelrolle 134 ist nur dann vorhanden, wenn ein Abstand der Wirkachse der Stößelrolle 134 zum Mittelpunkt der Drehachse 116 vorhanden ist. Der Abstand der Wirkachse der Stößelrolle 134 zum Mittelpunkt der Drehachse 116 ändert sich mit der Drehung der Rampen-Drehachse 116. Dies ist nachteilig, weil um die Mittenstellung der Rampe die Kraft auf die Stößelrolle 134 und somit auf den Nocken 132, 136 keine Wirkung hat. Theoretisch kann die Kraft auf die Stößelrolle 134 in der Mittenstellung der Rampe unendlich groß sein, und trotzdem hat diese in der Mittenstellung der Rampe keine Auswirkung auf die Momentenentlastung. Man könnte annehmen, dass dies für die Gesamtfunktion keinen Einfluss hat. Das ist aber nicht so. Bedenkt man, dass die Rampe durch ihre Masse eine Drehenergie hat, so wird die Mittenstellung der Rampe überfahren und nimmt die Drehenergie auf die absenkende Seite mit. Dies führt zwangsläufig zu einer Beschleunigung der Absenkgeschwindigkeit, da ja auf der ersten Drehstrecke bei der Absenkung keine ausreichende Wirkung durch den Nocken 132, 136 und die Stößelrolle 134 vorhanden ist. Die US 8, 166, 594 B1 beachtet nicht die Drehenergie um die Mittenstellung der Rampe und hat auch keine Maßnahme zur Beeinflussung dieser Drehenergie in der Mittenstellung der Rampe.
Ein weiterer Nachteil ist, dass sich der wirksame Abstand der wirkenden Kraft der Stößelrolle 134 zum Mittelpunkt der Drehachse 116 mit der Drehung ändert. Dies bedeutet, dass sich nicht nur die wirkende Kraft durch die ansteigende oder abfallende Kompressionskraft auf den Nocken 132, 136 ändert, sondern auch der wirksame Hebelarm. Mit größer werdender Kraft auf die Stößerolle 134 wird auch der wirksame Abstand zum Mittelpunkt der Drehachse größer. Es ist also ein überproportionaler Momentenanstieg oder -abfall vorhanden. Die Auswirkung ist, dass beim Absenken der Rampe ab einem gewissen Neigungswinkel der Rampe das Verhältnis des Momentenanstieges durch den Nocken 132, 136 und die Stößelrolle 134 größer wird als das Verhältnis des Zuwachses des Momentenanstieges durch die Neigung der Rampe.
Bedingt durch die Physik einer Kurvenscheibe, wie ja die Nocken 132 und 136 realisiert sind und der Bedingung, dass mit der Kurvenscheibe 132, 136 (Nocken) ein Drehmoment auf die Drehachse 116 der Rampe erzeugt werden soll, müssen die axiale Achse der Drehachse 116 und die axiale Achse des Stößels 140 (drive element) senkrecht aufeinander stehen. Dies bedeutet wiederum, dass die Feder 180 und das drive element 140 mit Stößelrolle 134 in Längsrichtung der Rampe ausgerichtet sein müssen. Der Nachteil ist, dass sich durch eine seitliche Anordnung das notwendige Baumaß des Gesamtsystems verbreitert. Hierbei ist der jeweilige Durchmesser der Feder 180 und der Feder 280 entscheidend. Die Abmessung der Feder 180 und der Feder 280 werden groß, da diese erhebliche Kräfte aufbringen müssen, wie später erläutert wird. Dies ist wiederum von Nachteil, da sich hierdurch das Breitenmaß vergrößert. Dies ist wegen der Platzverhältnisse im Fahrzeug ein Problem. Ein weiterer Nachteil ist, dass keine gewollte Reibung bzw. Dämpfung im System ist. Wie beschrieben ist Nocken 132, 136 mit der Stößelrolle 134 in Kontakt. Damit keine Reibung zwischen Nocken 132, 136 und Stößelrolle 134 ist, ist ein abrollender Kontakt zwischen Nocken 132, 136 und Stößelrolle 134 und somit rollt die Stößelrolle 134 bei der Drehbewegung der Drehachse 116 auf dem Nocken 132 bis 136 ab. Da eine rollende Bewegung praktisch keinen Reibwiderstand hat, ist somit die Schwenkbewegung der Drehachse nicht durch eine Reibung beeinflusst.
Eine Reibung erzeugt eine sich gegen die Bewegungsrichtung gerichtete Kraft und wirkt in einem sich bewegenden System als Dämpfung. Es wirkt also praktisch kein Reibmoment, das ein entlastendes Drehmoment erzeugt. Es ist auch kein Element vorgesehen, das durch eine gewollte Reibung ein entlastendes Drehmoment erzeugt.
Durch den Einfluss der Feder 180 kann die Drehachse während einer Drehbewegung eine ruckartige Drehbewegung machen, ohne dass diese durch eine Dämpfung beeinflusst wird. Die Praxis zeigt, dass eine Druckfeder eine Druckschwingung macht, wenn auf diese eine wechselnde oder auf- und abschwellende Kraft wirkt. Die Druckschwingung der Feder wirkt auch dann noch eine gewisse Zeit nach, wenn die wechselnde oder auf- und abschwellende Kraft nicht mehr wirkt. Die auf- und abschwellende Kraft wirkt in der Mittenstellung der Rampe, und zwar geschieht dies im Übergang von der abgesenkten Stellung zur Mittenstellung und wieder zur abgesenkten Stellung. Diese Kraftschwingung der Feder bewirkt ein unterschiedlich stark wirkendes Drehmoment auf die Drehachse, was schlussendlich zu ruckartigen Schwenkbewegungen der Rampe führt, was in der Nähe stehende Personen erschreckt.
Die US 8,166,594 B1 berücksichtigt nicht, dass die Rampe bei der Schwenkbewegung eine sich drehende Masse hat. Die Trägheit der Masse führt dazu, dass die Rampe über die Mittenstellung hinwegschwenkt, da im Bereich der Mittenstellung der Rampe kein bzw. kein entsprechend hohes Rückstellmoment durch die Feder 180 und Nocken 132, 136 wirkt. Das Gewicht der Rampe kann somit über die Nocken 132, 136 und das drive element 140 auf die Federn 180, 280 fallen. Dies führt zu der vorstehend erklärten Kraftschwingung der Federn 180, 280 und hat in der Auswirkung eine ruckartige Drehschwingung zur Folge. Diese ruckartige Drehschwingbewegung beansprucht den Antrieb sehr hoch und kann zur mechanischen Zerstörung des Antriebs führen.
Ein weiterer entscheidender Nachteil des im US 8,166,594 B1 beschrieben Systems ist, dass die Kraft der Federn 180, 280 quer zur Längsachse der Drehachse der Rampe wirkt. Damit ein entsprechendes Stützmoment für die Rampe erzeugt wird, sind Federkräfte von 6.000 N bis 10.000 N notwendig.
Diese hohe Kraft ist deshalb notwendig, weil die lange Rampe mit einem Schwerpunktsabstand zum Drehpunkt der Drehachse 116 von 0 mm Abstand bis zu mehreren 100 mm Abstand, z.B. 700 mm, wirkt. Die Nocken 132, 136 haben zum Drehpunkt der Drehachse 116 nur wenige 10 mm wirksamen Abstand, z.B. von 0 mm bis 20 mm. Mit einem Abstand von z.B. 20 mm zur Drehachse 116 muss ein Gegenmoment zum Abstand der Drehachse von z.B. 700 mm aufgebracht werden.
Die sehr hohe Querbelastung der Drehachse benötigt eine sehr steife und massive Lagerung der Drehachse. Weiterhin ist der notwendige Durchmesser der Drehachse groß auszulegen, damit sich die Achse durch die Wirkung der Querkraft nicht durchbiegt. Dies bedeutet hohes Gewicht und zusätzlich erheblichen Materialaufwand zur Aussteifung der Lagerstelle. Ein hohes Gewicht ist für den Einbau in ein Fahrzeug ein sehr großer Nachteil.
Der Nachteil der hohen Querbelastung der Drehachse ist durch die Nocken 132, 136 gegeben, die als Kurvenscheibe ausgebildet sind. Bei einer Kurvenscheibe oder zwei Nocken 132, 136 kann das System, wie in den Fig.1 bis 10 der US 8,166,594 B1 gezeigt, nicht so gestaltet werden, dass sich die Querkräfte, hervorgerufen durch die Federn 180, 280, auf die Drehachse 116 sich gegenseitig aufheben und somit keine zusätzliche Belastung für die Drehachse sind. Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zu Grunde, ein Antriebssystem so zu schaffen, dass ein Drehmoment und Bremsmoment so erzeugt wird, dass mit diesem Antriebssystem die schwere Rampe geschwenkt werden kann, ohne dass ein großer Antriebsmotor notwendig ist und erfindungsgemäß je nach Winkellage der Rampe eine antreibende oder abbremsende Wirkung hat.
Durch die erfindungsgemäße Ausbildung des Antriebssystems wird beim Hebevorgang der Rampe der Antriebsmotor unterstützt, und beim Absenken hat das System unabhängig vom Antriebsmotor eine starke Bremswirkung. Weiterhin wird durch die besondere Gestaltung dafür gesorgt, dass um die senkrechte Stellung, die 90 Grad-Stellung, die Plattform in der Bewegung so stabilisiert wird, dass die Umkehr des Momentes von treibend zu bremsend nicht zu einer Instabilität führt. Da eine Drehbewegung zu Drehschwingungen führen kann, wird durch eine gesteuerte Dämpfwirkung eine entstehende Schwingung sehr stark gedämpft.
An Hand der in den Figuren dargestellten Ausführungsbeispiele wird die Erfindung näher erläutert.
Es zeigen:
Fig. 1 Rampe mit Schwenkantrieb in drei Stellungen Fig. 1a O-Grad-Stellung Fig. 1b 90-Grad-Stellung Fig. 1c 190-Grad-Stellung Fig. 2 Schwenkantrieb ohne Darstellung des Antriebsmotors (mit Druckfeder) Fig. 3 Dreheinheit Fig. 4 Schnittdarstellung der Dreheinheit Fig. 5 Schiebekörper Fig. 6 Schnittdarstellung Schiebekörper Fig. 7 Wirkungsweise Dreheinheit mit Schiebekörper Fig. 7a O-Grad-Stellung der Dreheinheit mit Schiebekörper Fig. 7b 90-Grad-Stellung der Dreheinheit mit Schiebekörper Fig. 7c 190-Grad-Stellung der Dreheinheit mit Schiebekörper Fig. 8 Diagramm Drehmoment über Winkelstellung der Dreheinheit Fig. 9 Variante Schiebekörper Fig. 10 Variante Dreheinheit Fig. 11 Variante Schwenkantrieb ohne Darstellung des Antriebsmotors Fig. 12 Doppelseitiger Schwenkantrieb mit Antriebsmotor und Übertragungssystem für die Drehung des Motors (mit Druckfeder)
Fig. 13 Variante Schiebekörper Fig. 14 Variante Drehkörper Fig. 15 Darstellung einer Variante der doppelseitigen Dreheinheit und Schiebekörper
Fig. 16 Wirkungsweise der doppelseitigen Variante Dreheinheit und Schiebekörper
Fig. 16a 90-Grad-Stellung, Rundung der Nase ist in Vertiefung Fig. 16b gleichsinnig verdrehte Darstellung der Variante Dreheinheit und Schiebekörper
Fig. 16c gleichsinnig in die andere Drehrichtung verdrehte Darstellung der Variante Dreheinheit und Schiebekörper
Fig. 17 Variante Schwenkantrieb (mit Zugfeder) Fig. 18 Vergleich der Wirkung einer Druckfeder mit einer Zugfeder beim Schwenkantrieb
Fig. 19 Schiebekörper mit Formkörper mit V-förmiger Einfräsung und gegen über angeordneter Dreheinheit
Fig. 20 räumliche Darstellung Schiebeköper mit Formkörper und Dreheinheit Fig. 20a zueinander verdrehte Stellung der Dreheinheit zum Schiebkörper Fig. 20b 90-Grad-Stellung der Dreheinheit zum Schiebekörper Fig. 20c in die andere Drehrichtung verdrehte Stellung der Dreheinheit zum Schiebekörper In den verschiedenen Figuren der Zeichnungen sind gleiche Teile stets mit denselben Bezugszeichen versehen.
Im Folgenden wir der eingeklappte Zustand der Rampe als O-Grad-Stellung bezeichnet, die senkrechte Stellung als 90-Grad-Stellung und die ausgeklappte Stellung als 190-Grad-Stellung bezeichnet.
In Fig. 1 ist das Prinzip der klappbaren Rampe in den verschiedenen Stellungen dargestellt, wobei Fig. 1a die O-Grad-Stellung darstellt, die Fig. 1b die 90-Grad- Stellung und Fig. 1c die 190-Grad-Stellung. Bei einer, mit einem Antrieb 1 versehenen Rampe 2 wird eine Drehachse 3 in einem Gestell 4 gelagert. Das Gestell 4 kann der Rahmen 4-1 des Fahrzeuges sein oder eine separate Einheit, die in den Rahmen 4-1 des Fahrzeuges eingeschraubt wird. Die die Rampe 2 antreibende Antriebseinheit 1 besteht aus einem Antriebsmotor 5 und einen Übertragungssystem 6 zur Übertragung der Motordrehung auf die Drehachse 3 der Rampe 2. Das Übertragungssystem 6 kann ein Zahnradgetriebe oder auch ein Zugmittelgetriebe sein. Da diese Übertragungssysteme in der Technik Standard- Systeme sind, wird nicht näher auf diese Systeme eingegangen, da die Erfindung unabhängig vom Übertragungssystem für die Drehung des Motors auf die Drehachse 3 ist.
In Fig. 2 ist eine vorteilhafte Ausbildung einer erfindungsgemäßen Vorrichtung 7 zur Erzeugung eines Drehmomentes und gleichzeitiger Drehdämpfung dargestellt.
Die erfindungsgemäße Vorrichtung 7 besteht aus einem Schiebekörper 8, einer Dreheinheit 9, einer Feder 10, einem Gegenlager 11 , einem Lagerbock 12, einer Momentenstütze 13, einer drehbaren Welle 14 und Stützring 15.1und 15.2. Das Gegenlager 11, der Lagerbock 12 und die Momentenstütze 13 sind auf einer Grundplatte 16 befestigt. Die drehbare Welle 14 ist auf einer Seite im Gegenlager 11 und auf der anderen Seite im Lagerbock 12 drehbar gelagert. Die Dreheinheit 9 ist verdreh- und verschiebesicher auf der Welle 14 befestigt und stützt sich an dem der Dreheinheit 9 zugeordneten Stützring 15 ab. Der Schiebekörper 8 ist verschieb- und drehbarbar auf der Welle 14 gelagert. Damit dieser sich nicht verdrehen kann, ist der Schiebeköper 8 durch die U-förmige Momentenstütze 19 geführt.
Die Momentenstütze 19 verhindert zwar das Verdrehen des Schiebekörpers 8, aber nicht dessen Verschiebung. Auf den Schiebekörper 8 wirkt eine Kraft 20, die durch die Feder 10 erzeugt wird. Die Fig. 3 zeigt, dass die Dreheinheit 9 aus einem flanschförmigen Körper 21 mit einer Nase 22 besteht, wobei es wesentlich ist, dass die Nase 22 eine Abrundung 23 hat. Die Fig. 3 zeigt auch, dass eine Bohrung 24 im flanschförmigen Körper 21 mit zwei Längsnuten 25 ist. Die Schnittzeichnung Fig. 4 zeigt, dass auf der Welle 14 gegenüberliegend zwei Passfedern 26 sind, die in die beiden Nuten 25 eingreifen und so das Verdrehen der Dreheinheit 9 gegenüber der Welle 14 verhindert wird. Die Fig. 5 und Fig. 6 zeigen, dass der Schiebekörper 8 eine V-förmige Einfräsung 27 hat und ein Bereich mit zwei zur Längsachse 28 des Schiebkörpers 8 parallel verlaufenden Anlageflächen 29, 30. Für die Funktion ist es zweckmäßig, dass die Flächen 31 der V-förmigen Einfräsung 27 auf der ganzen Länge der Flächen 31 immer rechtwinklig zur Mittelachse 28 stehen. Durch diese Bedingung ist die Fläche 31 der V-förmigen Einfräsung 27 räumlich gekrümmt. Die Begründung dieser Bedingung wird weiter unten erläutert. Gegenüberliegend der V-förmigen Einfräsung 27 ist ein topfförmiger Teil 32. Wie in Fig. 2 ersichtlich, ist der Bereich mit den parallel verlaufenden Flächen 29, 30 im Bereich der U-förmigen Momentenstütze 13 und in dem topfförmigen Teil 32 ist das eine Ende der Druckfeder 10 gelagert. Durch die Führung der Druckfeder 10 im topfförmigen Teil 32 des Schiebekörpers 8, ist die Druckfeder 10 konzentrisch zur Welle 14 geführt, da das andere Ende der Druckfeder 10 in einer Eindrehung 33 des Gegenlagers 11 eingreift. Durch die konzentrische Führung kann die Druckfeder 10 nicht mit der Welle 14 in Berührung kommen. Die Fig. 2 und Fig. 7 zeigen, dass die Dreheinheit 9 mit der Rundung 23 der Nase 22 in die V-förmige Einfräsung 27 des Schiebekörpers 8 eingreift und so die Rundung 23 mit der Fläche 31 in Kontakt steht. Die Fig. 7a zeigt die Stellung der Dreheinheit 8 bei der 90-Grad-Stellung. Die Fig. 7b zeigt, dass sich der Schiebeköper 8 in Richtung A verschieben muss, wenn die Dreheinheit 9 aus der 90-Grad-Stellung durch eine Drehung 53 bis zur O-Grad-Stellung gedreht wird, siehe Fig. 7b. Eine gleiche Verschiebung des Schiebekörpers 8 in Richtung A ist auch vorhanden, wenn die Dreheinheit 9 durch eine Drehung aus der 90-Grad-Stellung bis zur 190-Grad-Stellung gedreht wird, siehe Fig. 7c. Die Verschiebung des Schiebekörpers 8 in Richtung A bewirkt, das bei einer Rechts- oder Linksdrehung der Dreheinheit 9 aus der 90-Grad-Stellung heraus in beiden Drehrichtungen immer das gleiche bewirkt wird. Die Feder 10 wird komprimiert oder entspannt. Durch eine ansteigende Federkraft 20 wird es immer schwerer, mit der Nase 23 der Dreheinheit 9 den Schiebeköper 8 in Richtung A zu verschieben, d.h. die Drehkraft 53, 54 der Welle 14 muss stetig größer werden. In der anderen Drehrichtung wird durch die Kraft 20 die Drehung der Welle 14 unterstützt, d.h. die Drehkraft 57,58 der Welle 14 reduziert sich von hoher zu einer kleineren Drehkraft 57, 58. Die Drehkraft 57, 58 auf die Welle 14 wird durch den Abstand R, siehe Fig. 5, der Fläche 31 zur Längsachse 28 der Welle 14 erzeugt. Betrachtet man einen gesamten Drehzyklus von der O-Grad-Stellung bis zur 190- Grad-Stellung und zurück, so ergibt sich ein Drehkraftverlauf wie im Folgenden beschrieben. In der O-Grad-Stellung ist die Feder 10 gespannt, da die Nase 23 der Dreheinheit 9 auf einem hohen Punkt der einen Fläche 31 steht, siehe Fig. 7b.
Die Feder 10 drückt auf die Dreheinheit 9, und die Nase 23 will gegen die Reibung die schräge Fläche 31 heruntergleiten. Dies bewirkt, dass auf die Welle 14 ein Drehmoment 34 ausgeübt wird. Das wirkende Drehmoment ist die Kraft, bedingt durch die schräge Fläche, minus der Reibkraft, entstehend durch die Gleitbewegung auf der schrägen Fläche, mal Abstand von der schrägen Fläche zum Mittelpunkt der Welle 14. Dieses Drehmoment wird kleiner, je weiter die Nase 23 auf der Fläche 31 zur 90-Grad-Stellung nach unten gleitet. Die Feder 10 entspannt sich, da der Schiebköper 8 sich in Richtung A1 bewegt.
Flat die Nase 23 den Punkt 90-Grad-Stellung erreicht, so ist die Feder 10 soweit entspannt, dass nur noch eine Vorspannkraft 36 wirkt. Auf die Welle 14 wirkt aber in der 90-Grad-Stellung kein Drehmoment, da die Nase 23 in einem Umkehrpunkt 37 der Fläche 31 ist. Dieser Umkehrpunkt 37 wirkt wie eine Senke 38, und hierdurch wird die Dreheinheit 9 formschlüssig fixiert. Wird die Welle 14 weiter in Richtung 190-Grad-Stellung gedreht, so muss mit einem ansteigenden Drehmoment 35 die Welle 14 gedreht werden, da die Nase 23 über die Fläche 31 den Schiebkörper 8 in Richtung A2 verschiebt und somit die Feder 10 immer weiter spannt, was ein Ansteigen der Federkraft 20 zur Folge hat. Bei der Rückwärtsdrehung aus der 190-Grad-Stellung bis zur O-Grad-Stellung wird das Drehmoment 35 von hohem Drehmoment zu keinem Drehmoment und wieder hohem Moment 34.
Die erfindungsgemäße Ausgestaltung der Dreheinheit 9 zusammen mit dem Schiebeköper 8 bewirkt, das bei gleicher Drehrichtung der Welle 14, das durch die Einheit 8 und 9 zusammen mit der Feder 10 erzeugte Drehmoment 34, 35, einmal rechtsdrehend und einmal linksdrehend ist und von einem höheren Drehmoment zum Null-Drehmoment und dann wieder zum höheren Drehmoment wechselt, siehe Fig. 8. Die Fig. 8 zeigt ein Diagramm, in dem beispielhaft das Drehmoment 34, 35 über der Winkelstellung der Dreheinheit 9 gezeigt ist. Durch die Wirkrichtungspfeile 39, 40 im gezeigten Diagramm wird verdeutlicht, dass sich nicht nur das Drehmoment 34, 35 ändert, sondern auch die Wirkrichtung des Drehmomentes bei gleichgerichteter Drehrichtung der Dreheinheit 9. Da durch die Feder 10 eine teilweise hohe Kraft auf den Schiebekörper 8 wirkt und somit die Nase 23 mit hoher Kraft auf die Fläche 31 gedrückt wird, ist die Fläche 31 so gestaltet, dass die Nase 23 unabhängig von der Winkel-Stellung der Dreheinheit 9 immer auf die gesamte Breite der Fläche 31 drückt. Erfindungsgemäß ist die V-förmige Einfräsung 27 des Schiebekörpers 8 so, dass bei der 90-Grad-Stellung der Dreheinheit 9 die Nase 23 in eine Senkung 38 fällt. Durch die Senkung 38 wird eine formschlüssige, stabile Lage der Dreheinrichtung 9 in der 90-Grad-Stellung erreicht. Damit die Senkung 38 voll wirksam wird, wird die Druckfeder 10 so eingebaut, dass diese in der 90-Grad-Stellung eine Vorspannung, d.h. eine Federkraft Fv hat. Über die Einstellung der Vorspannkraft Fv der Feder 10 in der 90-Grad-Stellung kann die Dreh-Stabilität der Dreheinheit 9, der Welle 14 und somit auch der Rampe 2 in der 90-Grad-Stellung beeinflusst werden, da die Rampe 2 direkt mit der Welle 10 oder über das Antriebssystem 6 mit der Dreheinheit 9 verbunden ist.
Bei hoher Vorspannkraft der Feder 10 ist die Stabilität der Rampe 2 bei der 90-Grad-Stellung hoch. Es hat sich gezeigt, dass die formschlüssige Senkung 38 dazu beiträgt, dass die Rampe nicht über die 90-Grad-Stellung unkontrolliert hinweg schwingt. Ein solches Überschwingen ist für die Bedienperson unangenehm und erzeugt ein Angstgefühl. Die Neigung zum Überschwingen der Rampe 2 über die 90-Grad-Stellung hinaus rührt daher, dass die Rampe 2 durch das Schwenken aus der O-Grad-Stellung oder 190-Grad-Stellung zur 90-Grad-Stellung hin eine Dreh- Bewegungsenergie hat. Diese Bewegungsenergie versucht die Rampe über die 90-Grad-Stellung zu treiben. Zusätzlich zur formschlüssigen Stabilisierung durch die Senkung 38 ist noch eine gewollte Reibdämpfung vorgesehen. Die Reibdämpfung erzeugt ein auf die Welle 14 wirkendes Reibmoment 42-M. Die Reibdämpfung wird dadurch erzeugt, dass sich die Federkraft 20 über den Schiebekörper 8 auf der Dreheinheit 9 abstützt, was bei der Gleitbewegung auf der schrägen Fläche 31 eine Reibkraft hervorruft und die Dreheinheit wiederum gegen den der Dreheinheit 9 zugeordneten Stützring 15-1 drückt. Der Stützring 15-1 ist durch einen Tangentialstift 41 so auf der Welle 14 gesichert, dass der Stützring 15-1 sich drehen, aber nicht verschoben werden kann. Die Federkraft 20 wird also über den der Dreheinheit 9 zugeordneten Stützring 15-1 auf die Welle 14 übertragen und durch diese zum zweiten, dem Gegenlager 11 zugeordneten Stützring 15-2 geleitet. Auch der zweite Stützring 15-2 ist durch einen Tangentialstift 41 gegen Verschieben auf der Welle 14 gesichert. Damit sich der Stützring 15-2 aber nicht gegenüber der Welle 14 verdrehen kann, ist der Stützring 15-2 durch Passfeder 26, wie in Fig. 4 für die Dreheinheit 9 gezeigt, gegen Verdrehen gesichert. Der erste Stellring 15-1 kann sich frei mit der Welle 14 drehen, da der Stützring nicht mit dem Lagerbock 12 in Kontakt steht. Der zweite Stützring 15-2 muss sich jedoch mit der Welle 14 drehen und wird durch die Federkraft 20 über die Welle 14 gegen das Gegenlager 11 gepresst. Zwischen dem Gegenlager 11 und dem Stützring 15-2 ist eine Gleitscheibe 42. Da sich der Stützring 15-2 zusammen mit der Welle 14 drehen muss und das Gegenlager 11 feststeht, ist an der Gleitscheibe 42 eine Relativbewegung zwischen Gegenlager 11 und Stützring 15-2. Durch diese Relativbewegung wird eine Reibung 42-1 erzeugt. Die Reibscheibe 42 kann einen hohen Reibwert m haben oder auch eine sehr niedrigen, wodurch je nach Wahl des Reibwertes m der Reibscheibe 42 eine hohe Reibung 42-1 oder auch extrem geringe Reibung 42-2 vorhanden sein kann. Die Anpressung des Stützringes 15-2 über die Gleitscheibe 42 gegen das Gegenlager 11 wird mit höher werdender Federkraft 20 größer und somit wird auch das durch die Gleitscheibe 42 erzeugte Reibmoment 42-M größer. Das Reibmoment 42-M wirkt als Bremsmoment auf die Welle 14, da sich der Stützring 15-2 gegenüber der Welle 14 nicht verdrehen kann. Über die Materialpaarung der Reibscheibe 42 zum Gegenlager 11 kann das Reibmoment 42-M beeinflusst werden. So ist bei einer Reibscheibe 42 aus Teflon ein Reibwert von m = 0,01 und bei einem speziellen Bremsmaterial der Reibwert m größer 0,4. Beim Reibwert m = 0,01 ist praktisch kein Reibmoment 42-M vorhanden, da Federkraft 20 mal Reibwert m mal dem Radius der Reibscheibe 42 das Reibmoment 42-M ergibt. Ein höheres Reibmoment 42-M wird bewusst in Kauf genommen, da dieses die Senkgeschwindigkeit der Rampe 2 bremst und zusätzlich eine Drehschwingung der Rampe 2 unterdrückt. Beim Anheben der Rampe 2 aus der O-Grad-Stellung und der 190-Grad-Stellung zur 90-Grad-Stellung hin, muss das Reibmoment 42-M durch eine zusätzliche Motorleistung überwunden werden. Auch dieses wird in Kauf genommen, da das Reibmoment 42-M durch die Reibung m zu einer schwingungsfreien und überschwingungsarmen Drehbewegung der Rampe 2 beiträgt. Dies ist aus Sicherheitsgründen wesentlich.
Bei der einseitigen V-förmigen Ausfräsung 27 wirkt durch die Einseitigkeit der Einfräsung 27 eine erhebliche Drehkraft auf den Schiebekörper 8. Damit die Drehkraft auf den Schiebekörper 8 nicht zu einer Verklemmung des Schiebekörpers 8 in der Momentenstütze 13 führt, sind in der Momentenstütze 13 drehbare Rollen 43, auf denen sich die Flächen 29, 30 des Schiebekörpers 8 abstützen.
In einer für die Kräfteverteilung günstigeren Ausführungsform 7-1 ist die Dreheinheit 9 der Schiebekörper 8-1, siehe Fig. 9, und der Schiebekörper 8 die Dreheinheit 9-1, siehe Fig. 10. Bei dieser Ausführungsform ist auf dem Schiebekörper 8-1 eine zweite, gegenüberliegende Nase 22-1 vorhanden. Der Schiebekörper 8-1 hat gegenüberliegend der beiden Nasen 22, 22-1 den topfförmigen Teil 32. Die Dreheinheit 9-1 hat gegenüber der Dreheinheit 8 zwei V-förmige Ausfräsungen 27, 27-1. Die beiden V-förmigen Ausfräsungen 27, 27-1 sind identisch und gegenüberliegend. Der doppelten V-förmigen Ausfräsung 27, 27-1 gegenüberliegend hat die Dreheinheit 9-1 ein wellenförmiges Ende 44, mit dem die Dreheinheit im Lagerbock 12 drehbar gelagert ist. Wie schon in Fig. 4 zu der Dreheinheit 8 gezeigt, ist auch die Dreheinheit 9-1 durch Passfedern 26 gegen Verdrehen auf der Welle 14 gesichert.
Durch die Gestaltung der doppelten V-förmigen Ausfräsung 27, 27-1 mit den Flächen 31 , 31-1 und der doppelten Nasen 22, 22-1 mit den Abrundungen 23, 23-1 wirken bei der Verdrehung der Dreheinheit 9-1 symmetrische Kräfte auf den Schiebekörper 8-1. Hierdurch wird - im Gegensatz zu der einseitig wirkenden Einheit Schiebekörper 8 mit Dreheinheit 9 - kein Biegemoment auf die Welle 14 ausgeübt. Ein weiterer Vorteil ist, dass die auf die Momentenstütze 13 wirkenden Drehkräfte praktisch Null sind.
Die Ausführung der Momentenstütze 13 wird auch bei der Dreheinheit 9-1 mit Schiebekörper 8-1 eingesetzt. Durch die drehbare Lagerung der Dreheinheit 9-1 im Lagerbock 12 wird die Welle 14 wiederum in der Dreheinheit 9-1 gelagert und geführt. Die Welle 14 ist mit der Dreheinheit 9-1 durch Passfedern 26, wie in Fig. 4 für die Dreheinheit 9 gezeigt, verdrehsicher gekoppelt. Bei einer Drehung der Welle 14 verdreht sich somit auch die Dreheinheit 9-1 in gleicher Drehung wie die Welle. Die Feder 10 ist zwischen dem Schiebeköper 8-1 mit topfförmigen Teil 32 und Gegenlager 11 angeordnet. Da sich der Drehköper 9-1 an dem Lagerbock 12 abstützt und die Feder 10 wiederum an dem Gegenlager 11, wirkt auf die Welle 14 keine Schiebekraft durch die Federkraft 20 und auch keine Biegemomente durch eine einseitige V-förmige Ausfräsung 27. Die gewünschte Dämpfwirkung durch ein Reibmoment 42-M wird dadurch erreicht, das zwischen Dreheinheit 9-1 und dem Lagerbock 12 die Reibscheibe 42 mit gleicher Wirkung vorhanden ist, wie vorstehend schon beschrieben.
Durch zwei auf der Welle 14 vorhandene Sicherungsscheiben 45 wird die Welle 14 gegen Verschieben gesichert. Hierfür ist eine Sicherungsscheibe 45 auf der Welle 14 neben dem Gegenlager 11 angeordnet und die zweite Sicherungsscheibe 45 auf der Welle neben dem wellenförmigen Ende 44 der Dreheinheit 9-1.
Die doppelseitige Ausfräsung 27, 27-1 hat den Nachteil, das mit dieser Dreheinheit 9-1 lediglich eine Drehung plus minus 90 Grad realisiert werden kann. Bei einer Drehung über 90 Grad hinaus wandern die doppelseitigen Nasen 22, 22-1 über den höchsten Punkt 67-L, 67-R von der einen V-Seite in die andere V-Seite. Damit die Rampe 2 nach wie vor eine Schwenkbewegung größer plus minus 90 Grad machen soll, kann die Welle 14 nicht direkt die Lager- und Antriebsachse 1 für die Rampe 2 sein. Zwischen Welle 14 und Antriebsachse 1 der Rampe 2 muss eine Drehübersetzung sein. Die Drehübersetzung muss so ausgelegt sein, das bei einer Schwenkbewegung der Rampe 2 über 180 Grad hinaus der Drehkörper 9-1 eine Drehbewegung kleiner 180 Grad macht. Diese Drehübersetzung erfordert eine höhere Motorleistung. Diese wird jedoch bewusst in Kauf genommen, da die Vorteile der besseren Kraftverteilung und der Biegemomenten-Freiheit zwischen Welle 14, Drehkörper 9-1 und Schiebekörper 8-1 den Nachteil der höheren Motorleistung ausgleichen. In einer im Durchmesser kleineren Ausführungsform 7-L, 7-R werden die oben beschriebenen Ausführungsformen 7, 7-1 doppelseitig, also spiegelbildlich ausgeführt, siehe Fig. 12 . Bei dieser Ausführung ist der Vorteil, dass die Feder 10-L, 10-R auf der linken und rechten Seite nicht so stark ausgelegt werden muss und somit räumlich kleiner wird. Weiterhin können auf beiden Seiten - links und rechts - unterschiedlich starke Federn 10-L, 10-R eingesetzt werden. Dies ermöglicht eine bessere Anpassung des Systems an die notwendigen zu erzeugenden Drehmomente. Wie oben schon beschrieben, wird durch eine Vorspannung Fv der Feder 10 die Wirkung der formschlüssigen Stabilisierung durch die Senke 38, 38-1 und somit der Rampe 2 in der 90-Grad-Stellung verstärkt. Bei der doppelseitigen Ausführung kann durch unterschiedliche Vorspannung Fv-L, Fv-R der beiden Federn 10-L, 10-R auch eine bessere Anpassung der Vorspannung realisiert werden. Die Anpassung der Federvorspannung Fv-L, Fv-R ist einfach, da diese durch Vorspannscheibe 46-L, 46-R realisiert wird.
Die Vorspannscheibe 46-L, 46-R wird zweckmäßiger Weise zwischen Drehkörper 9-1 L, 9-1 R und Lagerbock 12 angeordnet. Die Kombination von unterschiedlicher Federkraft 20-L, 20-R und unterschiedlicher Vorspannung Fv-L, Fv-R der Federn 10-L, 10-R ist möglich, da das linke und rechte System 7-L, 7-R auf die, durch zwei Wellenkupplungen 49-L, 49-R gekoppelten Wellen 14-L, 14M, 14R wirkt und somit sich die Wirkung des linken und rechten Systems 7-L, 7-R addiert. Die beiden Wellenkupplungen 49-L, 49-R sind durch Tangentialstifte 41 auf den Wellen 14-L, 14-M und 14-R, 14-M gegen eine Verschiebung und Verdrehung gesichert. Durch die dreh- und schiebesichere Verbindung der Wellen 14-L, 14-M, 14-R mit Hilfe der Wellenkupplungen 49-L, 49-R wirken die drei Wellen 14-L, 14-M, 14-R wie eine durchgehende nicht gestückelte Welle 14. Am äußeren Ende der Wellen 14-L und 14-R sind diese, wie oben bereits beschrieben, durch Sicherungsscheibe 45 gegen Verschieben gesichert.
Die Fig. 12 zeigt, dass der Antrieb durch den Motor 5 und Übertragungssystem 6 auf die Welle 14-M wirkt. Durch die Kopplung der Welle 14-M mit den Wellen 14-L, 14-R mit Hilfe der Wellenkupplungen 49-L, 49-R, wird die Drehbewegung des Motors 5 über die Welle 14-L, 14-M, 14-R auf die Dreheinheit 9-1 L, 9-1 R übertragen. Beim Verdrehen der Dreheinheit 9-1 L, 9-1 R wird über die Schiebekörper 8-1 L, 8-1 R die Feder 10-L, 10-R zusammengedrückt oder entspannt. Mit einer größer werdenden Kompression der Feder 10-L, 10-R steigt die notwendige Antriebskraft des Motors 5 an, wenn die Welle 14, 14-L, 14-M, 14-R ohne Anschluss an die Rampe 2 angetrieben wird. Wird die Kompression kleiner, so ist auch die notwendige Antriebskraft des Motors 5 kleiner. Wird an der Welle 14-L, 14-R die Drehachse 3 der Rampe 2 befestigt, so wirkt das Drehmoment 47 der Rampe 2 auf die Welle 14-L, 14-M, 14-R. Der Motor 5 muss nicht mehr die gesamte Kompressionsarbeit für die Feder 10-L, 10-R leisten, sondern das Drehmoment 47 wirkt zusammen mit dem durch den Motor 5, die Dreheinheit 9-1 L, 9-1 R und Schiebekörper 8-1 L, 8-1 R und die Feder 10-L, 10-R erzeugten Drehmoment 34, 35. Wie bereits zu der Vorrichtung bzw. Einrichtung 7, 7-1 erläutert, hilft die Einrichtung 7-L, 7-R bei der Drehbewegung von der O-Grad-Stellung bis zur 90-Grad-Stellung die Rampe 2 aufzurichten. Ab der 90-Grad-Stellung bis zur 110-Grad-Stellung bremst die Einrichtung 7-L, 7-R die Bewegung der Rampe 2. Die Wirkung der Gleitscheibe 42-L, 42-R ist gleich, wie zu Einrichtung 7, 7-1 erläutert.
Durch die Anpassungsmöglichkeit der Federkraft 20, 20-L, 20-R und der
Vorspannung Fv, Fv-L, Fv-R der Feder 10, 10-L, 10-R durch
Vorspannscheibe 46, 46-L, 46-R ist es möglich, die Einrichtung 7, 7-1, 7-L, 7-R so zu gestalten, dass das durch die Federkraft 20, 20-L, 20-R, die
Dreheinheit 9, 9-1, 9-1 L, 9-1 R und den Schiebekörper 8, 8-1, 8-1 L, 8-1 R erzeugte
Drehmoment 34, 35 so wirkt, dass das durch das Gewicht der Rampe 2 und deren
Winkellage entstehende Drehmoment 47 über den gesamten Schwenkbereich von
O-Grad-Stellung bis 190-Grad-Stellung und zurück so kompensiert wird, dass das
Drehmoment 34, 35 größer ist als das Drehmoment 47, und dass die
Gleitscheibe 42, 42-L, 42-R ein solches Reibmoment 42-M auf die
Welle 14, 14-L, 14-M, 14-R hat, dass die Rampe 2 in jeder Winkelstellung auch ohne
Unterstützung durch den Antriebsmotor 5 stabil stehen bleibt. Der Antrieb 1 muss also praktisch nur das durch die Dreheinheit 9, 9-1 , 9-1 L, 9-1 R dem Gegenlager 11 bzw. Lagerbock 12 und Reibscheibe 42, 42-L, 42-R bewusst zur Dämpfung erzeugte Reibmoment überwinden.
Die erfindungsgemäße Ausgestaltung des Systems sieht auch vor, dass bei ein- oder zweiseitiger Anordnung der Feder 20, 20-L, 20-R, des Schiebekörpers 8, 8-1 L, 8-1 R, 8-2 oder der Dreheinheit 9, 9-1 L, 9-1 R, 9-2 die V-förmige Einfräsung 27, 27-1 , 27-2 derart gestaltet wird, dass eine lange Senke 38-2L, 38-3L vorhanden ist und dann mindestens ein einseitiger schräger Anstieg mit dem Winkel ßloder ß2 folgt, siehe Fig. 13 und Fig. 14. Am Fuß des Anstieges der Fläche 31 , 31-1 , 31-2 ist eine Vertiefung 38 der Senke 38-2L, 38-3L. Diese Vertiefung stabilisiert die Drehbewegung im Umkehrpunkt 37 der 90-Grad-Stellung. Die Art der Ausfräsung 27-2, 27-3 ist V-förmig mit einer langen Unterseite 38-2L, 38-3L, also wie ein U mit beidseitig oder einseitig schrägem Seitenteil.
Mit Hilfe der Fig. 15 wird die Wirkung erklärt.
Die Baugruppe 51 ist die Dreheinheit 9 und Schiebekörper 8-2, und Baugruppe 52 ist die Dreheinheit 9 und Schiebekörper 8-3. Die Baugruppe 51 auf der linken Seite und die Baugruppe 52 auf der rechten Seite sind auf der Welle 14, 14-L, 14-R so angeordnet, dass die Dreheinheit 9 der Baugruppe 51 gegenüber liegend der Dreheinheit 9 der Baugruppe 52 ist. Die Feder 10-L, 10-R ist bei beiden Baugruppen mit dem einen Ende im topfförmigen Teil 32 des Schiebekörpers 8-2, 8-3 und mit dem anderen Ende im Gegenlager 11 geführt, wie in Fig. 2 und Fig. 12 gezeigt.
Jede Dreheinheit 9 der Baugruppe 51 , 52 ist verdreh- und verschiebefest mit der Welle 14, 14-L, 14-R verbunden und macht somit die gleiche Drehung 53 und hat auch die gleiche Drehrichtung 54. Die Verbindung der Dreheinheit 9 mit der Welle 14, 14-L, 14-R ist bereits vorstehend erklärt.
Die Fig. 15 zeigt, dass die Dreheinheit 8-2 der Baugruppe 51 und die Dreheinheit 8-3 der Baugruppe 52 nicht nur gegenüberliegend auf der Welle 14, 14-L, 14-R befestigt, sondern auch zueinander verdreht angeordnet sind. Die beiden zueinander verdreht angeordneten Dreheinheiten 8-2, 8-3 bewirken, dass bei einer Drehung 53 der Welle 14, 14-L, 14-R der eine Schiebekörper 8-2 verschoben und Schiebekörper 8-3 nicht verschoben wird und bei der anderen Drehrichtung 54 der Schiebeköper 8-3 verschoben und Schiebekörper 8-2 nicht verschoben wird. Durch die Verschiebung der Schiebkörper 8-2, 8-3 wird entweder die Feder 10-L oder Feder 10-R komprimiert oder entspannt oder durch die Drehbewegung der Dreheinheit 9 wird keine Schiebebewegung in Richtung A1 oder A2 erzeugt. Die beiden gegenüberliegenden Vertiefungen 38-V1, 38-V2 am Fuß 31 -FL, 31 FR der Fläche 31-1 ,31-2 mit dem Anstieg der Fläche mit dem Winkel ß1 oder ß2, siehe Fig. 13 und Fig. 14, sind so zueinander angeordnet, dass bei der 90-Grad-Stellung die Nasen 22 am Fuß 31 -FL, 31 -FR der jeweiligen Fläche 31-1, 31-2 stehen, siehe Fig. 15 und Fig. 16, 16a.
Fig. 16b und Fig. 16c zeigen die Schieberichtung A3, A4 der Schiebekörper 8-2, 8-3 bei einer Drehung 53 der Welle 14, 14-L, 14-R. Steht die Nase 22, wie in Fig. 16a gezeigt, gegenüberliegend in der 90-Grad-Stellung und dreht die Welle 14 mit der Drehrichtung 55, so verschiebt sich der Schiebekörper 8-2 in Richtung A3. Der Schiebekörper 8-3 wird - bis auf den kleinen, durch die Vertiefung 38-V1 , 38-V2 notwendigen Hub - nicht verschoben. Macht die Welle 14 aus der 90-Grad-Stellung eine Drehung mit der Drehrichtung 56, so wird der Schiebekörper 8-3 in Richtung A4 geschoben. Der Schiebekörper 8-2 macht - bis auf den kleinen, durch die Vertiefung 38-V1 , 38-V2 notwendigen Hub - keine Verschiebung.
Mit der in Fig. 13 bis Fig. 16 gezeigten und vorstehend beschriebenen erfindungsgemäßen Anordnung und Gestaltung des Schiebkörpers 8-1 L, 8-R der Dreheinheit 9-1L, 9-1R, der Feder 10-L, 10-R und der Federvorspannung Fv-L, Fv-R ist es möglich, dass eine Schwenkbewegung der Rampe 2 in Drehrichtung 55, 56 von der 90-Grad-Stellung aus in beiden Schwenkrichtungen eine Drehung 53 wesentlich größer 90 Grad gemacht werden kann und über die gesamten Drehrichtung 53, 54, 55, 56, 57, 58 durch die Baugruppe 51 , 52 ein Drehmoment 57, 58 auf die Welle 14, 14-L, 14-M, 14-R wirkt.
Zur Erzeugung der Kraft 20, 20-L, 20-R ist vorstehend beschrieben, dass die Feder 10, 10-L, 10-R eine Druckfeder ist. Selbstverständlich ist es auch möglich, an Stelle der Druckfeder 10, 10-L, 10-R eine Zugfeder 59-L1, 59-R1 einzusetzen, siehe Fig. 17.
An dem Schiebekörper 8-1 ist von der Abrundung 23 der Nase 22, 22-1 gegenüberliegend ein Querholm 60 mit beidendig angeordneten Bolzen 61-L, 61-R vorhanden. Rechts und links sind am Lagerbock 12 jeweils gegenüberliegend den Bolzen 61-L, 61-R Bolzen 62-L, 62-R. Die Bolzen 61-L, 61-R, 62-L, 62-R haben an ihren äußeren freien Enden Eindrehungen 63, in die die Federenden der Zugfeder 59-L1 , 59-R2 eingehangen sind. Da die Zugfeder 59-L1 , 59-R1 auf den Querholm 60 eine Kraft in Richtung der Abrundung 23 der Nase 22, 22-1 ausübt, wird die Abrundung 23 der Nase 22, 22-1 in die Senke 38, die Vertiefung 38-V1, 38-V2 und auf die Fläche 31, 31-FL, 31 -FR gedrückt. Die Zugfeder 59-L1 , 59-L2 hat auf den Schiebekörper 8, 8-1 , 8-2, 8-3, 8-1 L, 8-1 R und die Dreheinheit 9, 9-1, 9-1 L, 9-1 R die gleiche Druckwirkung wie die Druckfedern 10, 10-L, 10-R.
Die Fig. 18 zeigt in einem Vergleich die Wirkung der Druckfeder 10, siehe Fig. 18a, und der Zugfeder 59-L1 , 59-R1 , siehe Fig. 18b. Für den Vergleich sind beispielhaft die Ausführungen 7-1 und 7-2 gewählt. Durch Kraftpfeile 64-D1, 64-D2, 65-LZ1, 65-LZ2, 65-RZ1 , 65-RZ2 ist die Wirkrichtung der Federkraft gezeigt. Die Druckfeder 10 drückt mit der Druckkraft 64-D2 auf den topfförmigen Teil 32 und darüber auf die Nase 22, 22-1 , die sich wiederum mit der Abrundung 23 in der Senke 38 mit der Kraft 66-D abstützt. Die Zugfeder 59-L1, 59-R1 zieht mit der Zugkraft 65-LZ1 , 65-RZ1 an dem Querholm 60. Die Zugkraft auf den Querholm 60 wirkt als Druckkraft 66-Z auf die Nase 22, 22-1 , die sich wiederum mit der Abrundung 23 in der Senke 38 mit der Kraft 66-Z abstützt. Der Kraftpfeil 66-D und 66-Z ist die Kraftwirkung auf die Abrundung 23 der Nase 22, 22-1 , die Senke 38, die Vertiefung 38-V1 , 38-V2 und die Fläche 31 , 31-FL, 31-FR. Wie der Vergleich in Fig. 18, Fig. 18a und Fig. 18b zeigt, ist die Wirkung des erfindungsgemäßen Schwenkantriebes 7, 7-1 , 7-L, 7-R, 7-2 unabhängig davon, ob die Feder 10, 10-L, 1Ö-R, 59-L1, 59-R1 eine Druckfeder oder Zugfeder ist.
Fig. 19 zeigt eine Schiebeinheit 8-4 mit dem topfförmigen Teil 32 und diesem gegenüberliegend einen Formkörper 68 mit V-förmiger Einfräsung 69 mit dem höchsten Punkt 67-3, 67-4 der Flächen 91-3, 91-4 und einem Umkehrpunkt 37-3, 37-4. Der V-förmigen Einfräsung 69 gegenüberliegend und auf der gleichen Welle 14, 14-L, 14-M, 14-R ist eine Dreheinheit 9-3 mit V-förmiger Einfräsung 70 angeordnet. Die Dreheinheit 9-3 ist die gleiche wie in Fig. 10 gezeigt. Die Flächen der Dreheinheit 8-4 und 9-3 sind zur Kenntlichmachung der Wirkungsweise mit den Bezugszeichen 91-1, 91-2 91-3, 91-4 und die Umkehrpunkte mit den Bezugszeichen 37-1, 37-2, 37-3, 37-4 bezeichnet.
Wie die Fig. 19 zeigt, liegen sich die Flächen 91-1, 91-2, 91-3, 91-4 gegenüber und Fig. 20 zeigt, dass die Flächen 91-1, 91-2, mit den Flächen 91-3, 91-4 immer in Kontakt sind.
Fig. 20a zeigt, dass die Schiebeeinheit 8-4 eine Schiebebewegung in Richtung A5 macht, wenn sich die Dreheinheit 9-3 in Richtung 92-1 dreht und in Richtung A6 bei einer Drehung der Dreheinheit 9-3 in Richtung 92-2, siehe Fig. 20c.
In Zusammenwirkung mit der Kraft 20, 20-L, 20-R, Fv, Fv-L, Fv-R und den Flächen 91-1, 91-2, 91-3, 91-4 wird durch die Schiebebewegung in Richtung A5, A6 in Abhängigkeit der Drehrichtung 92-1, 92-2 das Drehmoment 57, 58 auf die Welle 14, 14-L, 14-M, 14-R erzeugt. Die Fig. 20a zeigt, dass bei der 90-Grad-Stellung kein Drehmoment auf die Welle 14, 14-L, 14-M, 14-R erzeugt wird. Durch den Formschluss der Flächen 91-1, 91-2, 91-3, 91-4 wird in der 90-Grad-Stellung die Dreheinheit 9-3 durch die drehfeste Schiebeeinheit 8-4 stabilisiert. Über die Gestaltung der V-förmigen Einfräsung 27, 27-1 , 27-2, 27-3, des Winkels ß1, ß2, der Fläche 31 , 31-1, 31-2, der Feder 10, 10-L, 10-R, 59-L1, 59-R1 der Federvorspannung Fv, Fv-L, Fv-R der Senke 38 und Vertiefung 38-V1 , 38-V2 kann bei erfinderischen Ausführungsformen 7, 7-1, 7-L, 7-R die Druckfederkraft 20, 20-L, 20-R und Zugfederkraft 65-LZ1 , 65-RZ1 über die Drehung 53 und Drehrichtung 54, 55, 56 der Welle 14, 14-L, 14-M, 14-R das auf die Welle 14, 14-L, 14-M, 14-R wirkende Drehmoment 57-D, 58-D eingestellt werden und durch die Wahl der Gleitscheibe 42 mit der Reibung 42-1 , 42-2 das ebenfalls auf die Welle 14, 14-L, 14-M, 14-R wirkende und durch die Reibung m erzeugte Reibmoment 42-M beeinflusst werden. Die Gleitscheibe 42, 42-L, 42-R kann auch ein Gleitkörper 42-K sein, mit Gleitreibung m oder Rollreibung mR.
Da die Rampe 2 direkt mit der Welle 14, 14-L, 14-M, 14-R oder indirekt über ein Übertragungssystem 6 mit der Welle 14, 14-L, 14-M, 14-R verbunden ist, wirkt das Drehmoment 47 der Rampe 2 auf die Welle 14, 14-L, 14-M, 14-R. und die Wirkung des durch den Schwenkantrieb 7, 7-1, 7-L, 7-R und die Baugruppe 51 , 52 erzeugte Drehmoment 57-D, 58-D wirkt dem Drehmoment 47 der Rampe 2 entgegen.
Die Vorrichtung bzw. Einrichtung 7, 7-1 , 7-L, 7-R, 51 , 52 eignet sich nicht nur für die mit einem Antriebsmotor 5 angetriebenen Schwenkbewegung einer Rampe 2, sondern auch für händisch gedrehte Rampen 2, da durch das erzeugte Drehmoment 57-D, 58-D das Drehmoment 47 der Rampe 2 vollständig oder teilweise kompensiert werden kann.
Die Erfindung ist nicht auf die dargestellten und beschriebenen Ausführungsbeispiele beschränkt, sondern umfasst auch alle im Sinne der Erfindung gleichwirkenden Ausführungen. Es wird ausdrücklich betont, dass die Ausführungsbeispiele nicht auf alle Merkmale in Kombination beschränkt sind, vielmehr kann jedes einzelne Teilmerkmal auch losgelöst von allen anderen Teilmerkmalen für sich eine erfinderische Bedeutung haben. Ferner ist die Erfindung bislang auch noch nicht auf die im Anspruch 1 definierte Merkmalskombination beschränkt, sondern kann auch durch jede beliebige andere Kombination von bestimmten Merkmalen aller insgesamt offenbarten Einzelmerkmale definiert sein. Dies bedeutet, dass grundsätzlich praktisch jedes Einzelmerkmal des Anspruchs 1 weggelassen bzw. durch mindestens ein an anderer Stelle der Anmeldung offenbartes Einzelmerkmal ersetzt werden kann.
Bezuaszeichenliste
O-Grad-Stellung Winkelstellung der Dreheinheit 90-Grad-Stellung Winkelstellung der Dreheinheit 190-Grad-Stellung Winkelstellung der Dreheinheit A, A1, A2. A3, A4, A5. A6 Richtung (Schiebung) Fv, Fv-L, Fv-R Federvorspannkraft m Reibwert (Gleitreibung)
MR Reibwert (Rollreibung)
R Abstand Längsachse zur Wirkfläche
1 Antrieb
2 Rampe
3 Drehachse
4 Gestell
4-1 Rahmen (des Fahrzeuges)
5 Antriebsmotor
6 Ü bertrag u ngssystem
7, 7-1 , 7-L, 7-R, 7-2 Schwenkantrieb
8, 8-1 , 8-2, 8-3, 8-1 L, 8-1 R Schiebekörper
9, 9-1 , 9-2, 9-3, 9-1 L, 9-1 R Dreheinheit
10, 10-L, 10-R Feder 11 Gegenlager
12 Lagerbock
13 Momentenstütze
14, 14-L, 14-M, 14-R Welle 15-1 , 15-2 Stützring 16 Grundplatte 18 Lagerbock 19 U-förmige Momentenstütze
20, 20-L, 20-R Kraft 21 flanschförmiger Körper , 22-1 Nase , 23-1 Rundung (der Nase 22, 22-1)
Bohrung
Nut
Passfeder , 27-1 , 27-2, 27-3, 69, 70 V-förmige Einfräsung Längsachse der Welle 14, 30 Anlagefläche , 31-1 , 31-2, 31-3, 31-4 Fläche -1 , 91-2, 91-3, 91-4 -FL, 31-FR Fuß der Fläche 31 , 31-1 , 31-2 topfförmiger Teil
Eindrehung , 35 Drehmoment
Vorspannkraft der Feder, 37-1 , 37-2, 37-3, 37-4 Umkehrpunkt , 38-2L, 38-3L Senke -V1 , 38-V2 Vertiefung , 40 Drehrichtung
Tangentialstift , 42-L, 42-R, Gleitscheibe -K Gleitkörper -1, 42-2 Reibung -M Reibmoment
Rollen wellenförmiges Ende Sicherungsscheibe ; 46-L, 46-R Vorspannscheibe Drehmoment der Rampe Nut -L, 49-R Weilenkupplung -2, 50-3 Seitenteile , 52 Baugruppe
Drehung , 55, 56, 57, 58 Drehrichtung -D, 58-D Drehmoment, Drehkraft -L1 , 59-R1 Zugfeder
Querholm -L, 61-R; 62-L, 62-R Bolzen
Eindrehung -D1, 64-D2 Kraftrichtung Druckfeder -LZ1 , 65-LZ2; Kraftrichtung Zugfeder -RZ1 , 65-RZ2 -D, 66-Z Druckkraft -1, 67,2, 67-3, 67-4 höchster Punkt der Fläche 31, 31-1-L, 67-R -1, 92-2 Drehrichtung

Claims

Ansprüche:
1 Schwenkantrieb (7, 7-1, 7-2, 7-L, 7-R) insbesondere für die Unterstützung einer Drehung (53) mit Drehrichtung (54, 55, 56, 57, 58) einer schwenkbaren Rampe (2) als Ein- und Ausfahrhilfe für Rollstuhlfahrer, umfassend eine mit der Rampe (2) in Verbindung stehende Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R), wobei die Welle mindestens in einem auf einer Grundplatte (16) befestigten Gegenlager (11) und Lagerbock (12) drehbar gelagert und durch Stützring (15-1, 15-2) oder Sicherungsring (45) gegen Verschiebung gesichert ist und auf der Welle (14, 14- L, 14-M, 14-R) konzentrisch angeordnete und durch Passfeder (26) gegen Verdrehen gesicherte Dreheinheit (9, 9-1, 9-2, 9-1 L, 9-1 R, 9-3) ist, die sich an Stützring (15-1, 15-2) abstützt und einen ebenfalls auf der Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R) konzentrisch angeordneten Schiebekörper (8, 8-1, 8-2, 8-3, 8-4, 8-1 L, 8- 1R), der durch eine Momentenstütze (13, 19) mit Anlagefläche (29, 30) gegen Verdrehen gesichert ist und auf den Schiebeköper (8, 8-1, 8-2, 8-3, 8,4, 8-1 L, 8- 1R) wirkende Kraft (20, 36, Fv, Fv-L, Fv-R, 64-D2, 65-LZ1, 65-RZ1), die über die Nase (22, 22-1) oder die Fläche (91-3, 91-4) auf die Dreheinheit (9, 9-1, 9-2, 9-3, 9-1 L, 9-1 R) wirkt und hierdurch die Dreheinheit (9, 9-1, 9-2, 9-3, 9-1 L, 9-1 R) ein Drehmoment (34, 35, 57-D, 58-D) auf die Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R) ausübt, dadurch gekennzeichnet, dass die Dreheinheit (9, 9-1, 9-2, 9-3, 9-1 L, 9-1 R) und oder der Schiebekörper (8, 8-1, 8-2, 8-3, 8-4, 8-1 L, 8-1 R) mindestens eine V- förmige Einfräsung (27, 27-1, 27-2, 27,3, 69, 70) mit Fläche (31, 31-1, 31-2, 91-1, 91-2, 91-3, 91-4) und mindestens einen Umkehrpunkt (37, 37-1, 37-2, 37-3, 37-4) hat und eine Kraft (20, 20-L, 20-R, 36, Fv, Fv-L, Fv-R, 64-D2, 65-LZ1, 65-RZ1) durch die über die Nase (22, 22-1) oder Fläche (31, 31-1, 31-2, 31-3, 31-4, 91-1, 91-2, 91,3, 91-4) der Dreheinheit (9, 9-1, 9-2, 9-3, 9-1L, 9-1 R) und oder den Schiebekörper (8, 8-1, 8-2, 8-3, 8-4, 8-1 L, 8-1 R) die in mechanischem Kontakt miteinander stehende Dreheinheit (9, 9-1, 9-2, 9-3, 9-1 L, 9-1 R) und Schiebekörper (8, 8-1, 8-2, 8-3, 8-4, 8-1 L, 8-1 R) auf den Umkehrpunkt (37, 37-1, 37-2, 37-3, 37-4) und die Fläche (31, 31-1, 31-2, 91-1, 91-2, 91-3, 91-4) wirkt und hierdurch ein Drehmoment (34, 35, 57-D, 58-D) über die Dreheinheit
(9, 9-1, 9-2, 9-3, 9-1 L, 9-1 R) auf die Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R) ausgeübt wird.
Schwenkantrieb (7, 7-1 , 7-2, 7-L, 7-R) insbesondere für die Unterstützung einer Drehung (53) mit Drehrichtung (54, 55, 56, 57, 58) einer schwenkbaren Rampe (2) als Ein- und Ausfahrhilfe für Rollstuhlfahrer, umfassend eine mit der Rampe (2) in Verbindung stehende Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R), wobei die Welle mindestens in einem auf einer Grundplatte (16) befestigten Gegenlager (11) und Lagerbock (12) drehbar gelagert und durch Stützring (15-1 , 15-2) oder Sicherungsring (45) gegen Verschiebung gesichert ist und auf der Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R) konzentrisch angeordnete und durch Passfeder (26) gegen Verdrehen gesicherte Dreheinheit (9, 9-1, 9-2, 9-3, 9- 1L, 9-1 R) ist, die sich an Stützring (15-1 , 15-2) abstützt und einen ebenfalls auf der Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R) konzentrisch angeordneten Schiebekörper (8, 8-1, 8-2, 8-3, 8-4, 8-1 L, 8-1 R), der durch eine Momentenstütze (13, 19) mit Anlagefläche (29, 30) gegen Verdrehen gesichert ist und auf den Schiebeköper (8, 8-1 , 8-2, 8-3, 8,4, 8-1 L, 8-1 R) wirkende Kraft (20, 36, Fv, Fv-L, Fv-R, 64-D2, 65-LZ1, 65-RZ1), die über die Nase (22, 22-1) oder die Fläche (91-3, 91-4) auf die Dreheinheit (9, 9-1 , 9-2, 9-3, 9-1 L, 9-1 R) wirkt und hierdurch die Dreheinheit (9, 9-1 , 9-2, 9-1 L, 9-1 R) ein Drehmoment (34, 35, 57-D, 58-D) auf die Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R) ausübt, dadurch gekennzeichnet, dass schräg zueinander stehende Flächen (23, 23-1 , 31 , 31-1 , 31-2, 31-3, 31-4, 91-1 , 91-2, 91-3, 91-4) durch Krafteinwirkung (Fv, Fv-L, Fv-R, 20, 20-L, 20-R, 66-D, 66-Z) aufeinander gleiten und der Abstand (R) der Fläche (31 , 31-1 , 31-2, 91-1, 91-2, 91-3, 91-4) zur Längsachse (28) der Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R) ein Drehmoment (34, 35, 57-D, 58-D) auf die Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R) ausübt und dass das Drehmoment (34, 35, 57-D, 58-D) bei gleicher Drehrichtung (39, 40, 54, 55, 56, 57, 58) der Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R) während der Drehung (39, 40, 54, 55, 56, 57, 58) wechselnd ein rechts- und links drehendes Drehmoment (34, 35, 57-D, 58-D) ist. Schwenkantrieb nach Anspruch 1 oder 2 dadurch gekennzeichnet, dass der Schiebekörper (8, 8-1, 8-2, 8-3, 8-1 L,
8-1 R) die Fläche (31, 31-1 , 31-2, 91-3, 91-4), die Senke (38, 38-2L, 38-3L) und die Vertiefung (38-V1 , 38- V2) hat und um 90 Grad versetzt, die dem Schiebekörper (8, 8-1, 8-2, 8-3, 8-1,L8-1R) gegenüber angeordnete Dreheinheit (9, 9-1 , 9-2, 9-3, 9-1 L, 9-1 R) die Fläche (31, 31-1 , 31-2, 91-1 , 91-2), die Senke (38, 38-2L, 38-3L) und die Vertiefung (38-V1 , 38-V2) hat wobei die Fläche (31, 31-1 , 31-2, 91-3, 91-4) die des Schiebekörpers (8, 8-1, 8-2, 8-3, 8-1 L, 8-1 R) mit der Fläche (31, 31-1, 31-2, 9-1 R, 91-3) der Dreheinheit (9, 9-1 , 9-2, 9-1 L, 9-1 R, 9-3) in Kontakt ist. Schwenkantrieb nach Anspruch 1 oder 2 dadurch gekennzeichnet, dass die Dreheinheit (9, 9-1 , 9-2, 9-1 L, 9-1 R, 9-3) mit der Fläche (31 , 31-1 , 31-2), der Senke (38, 38-2L, 38-3L), der Vertiefung (38-V1 , 38-V2) und dem Umkehrpunkt (37, 37-1, 37-2, 37-3, 37-4) in Kontakt mit dem Schiebekörper (8, 8-1, 8-2, 8-3, 8-1 L, 8-1 R) ist. Schwenkantrieb nach Anspruch 1 und 4, oder 2 und 4 dadurch gekennzeichnet, dass der Schiebekörper (8, 8-1 , 8-2, 8-3, 8-1 L,
8-1 R) mindestens eine Nase (22) vorzugsweise zwei Nasen (22, 22-1) mit Rundungen (23, 23-1) hat, die mit der Fläche (31 , 31-1 , 31-2), der Senke (38, 38-2L, 38-3L) und der Vertiefung (38-V1, 38-V2) der Dreheinheit (9, 9-1 , 9-2,
9-1 L, 9-1 R, 9-3) in Kontakt ist. Schwenkantrieb nach Anspruch 1 und 4 oder 5, oder 2 und 4 oder 5 dadurch gekennzeichnet, dass der Schiebekörper (8, 8-1 , 8-2, 8-3, 8-1 L,
8-1 R) die Fläche (31, 31-1, 31-2), die Senke (38, 38-2L, 38-3L) und die Vertiefung (38-V1 , 38-V2) hat und die Dreheinheit (9, 9-1, 9-2, 9-1 L, 9-1 R,
9-3) die Nase (22, 22-1) mit Rundung (23, 23-1) hat. Schwenkantrieb nach Anspruch 1 bis 6 dadurch gekennzeichnet, dass der Schiebekörper (8, 8-1 , 8-2, 8-3, 8-1 L,
8-1 R) oder die Dreheinheit (9, 9-1 , 9-2, 9-3, 9-1 L, 9-1 R) mindestens einen Umkehrpunkt (37, 37-1, 37-2, 37-3, 37-4), mindestens eine Senke (38, 38-2L, 38-3L) und oder mindestens eine Vertiefung (38-V1 , 38- V2) hat. Schwenkantrieb nach Anspruch 1 bis 7 dadurch gekennzeichnet, dass der Schiebekörper (8, 8-1 , 8-2, 8-3, 8-1 L,
8-1 R) durch eine Momentenstütze (13) so gestützt wird, dass der Schiebekörper (8, 8-1, 8-2, 8-3, 8-1 L, 8-1 R) keine Drehung macht sondern nur Schiebung in Richtung (A, A1, A2. A3, A4, A5, A6). Schwenkantrieb nach Anspruch 8 dadurch gekennzeichnet, dass die Momentenstütze (13) zur Abstützung des Schiebekörpers (8, 8-1 , 8-2, 8-3, 8-1 L, 8-1 R) Rollen (43) hat. Schwenkantrieb nach Anspruch 1 bis 9 dadurch gekennzeichnet, dass auf den Schiebekörper (8, 8-1 , 8-2, 8-3,
8-1 L, 8-1 R) eine Kraft (Fv, Fv-L, Fv-R 20, 20-L, 20-R, 66-D, 66-Z) wirkt, die die Nase (22, 22-1) mit Rundung (23, 23-1) oder die Flächen (31, 31-1, 31-2, 91-3, 91-4) des Schiebekörpers (8, 8-1 , 8-2, 8-3, 8-1 L, 8-1 R) gegen die Dreheinheit (9, 9-1 , 9-2, 9-3, 9-1 L, 9-1 R) presst. Schwenkantrieb nach Anspruch 1 bis 10 dadurch gekennzeichnet, dass die Kraft (Fv, Fv-L, Fv-R 20, 20-L, 20-R, 66-D, 66-Z) auf mindestens eine Gleitscheibe (42, 42-L, 42-R) oder einen Gleitkörper (42-K) wirkt und die Gleitscheibe (42, 42-L, 42-R) oder der Gleitkörper (42-K) einen Reibwert (m, pR) hat, der zwischen 0,01 und 0,4 oder größer 0,4 sein kann. Schwenkantrieb nach Anspruch 1 bis 11 dadurch gekennzeichnet, dass der Schwenkantrieb (7, 7-1 , 7-L, 7-R, 7-2) auf einer Grundplatte (16) befestigt ist. Schwenkantrieb nach Anspruch 1 bis 12 dadurch gekennzeichnet, dass der Schwenkantrieb (7, 7-1, 7-L, 7-R, 7-2) direkt auf die Drehachse (3) der Rampe (2) wirkt oder durch ein Übertragungssystem (6). Schwenkantrieb nach Anspruch 1 bis 13 dadurch gekennzeichnet, dass der Schwenkantrieb (7, 7-1, 7-2, 7-L, 7-R) ohne einen installierten Motor (5) nur durch die mit der Rampe (2) verbundene Welle (14, 14-L, 14-M, 14-R) oder Übertragungssystem (6) angetrieben wird.
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Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5871329A (en) * 1997-05-21 1999-02-16 U.S. Vantage Company Llc Powered wheelchair ramp for minivans
US20010048870A1 (en) * 1999-12-20 2001-12-06 Lift-U, Division Of Hogan Mfg., Inc. Vehicle flip-out ramp
US20060245883A1 (en) * 2005-04-11 2006-11-02 Yves Fontaine Vehicle ramp assembly
US20080217949A1 (en) * 2007-03-09 2008-09-11 Kobrehel Michael D Powered Tailgate Ramp
US20110088179A1 (en) * 2009-10-16 2011-04-21 Lift-U, Division Of Hogan Mfg., Inc. Counterbalance mechanism for fold out ramp
US8166594B1 (en) 2009-12-01 2012-05-01 Lift-U, Division Of Hogan Mfg., Inc. Counterbalance mechanism for fold out ramp

Family Cites Families (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10245457B3 (de) 2002-09-27 2004-03-11 Sachsenring Fahrzeugtechnik Gmbh Schwenkmotor
EP1884402A1 (de) 2006-07-24 2008-02-06 Kinshofer GmbH Hub-/Schwenkvorrichtung für Ladebordwände und/oder -rampen

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5871329A (en) * 1997-05-21 1999-02-16 U.S. Vantage Company Llc Powered wheelchair ramp for minivans
US20010048870A1 (en) * 1999-12-20 2001-12-06 Lift-U, Division Of Hogan Mfg., Inc. Vehicle flip-out ramp
US20060245883A1 (en) * 2005-04-11 2006-11-02 Yves Fontaine Vehicle ramp assembly
US20080217949A1 (en) * 2007-03-09 2008-09-11 Kobrehel Michael D Powered Tailgate Ramp
US20110088179A1 (en) * 2009-10-16 2011-04-21 Lift-U, Division Of Hogan Mfg., Inc. Counterbalance mechanism for fold out ramp
US8166594B1 (en) 2009-12-01 2012-05-01 Lift-U, Division Of Hogan Mfg., Inc. Counterbalance mechanism for fold out ramp

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