Die Erfindung betrifft die Ausbildung eines Bewegungswandlers zur Umsetzung von Schwingungen eines mechanischen Schwingers in eine Drehbewegung über eine Vorschub.
klinke, welche mit ihrer Basis an diesem Schwinger befestigt ist und mit ihrem freien Ende in die Zähne eines Sperrades eingreift. Ein solcher Bewegungswandler ist insbesondere geeignet zur Verwendung als Antrieb eines Synchronmotors, beispielsweise für Anzeige- und bzw. oder Stellzwecke.
Die üblichen Umwandler dieser Art sind im allgemeinen so ausgebildet, dass sie ein Paar Klinken aufweisen, von denen die eine die Vorschubklinke und die andere die Stopklinke ist und wobei die Vorschubklinke fest an dem mechanischen Schwinger sitzt und in Eingriff mit der Zahnung eines Sperrades gehalten wird, so dass die Schwingungen des Schwingers das Sperrad in entsprechende Drehbewegungen versetzen. Die Stopklinke wird ebenfalls in Eingriff mit der Zahnung des Sperrades gehalten und dient dazu, eine etwaige Drehung des Sperrades in umgekehrter Richtung als die Antriebsrichtung zu verhindern. Durch diese Anordnung ergibt sich aber, dass der Antrieb des Sperrades nur schrittweise mit Unterbrechungen erfolgen kann.
Diese Art Bewegungswandler sind beispielsweise bekannt bei einem Antriebsmechanismus, wobei eine Stimmgabel als mechanischer Schwinger verwendet wird und die Vorschubklinke schwenkbar hieran befestigt ist. Diese Vorschubklinke greift dann in die Zahnung des Sperrades ein und treibt dieses an.
Ein derartiger Sperradmechanismus weist jedoch verschiedene Nachteile auf. So muss beispielsweise für eine einwandfreie Übertragung der Schwingungsbewegungen des mechanischen Schwingers auf das Sperrad der gegenseitige Abstand zwischen der Vorschubklinke und der Stopklinke genau eingehalten werden und eine bestimmte Mehrzahl von Zahnabständen des Sperrades zuzüglich einem halben Abstand hiervon betragen, gemessen an den Berührungspunkten zwischen diesen Klinken und dem Sperrad. Dieses Erfordernis muss soweit wie möglich erfüllt sein, was naturgemäss eine äusserst schwierige und zeitraubende Einstellarbeit erfordert, wenn ein derartiger Wandler einwandfrei arbeiten soll.
Wenn dann die erforderliche Lage zwischen Sperrad und Klinken einmal eingerichtet ist, genügt oft schon ein leichter Stoss oder eine Erschütterung von aussen, so dass sich die gegenseitige Ausrichtung wieder verschiebt. Wenn eine solche Einwirkung von aussen auftritt, wird natürlich die regelmässige Arbeitsweise des Antriebes erheblich gestört.
Insbesondere wenn die Vorschub- und die Stopklinken parallel zueinander und in enger gegenseitiger Beziehung stehen und wenn das Sperrad leicht exzentrisch von seiner wirklichen und richtigen Lage montiert ist, wie es durch unvermeidliche mechanische Fehler vorkommen kann, wird der gegenseitige Abstand zwischen den beiden Klinken bei jeder Umdrehung des Sperrades schwanken und hierbei regelmässige Abweichungen in ihren gegenseitigen Arbeitsstellungen hervorrufen, was naturgemäss eine Störung des erstrebten, dynamischen Gleichgewichtes in dem regelmässigen Antrieb hervorruft. Wie praktische Erfahrungen gezeigt haben, soll die tatsächlich zulässige Exzentrizität in der Montage des Sperrades innerhalb einem geringen Teil eines Zahnabstandes liegen.
Es ist daher eine hohe Präzision in der Bearbeitung und Montage eines derartigen Sperrades erforderlich, insbesondere, wenn es sich um einen Antrieb mit kleinen Abmessungen handelt. Die praktische Verwirklichung dieser Erfordernisse kann daher nur mit erheblichen Schwierigkeiten und einer nur verhältnismässig hohen Arbeitsleistung erzielt werden.
Aus gleichem Grunde erhöht man auch nicht die Anzahl der Sperradzähne, wie es zur Erzielung einer besseren Bewegungsumwandlung erforderlich wäre, indem das Sperrad eine geringere Umdrehungsgeschwindigkeit hätte.
Um eine gleichmässige und wirksame Umwandlung der Schwingung zu erzielen, wird angestrebt, hierbei möglichst einen kontinuierlichen Antrieb des Sperrades zu erzielen anstelle des bisher üblicherweise verwendeten schrittweisen Antriebes. Darüber hinaus ist auch die Abschaffung oder Weglassung der Stopklinke äusserst wünschenswert, so dass eine Vereinfachung beim Zusammenbau des Bewegungswandlers erzielbar ist.
Zweck der Erfindung ist daher die Schaffung eines derartigen Bewegungswandlers zur Umsetzung von Schwingungen eines mechanischen Schwingers in eine Drehbewegung über eine Vorschubklinke, welche mit ihrer Basis an diesem Schwinger befestigt ist und mit ihrem freien Ende in die Zähne eines Sperrades eingreift.
Ein solcher Bewegungswandler ist hierzu erfindungsgemäss gekennzeichnet durch eine durch Verformung in Schwingungsrichtung elastische Vorschubklinke und durch ein Sperrad mit einer zusätzlichen, zur Vermeidung einer Radrückdrehung ein erhöhtes Trägheitsmoment bewirkenden Gewichtsbelastung, welches über ein Ritzel ein Räderwerk treibt.
Zur Erhöhung dieses Trägheitsmomentes kann das Sperrrad mit einem zusätzlichen Trägheitsrad ausgestattet sein.
Es ist ferner möglich, ein solches Sperrad mit einem ersten zusätzlichen Trägheitsrad in Form eines Zahnrades auszustatten, welches dann mit einem weiteren, zweiten Trägheitsrad in Eingriff steht. Hierbei ist es zweckmässig, zur Erhöhung der Gegenkraft gegen ein durch äussere Einflüsse auf das Sperrad ausgeübtes Drehmoment das erste Trägheitsrad mit etwa dem gleichen Winkelmoment wie das zweite Trägheitsrad auszustatten.
Bei einer bevorzugten Ausführungsform des erfindungsgemässen Bewegungswandlers zum Antrieb eines Synchronmotors wird der absolute Summenwert der Winkelmomente des Sperrades und der sich in gleicher Richtung drehenden Übersetzungszahnräder zweckmässigerweise im wesentlichen gleich gewählt wie der absolute Summenwert der übrigen Zahnräder des Räderwerkes, welche sich in entgegengesetzter Richtung wie das Sperrad drehen, so dass hierdurch auch eine erhöhte Gegenkraft gegen ein störendes, von aussen auf das Sperrad übertragenes Drehmoment erzielbar ist.
In den beigefügten Zeichnungen sind beispielsweise Ausführungsmöglichkeiten des erfindungsgemässen Bewegungswandlers dargestellt, wobei zeigen:
Fig. 1 eine schematische Darstellung der wesentlichsten Teile eines erfindungsgemäss ausgebildeten Bewegungswandlers,
Fig. 2 und 3 zwei schematische Darstellungen über die Ar beitsweise des Bewegungswandlers nach Fig. 1,
Fig. 4 die Darstellung einer weiteren Ausführungsform eines erfindungsgemässen Bewegungswandlers, wobei einige Teile geschnitten und in vereinfachter Weise dargestellt sind,
Fig. 5a bis 5f Ausführungsmöglichkeiten einer Vorschubklinke gemäss der Erfindung und
Fig. 6 eine Darstellung der Wirkungsweise des Bewegungswandlers.
Die Fig. 1 zeigt in schematischer Darstellung einen üblichen, mechanischen Schwinger 1, welcher vorzugsweise in
Form einer Stimmgabel ausgebildet ist. Hierbei wird der Stimmgabelarm in der Weise angeregt, dass er Schwingungen in der Zeichenebene ausführt, wie es durch den Doppelpfeil angedeutet ist.
Eine Vorschubklinke 2, vorzugsweise in Form eines Stahldrahtabschnittes, sitzt mit ihrer Basis fest und starr an dem mechanischen Schwinger, wo sie mit einer geeigneten Einrichtung 3, beispielsweise mit einem geschlitzten Zapfen, befestigt ist oder in einer entsprechenden Bohrung des Schwin gers 1 gehalten wird. Das andere, freie Ende dieser Vorschubklinke ist mit einem fest angeordneten Palettenstein 2a ausgestattet und wird in Eingriff mit der Zahnung 4a eines Sperrades 4 gehalten.
Die Basis des Schwingers 1 ist fest montiert in einer Grundplatte 100.
Konzentrisch mit dem Sperrad 4 ist nun ein Flügelrad 5 vorgesehen, wobei diese beiden Räder weiterhin fest und konzentrisch mit einem Ritzel 6 verbunden sind. Diese Anordnung ist drehbar in geeigneten Trägerelementen gelagert, beispielsweise einer Platte oder dergleichen und zwar mittels einer üblichen Welle, die in der Zeichnung nicht dargestellt ist.
Ein Zwischenabschnitt 2b zwischen der Basis und dem freien Ende der Vorschubklinke ist etwa S-förmig oder ähnlich ausgebildet, so dass hierdurch eine gewisse Elastizität in axialer oder Schwingungsrichtung dieser Vorschubklinke besteht. Zusätzlich wird diese Vorschubklinke 2 mit ihrem freien Ende zwischen die Zähne 4a des Sperrades 4 mit einem leichten, radial gerichteten und elastischen Federdruck gedrückt.
Das erwähnte Ritzel 6 steht in Eingriff mit einem Zwischenrad 7, welches seinerseits wieder fest verbunden ist mit einem Ritzel 8. Dieses Zahnrad 7 und das Ritzel 8 stellen zusammen eine Zwischenradanordnung dar, welche ebenfalls in der vorerwähnten Platte gelagert sein kann.
Das Ritzel 8 steht in Eingriff mit einem weiteren Zahnrad 9, welches einen radialen Hebelarm 10 trägt, wie es schematisch dargestellt ist.
Die Arbeitsweise dieser ersten Ausführungsform des erfin dungsgemäss ausgebildeten Bewegungswandlers wird nachfol gend anhand der Fig. 2 und 3 näher erläutert.
Streng genommen ist hierbei vorzugsweise eine Behandlung mittels einer Gleichung einer kinetischen Energie erforderlich, einschliesslich das Schwingungssystem und das Drehsystem, welches in dem Wandler enthalten ist. Es wird jedoch genügen, vereinfachte Gleichungen anzuwenden, hauptsächlich für die stetigen oder regelmässigen Arbeitsbedingungen des Wandlers unter folgenden, vereinfachenden Annahmen.
Die Trägheit der Sperradanordnung, einschliesslich des Sperrades 4 und aller weiteren Teile bis zum Hebelarm 10, wird gross genug gewählt, so dass eine praktisch konstante Drehgeschwindigkeit aufrechterhalten wird, wenn ein Antrieb erfolgt, wie es nachstehend noch beschrieben wird.
Eine solche Trägheitswirkung muss vorhanden sein trotz der Antriebskraft durch die Vorschubklinke 2, der Belastung aufgrund des Räderwerkes, dem Reibungsverlust, welcher hauptsächlich zwischen dem Palettenstein 2a und der Zahnfläche des Sperrades 4 auftritt, sowie der Gegenkraft zwischen diesem Stein und dieser Fläche beim Zurückgleiten der Vorschubklinke 2. Genauer ausgedrückt entspricht die Trägheit dem Verhältnis der kinetischen Energie des Räderwerkes, ein schliesslich Sperrad 4 und den genannten drehbaren Teilen, multipliziert mit der ganzen Zahl 2 und dividiert durch eine Wurzel der Umfangsgeschwindigkeit des Sperrades 4, wobei diese Trägheit die Dimensionen einer Masse hat.
Die Masse der Vorschubklinke 2 wird so klein genug gewählt, dass sie im Vergleich zu dieser Trägheit vernachlässigt werden kann.
Weiterhin soll vorausgesetzt werden, dass das befestigte Basisende der Vorschubklinke 2 gegenüber einer Zeitachse eine sinusförmige Bewegung ausführt mit einer konstanten Frequenz, welche gleich ist derjenigen des mechanischen Schwingers 1, und zwar unabhängig von irgendeiner störenden Kraft in umgekehrter Richtung, welche von dem Palettenstein 2a her über diese Vorschubklinke 2 auf den Befestigungspunkt ausgeübt wird.
Es soll auch vorausgesetzt werden, dass beim Gleiten des Palettensteines 2a über die schräge Zahnfläche des Sperr zahnes 4a die axiale Verschiebung des Palettensteines gleich ist derjenigen des Basisendes der Vorschubklinke 2, und zwar ebenfalls wieder unabhängig von dem Reibungswiderstand zwischen dem Palettenstein und der geneigten Zahnfläche an dem Sperrad 4.
Unter Bezugnahme auf die Fig. 2 und 3 sollen nun die gegenseitigen Verhältnisse der Schwingbewegung des mechanischen Schwingers 1, des Palettensteines 2a und des Sperrzahn nes 4a im einzelnen näher beschrieben werden. Hierbei bezeichnet in Fig. 2 die horizontale Achse x die Verschiebung des Basisendes der Vorschubklinke 2 und die Verschiebung jedes der verschiedenen Sperrzähne, während die vertikale Achse t den entsprechenden Zeitablauf darstellt. Fig. 3 zeigt sehr schematisch und in vergrösserter Darstellung einen Teil oder Ausschnitt aus Fig. 1.
In den Fig. 2 und 3 ist der Palettenstein 2a in einer Lage, wo er durch die Bewegung der Vorschubklinke 2 in Richtung x verschoben wird. Diese Ausgangsstellung entspricht etwa dem Schnittpunkt der beiden Achsen x und t am Punkt 0. Diese Ausgangsstellung des Palettensteines 2a ist in der Fig. 3 dargestellt. Die gleiche Stellung des Palettensteines zeigt der Punkt PO in Fig. 2.
Mit der Schwingbewegung des mechanischen Schwingers 1 verschiebt sich der Palettenstein 2a unter diesen Bedingungen von seiner Ausgangsstellung PO entlang der geneigten Zahnfläche (N+1)" des Zahnes (N+l) des Sperrades in Vorschubrichtung gegen die Anschlagsfläche N' dieses Sperrzahnes, und zwar mit einer grösseren Geschwindigkeit als der entsprechende Sperrzahn, bis dieser Palettenstein gegen die Anschlagsfläche N' anschlägt. Dieser Verschiebungsbewegung entspricht der Kurventeil P,-PI. Das Zeitintervall, innerhalb welchem diese Bewegung abläuft, ist in dem Diagramm der Fig. 2 mit t bezeichnet.
Bei weiterer Vorwärtsbewegung und Antrieb des Sperrades 4 durch den Palettenstein 2a innerhalb eines Zeitraumes (T-t2), wobei der Zahn N des Sperrades eine Fortbewegung erfährt, wird eine bestimmte Menge an elastischer Energie in dem elastischen Abschnitt 2b der Vorschubklinke 2 gespeichert. Während dieser Energiespeicherung und diesem elastischen Antrieb innerhalb des Zeitabschnittes (t,-t2) beschreibt das Basisende der Vorschubklinke 2 einen Kurvenabschnitt (Pi-P2) auf der sinusförmigen Kurve in Fig. 2, während der Palettenstein 2a sich entlang einem geraden Kurven abschnitt (P1-P2) bewegt, welcher ebenfalls in der Fig. 2 eingezeichnet ist.
Die gespeicherte, elastische Energie in dem elastischen Abschnitt 2b kann hierbei ausgedrückt werden durch das gestrichelte Feld SD
An dem Punkt P2, welcher dem Zeitpunkt t2 entspricht, ist alle gespeicherte Energie für einen elastischen Antrieb des Sperrades 4 verbraucht. Während des anschliessenden Zeitabschnittes (t2-l/fl, wobei f die Schwingungsfrequenz des Schwingers list und dem Punkt P4 entspricht, hört der Antriebskontakt des Palettensteines 2a mit dem Zahnanschlag N' auf und dieser Palettenstein 2a gleitet über den Zahn (N+l) auf den nächstfolgenden Zahn (N+2) usw.
Während dieser Endphase einer Schwingungsbewegung des Schwingers 1 beschreiben die Basis der Vorschubklinke 2 und der Palettenstein 2a einen Kurvenabschnitt P2-P3-P4 nach Fig. 2. Auf diese Weise ist an dem Zeitpunkt P4 oder (I/f) eine vollständige Schwingung ausgeführt.
Zur Erläuterung der vorstehend beschriebenen Schwingungsbewegung des Palettensteines durch die axial elastische Vorschubklinke, soll folgende Nomenklatur angenommen werden:
X = horizontaler Abstand zwischen der vorderen, die An triebskraft aufnehmenden Anschlagsfläche des Zahnes N' und dem äusseren Ende des Palettensteines 2a, X, = horizontale Verschiebung der Basis der Vorschubklinke 2, X2 = horizontale Verschiebung der Anschlagsfläche des Zahnes N, P = Abstand der Sperrzähne 4a, K = Federkonstante der Vorschubklinke 2, gemessen in deren axialer Richtung, f = Schwingungsfrequenz des Schwingers, A = die Halbamplitude, gemessen am Basisende der Vorschubklinke, n = Anzahl der Sperrzähne beim Durchgang an der Spitze des Palettensteines während der Ausführung einer kompletten Schwingung, v = Vorschubgeschwindigkeit des Sperrzahnes,
gemessen in Umfangsrichtung des Sperrades, XO = Anfangsabstand des Palettensteines, gemessen in der am weitesten zurückgezogenen Stellung zwischen der Anschlagsfläche des Sperrzahnes und dem vorderen Ende des Palettensteines, bevor = Zeit, gemessen von dem Ausgangspunkt O in der am weitesten zurückgezogenen Stellung des Palettensteines, gevor dieser an die Anschlagsfläche des Sperrzahnes N anschlägt, t, = Zeitpunkt, an welchem der Palettenstein in Kontakt mit dem Sperrad N kommt, t2 = Zeitpunkt, an welchem der Kontakt des Palettensteines mit dem Sperrzahn N abbricht, F = Kraft zwischen dem Palettenstein und der Anschlagsfläche des Sperrzahnes, WD = Gesamtwert an Antriebsenergie,
übertragen von dem Palettenstein auf das Sperrad während einer kompletten Schwingung, WL = Gesamtwert der durch die Sperradanordnung aufgenommenen Energie während einer kompletten Schwingung zur Aufrechterhaltung einer kontinuierlichen Drehung des Sperrades und SD = gestrichelte Fläche in Fig. 2, welche die Dimension einer Länge multipliziert durch Zeit hat.
Aufgrund dieser Nomenklatur erhält man: X, = A(1 - cos 2 X - f t) (1) v= n-f-P (2) X2 = X0 + v - t = X0 + n f P t (3) Da X = X2 - XI = XO + n - f - P - t - A(l - cos 2 rc - f - t)(4) kann X einen negativen Wert annehmen. In diesem Fall wirkt eine Kompressionskraft zwischen der Vorderseite des Palettensteines und der Anschlagsfläche N', so dass der elasti sche Abschnitt 2b unter einem Kompressionsdruck steht.
Deshalb wirkt eine Antriebskraft: F = -K X X (5) auf den Sperrzahn N. Die Antriebsenergie WD, hervorgerufen durch die Wirkung dieser Antriebskraft F, wird:
EMI3.1
Die notwendigen Bedingungen zur Ausführung eines stabilen Antriebes für das Sperrad sind jedoch folgende:
Die Anwesenheit einer Periode, innerhalb welcher eine Antriebskraft entstehen kann: Xmjn < 0 0 (7)
Ausserdem muss die Kraft, welche der Antrieb auf die Sperradanordnung ausübt, im Gleichgewicht sein mit der Gesamtsumme, welche durch diese Anordnung aufgenommen wird. Oder, in anderen Worten: WD = K - n - P f f- 5B = WL (8)
Aus alledem ergibt sich, dass in allen den Fällen, wo die verschiedenen Arbeitsbedingungen innerhalb bestimmter, regelmässiger Grenzen liegen, der Bewegungsumwandler in einer stetigen Arbeitsweise wirken kann.
Aber selbst unter bestimmten unregelmässigen und abweichenden Arbeitsbedingungen, wie sie nachstehend noch erläutert werden, kann der erfindungsgemäss ausgebildete Bewegungswandler noch bestimmungsgemäss arbeiten.
Im Falle schwankender Belastungsbedingungen, wobei angenommen wird, dass beispielsweise die Belastung den wesentlich grösseren Wert W'L > WL annimmt, wird: W0 < WL
Auf diese Weise wird die Drehgeschwindigkeit der Sperrradanordnung entsprechend herabgesetzt und der Wert X0 pro Umdrehung wird kleiner und kleiner werden. Mit der Abnahme des Wertes X0 wird der Wert SD grösser werden, so dass WD einen'grösseren Wert W'D annimmt. Dann können neu aufgetretene Stabilisierungsbedingungen WD = WL aufrechterhalten werden, und zwar abgeänderte, stetige Arbeitsbedingungen. Auf diese Weise kann eine neue stetige Drehbewegung der Sperradanordnung ohne Schwierigkeiten aufrechterhalten werden.
In umgekehrtem Fall mit geringerer Belastung treten diese Erscheinungen umgekehrt zu den vorstehend beschriebenen auf. Es kann auch in diesem Fall dann eine stetige Drehbewegung der Sperradanordnung auftreten und ohne Schwierigkeiten gehalten werden.
Ein anderer Störungsfall ist eine schwankende Amplitude des mechanischen Schwingers. Wenn beispielsweise die normale Amplitude des Schwingers sich auf einen grösseren Wert erhöht, wie es beispielsweise durch äussere Einwirkung geschehen kann und wobei ein Übergang von A auf A' erfolgt, wird der Wert SD entsprechend herabgesetzt und die Antriebskraft wird dann entsprechend grösser. Hierdurch wird aber auch die Rotationsgeschwindigkeit des Sperr rades entsprechend erhöht. Der Wert X0 pro Umdrehung wird allmählich grösser werden, bis der Wert SD seinen ursprünglichen Wert erreicht vor der Auswirkung der Amplitudenschwankung und eine neu eingetretene Stabilisierung der Drehbewegung wird aufrechterhalten und umgekehrt.
Die Belastungs- oder Amplitudenschwankungen in vorstehend erwähntem Sinne können entweder vorübergehender oder dauernder Art sein, das Ergebnis kann immer dasselbe sein.
Im Falle eines Arbeitsbeginnes bei einem in Ruhe befindlichen Mechanismus wird zunächst die Amplitude des mechanischen Schwingers allmählich erhöht und der Palettenstein wird während dieser Anfangsperiode eine wiederholte Schlagwirkung gegen einen bestimmten Sperrzahn ausüben, welcher gerade in Reichweite des Palettensteines ist. Mit wei terer Steigerung der Schwingungsamplitude des Schwingers und damit der Vorschubklinke mit ihrem Palettenstein wird das Sperrad eine bestimmte Antriebskraft erhalten, sobald der Palettenstein über den einen Zahn zum nächsten springt, und zwar erfolgt der Antrieb in der Weise, wie es einer gesamten Schwingungsamplitude entspricht, so dass das Sperrrad schnell und stark beschleunigt wird. Auf diese Weise erzielt man eine stabilisierte und stetige Drehung des Sperrades, welche aufrechterhalten wird.
Die Drehbewegung dieses Sperrades ist natürlich in einem Drehsinn gerichtet.
Fig. 4 zeigt eine andere Ausführungsform des erfindungsgemässen Bewegungswandlers mit einem mechanischen Schwinger 11 aus zwei Schwingarmen 11a und 11b und einem kurzen Mittelstück 11 c, so dass dieser Schwinger auf diese Weise etwa W-förmig ausgebildet ist. Dieser Schwinger 11 ist auf einer Grundplatte 25 mittels zweier Schrauben 26 und 27 befestigt. Dieser Schwinger 11 kann als eine bestimmte Ausführung des Schwingers 1 nach Fig. 1 angesehen werden. Die Grundplatte 25 entspricht dann etwa der Grundplatte 100 nach Fig. 1. Die beiden Schwingarme 11 a und 1 1b schwingen in üblicher Weise in gegeneinander gerichteter Phase und in einer Ebene parallel zu der Grundplatte 25.
Eine Vorschubklinke mit einer verlängerten L-Form ist mit ihrem Basisende 12b schwenkbar an einem der Schwingarme 1 1b angeordnet. Da die Vorschubklinke 12 in Fig. 4 nur schematisch eingezeichnet ist, wird ihre besondere Form in Fig. 5a gezeigt. An dem freien Ende dieser Klinke 12 ist ein Palettenstein 12a wie bei der zuerst beschriebenen Ausführungsform befestigt.
Die Vorschubklinke 2 dieser zuerst beschriebenen Ausfüh rung mit ihrem Palettenstein 2a ist in der Fig. 5b dargestellt.
Durch die L-Form hat die Vorschubklinke 12 eine ausgeprägte axiale Elastizität gegenüber einer geringeren seitlichen Elastizität. Der Palettenstein 12a wird in Eingriff gehalten mit einem Sperrad 13, welches Teil einer grösseren Trägheitsmasse in Form eines Zahnrades 15 ist. Diese Anordnung ist ebenfalls drehbar auf der Grundplatte 25 gelagert.
Starr verbunden mit dieser Anordnung und konzentrisch hierzu befindet sich ein Ritzel 14, welches entgegen der Uhrzeigerrichtung drehbar ist, wie es durch einen Pfeil in Fig. 4 angedeutet ist. Der Ausdruck axial im Zusammenhang mit der Elastizität der Vorschubklinke bedeutet eine Richtung, wie sie definiert ist als gerade Verbindung zwischen den beiden Enden der Vorschubklinke.
Das Ritzel 14 steht in Eingriff mit einem Zahnrad 16, welches das erste Rad eines Räderwerkes ist, zu welchem ausser dem die ineinandergreifenden Zahnräder 17 bis 22 gehören.
Das Zahnrad 18 bildet hierbei das zweite Zahnrad und das Zahnrad 22 kann dann bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel das Abtriebsrad darstellen. Ausserdem ist noch ein radialer Hebelarm 23 eingezeichnet.
Das Trägheitsrad 15 ist an seinem Aussenumfang mit einer Zahnung 15a ausgestattet und steht hiermit in Eingriff mit einem zweiten Trägheitsrad 24 in Form eines Zahnrades. Beide Trägheitsräder 15 und 24 haben vorzugsweise denselben Durchmesser und dieselbe Trägheit, wobei sie sich in entgegengesetzten Richtungen drehen.
Alle Zahnräder dieses Räderwerkes sind in üblicher Weise drehbar auf der Grundplatte 25 gelagert.
Die Anordnung dieser beiden Trägheitsräder 15 und 24 hat, zusammen mit der axialen Elastizität der Vorschubklinke 12, die wichtige und erstaunliche Wirkung, dass hierdurch Drehbewegungsschwankungen des Sperrades 13 während einer Umdrehung erheblich herabgesetzt werden und hierdurch eine wesentlich kontinuierlichere Drehung des Rades 13 erzielbar ist, als wie sie bei bisher üblichen Bewegungswandlern gefunden wurde.
Es ist hierbei besonders hervorzuheben, dass bei dem erfindungsgemässen Bewegungswandler der bei dem bisher üblichen Schwingungsvorgang auftretende vorübergehende Stop in der Bewegung des Sperrades nahezu vollständig aufgehoben ist.
Bei der praktischen Ausführung des erfindungsgemässen Bewegungswandlers wird die entsprechende Trägheit des Sperrades so gross gewählt, dass Schwankungen in der Drehbewegung auf 25 /0 und weniger unter den normalen Arbeitsbedingungen eines Antriebes gehalten werden. Dieser Vorteil ist in gleicher Weise auch bei der zuerst beschriebenen Ausführungsform zu finden.
Weiterhin sind die sich drehenden Teile so ausgebildet und angeordnet, dass das Sperrad und die hiervon angetriebenen Zahnräder eine algebraische Gesamtsumme der Winkelmomente aufweisen, welche unter normalen Arbeitsbedingungen eines Antriebes 0 ist. Oder genauer ausgedrückt: Der absolute Summenwert der Winkelmomente aller sich in Uhrzeigerrichtung drehenden Zahnräder und ihrer Äquivalente ist im wesentlichen gleich dem Wert der sich entgegen der Uhrzeigerrichtung drehenden Zahnräder und ihrer Äquivalente. Ganz allgemein bedeutet das, dass das Winkelmoment der Zahnräder 16 bis 21 im wesentlichen kleiner ist als dasjenige des Trägheitsrades 15. Das Trägheitsrad 24, welches einen wesentlichen Teil des Winkelmomentes des Trägheitsrades 15 kompensiert, ist so ausgebildet, dass es etwa die gleiche Trägheit aufweist wie das andere Trägheitsrad 15.
Die Schwingarme 11 a und 11 b tragen an ihren freien Enden je ein Joch 30a und 30b, an denen starr die beiden Permanentmagnete 28a und 28b befestigt sind. Diese beiden Permanentmagnete 28a und 28b arbeiten zusammen mit einer fest angeordneten Antriebsspule 29a und einer Fühlerspule 29b. Diese beiden Spulen 30a und 30b sind in üblicher Weise in einen Schaltkreis geschaltet, welcher aus dem Transistor 31, dem Kondensator 32, dem Widerstand 33 und der Stromquelle 34 besteht. Derartige Stromkreise zum Antrieb von Räderwerken sind bekannt und können in vielfältiger Weise abgewandelt werden, wobei sie auch andere Formen annehmen können.
Wenn der Antrieb unter regelmässigen und stetigen Bedingungen in üblicher Weise arbeitet, schwingen die Magnete 28a und 28b zusammen mit ihrem Joch 30a und 30b und den Schwingarmen 1 1a und 1 1b des mechanischen Schwingers 11 in elektromagnetischer Zusammenarbeit mit der Antriebsspule 29a und der Fühlerspule 29b, wie es allgemein bekannt ist. Die Schwingbewegung wird von dem Schwingarm lib auf die Vorschubklinke 12 übertragen, da deren Basisende 12b regelmässig mit dem Schwingarm 1 1b mitschwingt. Die Übertragung der Schwingbewegung durch den Palettenstein 12a auf das Sperrad 13 erfolgt dagegen im wesentlichen in einer kontinuierlichen Art, wie es vorstehend beschrieben worden ist.
Der erfindungsgemässe Bewegungswandler besitzt ein stabileres Bewegungsumwandlungsvermögen gegenüber mechanischen Einwirkungen von aussen, wodurch die erwünschte stetige Arbeitsweise eines Antriebes gestört wird, und zwar insbesondere durch die zusätzliche Anordnung des zweiten Trägheitsrades 24 zusätzlich zu dem ersten Trägheitsrad 15, welches etwa dem Flügelrad 5 der zuerst beschriebenen Ausführungsform entspricht.
Die vorteilhaften, stosssicheren Eigenschaften des erfindungsgemäss ausgebildeten Bewegungswandlers sollen nachstehend noch im einzelnen beschrieben werden:
Wenn ein mit diesem Bewegungswandler ausgestatteter Antrieb einer von aussen kommenden Stosseinwirkung ausge setzt ist, erfolgt bei dem Antrieb und damit bei dem Bewegungswandler eine Beschleunigung ihrer Arbeitsweise. Diese
Beschleunigung kann aufgeteilt werden in drei kartesische Koordinatenkomponente und in ein Drehmoment. Diese kartesischen Komponenten erscheinen im allgemeinen und im wesentlichen in Form von Änderungen in den Lagerreibungen bei allen Drehbewegungen des Räderwerkes, einschliesslich in diesem Fall noch des Sperrades 13. Diese Reibungsschwankungen wirken sich ihrerseits wieder in Form von Belastungsschwankungen aus.
Günstige Möglichkeiten wurden in dieser Hinsicht schon bei der zuerst genannten Ausführungsform erwähnt und dasselbe gilt sinngemäss auch für die zweite Ausführungsform.
Bei der Einwirkung eines störenden Drehmomentes bei der zweiten Ausführungsform, jedoch noch unter der Annahme, dass kein zweites Trägheitsrad 24 vorgesehen ist, wird ein derartiges Drehmoment, wenn es auf die Grundplatte 25 einwirkt, eine ungewollte Drehbewegung des ersten Trägheitsrades 15 hervorrufen. Dies bewirkt wiederum eine Beeinträchtigung des Zeitschrittes durch Störung des Eingriffes zwischen der Vorschubklinke und dem Sperrad.
Wenn dagegen das zweite Trägheitsrad 24 vorgesehen ist, welches mit dem ersten Trägheitsrad 15 in Eingriff steht und hierbei eine entgegengesetzte Drehbewegung ausführt, werden die Drehmomente dieser beiden Trägheitsräder ausgeglichen an ihrem gegenseitigen Eingriffspunkt. Hierdurch wird aber auch das relative Verhältnis zwischen dem Sperrrad und der Grundplatte nicht verändert und dadurch wie vorher beibehalten.
Bei der Ausführungsform nach Fig. 4 ist das Trägheitsmoment des ersten Trägheitsrades 15 in der Weise gewählt, dass es im wesentlichen gleich ist dem Trägheitsmoment des zweiten Trägheitsrades 24, wie vorstehend erwähnt wurde.
Jedoch ist die Erfindung nicht auf diesen Fall beschränkt. So können beispielsweise die beiden Trägheitsmomente auch in der Weise ausgewählt werden, dass sie erforderlichenfalls fol- gender Gleichung entsprechen: A=n'B wobei A das Trägheitsmoment des Rades 15 und B das Trägheitsmoment des Rades 24 ist, während iln das Verhältnis der Umdrehungsgeschwindigkeiten beider Räder ist.
Selbst wenn eine derartige Veränderung durchgeführt ist, kann dieselbe Wirkung eintreten, wie sie vorstehend im Zusammenhang mit Fig. 4 beschrieben ist. Zur Erzielung dieser Wirkung genügt es, die Trägheitsmomente der beiden Trägheitsräder so zu wählen, dass die algebraische Summe ihrer Winkelmomente 0 ist. Im Falle eines Antriebes jedoch, wo eine Drehstörung der vorstehend erwähnten Art nicht merklich auftritt, ergibt sich überhaupt kein Problem in der praktischen Ausführung, selbst wenn das zweite Trägheits rad wegfällt, wie es bei der zuerst beschriebenen Ausfüh rungsform der Fall ist.
Zum besseren Verständnis der Erfindung wird nachste hend die zweite Ausführungsform des erfindungsgemässen
Bewegungswandlers mittels praktischer Dimensionsangaben näher erläutert, wobei als mechanischer Schwinger eine
Stimmgabel verwendet wird.
Anzahl der Schwingungen dieser Stimmgabel: 333'/ Hz Länge der Stimmgabel: 16 mm Masse der Stimmgabelarme: 2 x 0,5 g Amplitude, gemessen am 70 Z (von Spitze Stimmgabelende: zu Spitze) Amplitude, gemessen an der Befestigung der Vorschubklinke 25 u (von Spitze am Stimmgabelarm: zu Spitze) Anzahl der Zähne des Sperrades: 225 Äusserer Umfang des Sperrades: 3 mm
Die praktische Länge über alles (1, + 12) der Vorschubklinke 12 (Fig. 5a) war 7,3 mm, davon 12 :2 mm, deren Breite 2,1 - 10 ' mm und deren Dicke 2,4 10 ) mm.
Das Trägheitsmoment des Sperrades 13 einschliesslich dem ersten Trägheitsrad 15 war 2,67 x 10 3 g cm2. Der eingeschlossene Winkel 0 war 90" und der Durchmesser des
Räderwerkes betrug 30 mm.
Nach den durchgeführten praktischen Versuchen waren die vorstehend erwähnten vier Annahmen hierbei im wesent lichen realisiert. Der Antrieb mit dem erfindungsgemässen
Bewegungswandler konnte unter stabilisierten Bedingungen arbeiten, und zwar mit der Hälfte der üblicherweise aufge wendeten Kraft. Das waren in diesem Fall 13 Volt und 4 uA.
Von aussen einwirkende Stösse und andere, üblicherweise vorkommende Störungen konnten den regelmässigen An trieb nicht beeinträchtigen.
In der Fig. 5 sind einige der wichtigsten Formen von axial elastischen Vorschubklinken dargestellt, welche einen wesentlichen Bestandteil des erfindungsgemäss ausgebilde ten Bewegungswandlers bilden, wobei diese Darstellungen etwas schematisiert sind.
Wie schon erwähnt, zeigt die Fig. 5a eine Vorschub klinke, wie sie bei der Ausführungsform nach Fig. 4 Verwen dung findet.
Die zweite Ausführung nach Fig. 5b ist eine solche, wie sie nach Fig. 1 Verwendung findet. Bei diesem zweiten Bei spiel ist der elastische Abschnitt 2b zickzackförmig ge krümmt, um die notwendige Elastizität zuzulassen, so dass auf diese Weise in der Vorschubklinke 2 gleichzeitig auch das notwendige, federnde Drehmoment vorhanden ist.
Bei der dritten Ausführung einer Vorschubklinke 42 nach Fig. 5c bildet der elastische Abschnitt 42b ebenfalls eine Zickzackkurve, wobei diese jedoch rechtwinklig zu der Ebene der vorhergehenden Krümmung ist. Das vierte Beispiel einer Vorschubklinke 52 nach Fig. 5d besitzt einen elastischen Abschnitt 52b, welcher aus einer Kombination je einer halben Kurve der elastischen Abschnitte nach den Fig.
5b und 5c besteht.
Beim fünften Beispiel einer Vorschubklinke 62 nach Fig.
5e besitzt der elastische Abschnitt 62b die Form einer Schraubenwindung.
Bei der Ausführung nach Fig. 5f hat der elastische Abschnitt 72b der Vorschubklinke 72 die einfache Form einer nach oben gekrümmten Kurve.
Beim dritten Ausführungsbeispiel gemäss Fig. 5c ist die Befestigung der Vorschubklinke 42 in einem elastischen, offenen Ring 42 c gezeigt, welcher unter Spannung und genau ausgerichtet auf einem nicht dargestellten Zapfen sitzt, der an dem mechanischen Schwinger vorgesehen ist. Diese Ausbildung für eine Befestigung des Basisendes der Vorschubklinke war schon im Zusammenhang mit der ersten Ausführungsform erwähnt worden. In den anderen verschiedenen Beispielen für die Ausbildung der Vorschubklinke nach Fig.
5d, 5e und 5f sind diese Basisenden 52c, 62c und 72c nur sche matisch und in hohem Masse vereinfacht dargestellt, obgleich eine Befestigung nach Fig. 5c ebenfalls möglich ist.
Die Palettensteine 42a, 52a, 62a und 72a sind in gleicher Weise ausgebildet, wie es im Zusammenhang mit den beschriebenen Ausführungsformen bei den Palettensteinen 2a oder 12a erwähnt ist.
Es konnte gezeigt werden, dass der erfindungsgemässe
Bewegungswandler stabilisiert arbeiten kann im Sinne einer automatischen Steuertechnik. Dieser Mechanismus gemäss der Erfindung kann stabilisiert werden mit zwei oder mehr
Sperrzähnen pro Schwingung des mechanischen Schwingers mit einer gewissen verschiedenen Kombination unterschiedli cher Parameter P, K, f, n und A, als diejenigen, wie sie schon erwähnt wurden. Wenn beispielsweise von aussen ein mechanischer Stoss erfolgte, konnte auf verschiedene Art eine stetige und stabilisierte Arbeitsweise des Bewegungsumwandlers aufrechterhalten werden, wobei zwei Zähne anstatt einem Zahn des Sperrades bei jeder Schwingung des Schwingers weiterbefördert wurden.
Wenn der Bewegungsumwandler zur Förderung eines Sperrzahnes pro Schwingung des mechanischen Schwingers ausgebildet ist, stellt naturgemäss die vorstehend erwähnte Bedingung eine Störung in dem regelmässigen Antrieb dar.
Nachfolgend wird die Wahl dieser Parameter angegeben, um derartige Schwierigkeiten bei der Arbeitsweise des Antriebes zu vermeiden.
Angenommen, der Bewegungswandler arbeitet unter stabilisierten Bedingungen, wobei n Zähne pro Schwingung des Schwingers weiterbefördert werden. In diesem Fall müssen folgende Bedingungen erfüllt werden:
Wenn das Sperrad mit einer Geschwindigkeit dreht, welche a (n + 1) Zähne pro Schwingung des Schwingers entspricht, und wenn die Amplitude der Vorschubklinke ihren maximal zulässigen Wert erreicht, welcher ausgedrückt werden kann als A = Amax, dann muss die maximale Antriebsenergie W"D (wenn X0 = 0), welche durch die schwingende Klinke ausgeübt wird, geringer sein, als der geringste Belastungsverlust W"D, um die Fördergeschwindigkeit a (n + 1) aufrechtzuerhalten.
Daher ist W"D D WL (9)
Wenn das Sperrad mit seiner regelmässigen Arbeitsgeschwindigkeit arbeitet und wenn die Amplitude einen zulässigen Minimalwert erreicht, welcher ausgedrückt werden kann durch A = Amin, muss die maximale Antriebsenergie wenn wenn W0 == 0, wie sie von der Sperrklinke ausgeübt wird, kleiner sein als der maximal zulässige Wert W'D des normalen Belastungsverlustes, so dass WD > - ¯ WL (10)
Der einfache Strich bedeutet hierbei die Parameter des zuletzt beschriebenen Falles, während die doppelten Striche diejenigen des vorher beschriebenen Falles betreffen. Unter diesen Bedingungen erhält man den vorstehend genannten Parameter WD aus der Beziehung (9).
EMI6.1
= (n + 1)- K P f f- 5,,c W"L (11) Aus der Beziehung (10) ergibt sich
EMI6.2
= n nKfS'n > W' K- f f SD > WL (12)
Eine stabilisierte Arbeitsweise des Bewegungswandlers kann auf diese Weise gesichert werden durch eine Auswahl dieser Parameter n, K, P, f usw., so dass sie diesen Gleichungen 11 und 12 genügen.
In Fig. 6 sind die beiden vorerwähnten Zustände in gleicher Weise aufgetragen wie in Fig. 2.
Mit dem erfindungsgemäss ausgebildeten Bewegungswandler ist es auch möglich, das Sperrad um einen Zahn bei jeweils m Schwingungen des mechanischen Schwingers weiterzufördern, wenn angenommen wird, dass m eine ganze Zahl von 2 und grösser ist, und die Auswahl des Zahnabstandes etwas grösser als vorher. In diesem Fall ist die regelmässige Anzahl der Sperrzähne pro Schwingung des Schwingers llm Zähne. Im Falle einer übermässigen Weiterförderung der Zähne nahe der normalen Fördergeschwindigkeit wird dieser Wert l/m-1 Zähne pro Schwingung. In diesem Fall werden daher die Beziehungen 11 und 12:
EMI6.3
wobei W"L ein minimaler Belastungsverlust ist zur Aufrechterhaltung einer Förderung von 1/m-1 Zähnen während einer Schwingung.
Ein praktisches, numerisches Beispiel für den vorstehend beschriebenen Fall, wobei n eine ganze Zahl ist, wird nachstehend gegeben. Angenommen: 1000 P = 35 ,u; f = 3 Hz Amin = 35 u; WL = 1,45 uW dann erhält man nach der Beziehung 10 K > 2 g/mm
Wenn daher die Amplitude 35 ,u bis 44 l ist, beträgt die Federkonstante der Vorschubklinke 2 bis 2,5 g/mm und es ist eine stabile Arbeitsweise des Bewegungswandlers gesichert für einen Belastungsverlust von 1,45 ,uW, wobei gleichzeitig ein doppeltes Überspringen der Zähne des Sperrades wirksam vermieden ist.
Aus vorstehenden Ausführungen ergibt sich, dass der erfindungsgemässe Bewegungswandler hoch stabilisierte Arbeitsbedingungen bei einem kontinuierlichen Synchronantrieb schaffen kann, wobei die notwendige Antriebsleistung und auch die Fähigkeit zur Kompensation von Belastungsund Amplitudenschwankungen gegeben ist
Weiterhin ergeben sich noch verschiedene folgende Vorteile:
Es gibt keine Ungewissheit in der Arbeitsweise, welche bisher durch gelegentliche Verschiedenheit in der Anordnung zwischen der Vorschubklinke und der Stopklinke auftrat, da bei der erfindungsgemässen Ausführung keine Stopklinke vorhanden ist. Wie bereits erwähnt, ist der erfindungsgemässe Bewegungswandler verhältnismässig unempfindlich für eine gelegentliche exzentrische Herstellung und bzw.
oder Montage des Sperrades, was bisher einen erheblichen Aufwand an Montagekosten erforderte, die nunmehr wegfallen und den erfindungsgemässen Bewegungswandler daher billiger gestalten.
Eine weitere Möglichkeit besteht darin, am Aussenumfang des Sperrades eine wesentlich feinere Zahnung anzuordnen und auch die hiermit zusammenarbeitenden Teile feiner auszubilden, so dass eine hohe Schwingungsfrequenz des mechanischen Schwingers leicht und zuverlässig umgewandelt werden kann in eine langsame Drehbewegung des Sperrades.
Unterbrechungen des Sperrades, wie sie üblicherweise vorkommen, sind hierbei ausgeschlossen und die Bewegung kann in eine praktisch kontinuierliche und konstante Drehung des Sperrades umgewandelt werden. Obgleich gelegentlich Rückbewegungen des Sperrades verursacht werden können. wenn die Belastung ausserordentlich gross und die entsprechende Trägheit des Sperrades sehr klein ist, kann eine Unterbrechung der Bewegung jedoch vollständig verhindert werden.
Gelegentliche Schwankungen in der kinetischen Energie durch die Drehung des Sperrades werden stets innerhalb des Systems des Räderwerkes aufgenommen. Unwirksame Energieaufnahme durch das Zusammentreffen des Sperrzahnes mit dem Palettenstein der Vorschubklinke sind vollkommen ausgeschaltet. Diese Merkmale sind in höchstem Masse vorteilhaft für die Anwendung eines hochfrequenten Schwingers oder in der Verwendung dieses Bewegungswandlers in einem Antrieb mit grossen Abmessungen.
Da die Vorschubklinke eine gewisse Elastizität in ihrer Schwingungsrichtung aufweist, wird ein weicher und nachgiebiger Kontakt auch in dem Fall gesichert, wo ein plötzlicher Schlag oder Stoss von aussen ausgeübt wird.
Selbstverständlich ist die praktische Ausführungsform des erfindungsgemässen Bewegungswandlers in keiner Weise auf die dargestellten Ausführungsbeispiele beschränkt, da insbesondere die verschieden ausgebildeten Vorschubklinken sowohl in der einen als auch in der anderen Ausführung Verwendung finden können.
Für die Gestaltung der Vorschubklinken ist es ferner möglich, diese im wesentlichen gradlinig zu fertigen und hierbei den federnden Abschnitt in allernächster Nähe des Basisendes vorzusehen.
Auch die Ausbildung des mechanischen Schwingers kann in anderer, im allgemeinen üblicher Weise erfolgen.
The invention relates to the design of a motion converter for converting vibrations of a mechanical vibrator into a rotary movement via a feed.
pawl, which is attached with its base to this transducer and engages with its free end in the teeth of a ratchet wheel. Such a motion converter is particularly suitable for use as a drive for a synchronous motor, for example for display and / or adjustment purposes.
Conventional transducers of this type are generally designed to include a pair of pawls, one being the feed pawl and the other being the stop pawl, the feed pawl being fixedly attached to the mechanical vibrator and held in engagement with the teeth of a ratchet so that the vibrations of the oscillator set the ratchet wheel in corresponding rotary movements. The stop pawl is also held in engagement with the teeth of the ratchet wheel and serves to prevent any rotation of the ratchet wheel in the opposite direction than the drive direction. However, this arrangement means that the ratchet wheel can only be driven gradually with interruptions.
This type of motion converter is known, for example, in a drive mechanism in which a tuning fork is used as a mechanical oscillator and the feed pawl is pivotally attached thereto. This feed pawl then engages in the teeth of the ratchet wheel and drives it.
However, such a ratchet mechanism has several disadvantages. For example, for a perfect transmission of the vibratory movements of the mechanical oscillator to the ratchet wheel, the mutual distance between the feed pawl and the stop pawl must be precisely maintained and a certain number of tooth distances of the ratchet wheel plus half a distance therefrom, measured at the points of contact between these pawls and the ratchet wheel. This requirement must be met as far as possible, which of course requires an extremely difficult and time-consuming adjustment work if such a converter is to work properly.
Once the required position between the ratchet wheel and the pawl has been established, a slight bump or shock from the outside is often sufficient so that the mutual alignment shifts again. If such an external influence occurs, the regular operation of the drive is of course considerably disturbed.
In particular, if the feed and stop pawls are parallel to each other and in close mutual relationship, and if the ratchet wheel is mounted slightly eccentrically from its real and correct position, as can occur due to inevitable mechanical errors, the mutual distance between the two pawls for each Rotation of the ratchet wheel and cause regular deviations in their mutual working positions, which naturally causes a disruption of the desired dynamic equilibrium in the regular drive. As practical experience has shown, the actually permissible eccentricity in the assembly of the ratchet wheel should be within a small part of a tooth spacing.
A high level of precision is therefore required in the machining and assembly of such a ratchet wheel, especially if it is a drive with small dimensions. The practical implementation of these requirements can therefore only be achieved with considerable difficulties and only a relatively high work rate.
For the same reason, the number of ratchet teeth is not increased, as would be necessary to achieve a better conversion of motion by making the ratchet wheel rotate at a lower speed.
In order to achieve a uniform and effective conversion of the oscillation, the aim here is to achieve a continuous drive of the ratchet wheel as far as possible instead of the step-by-step drive that has previously been used. In addition, the abolition or omission of the stop pawl is extremely desirable, so that a simplification in the assembly of the motion converter can be achieved.
The purpose of the invention is therefore to create such a motion converter for converting vibrations of a mechanical oscillator into a rotary movement via a feed pawl, which is attached to this oscillator with its base and engages with its free end in the teeth of a ratchet wheel.
Such a motion converter is characterized according to the invention by a feed pawl that is elastic due to deformation in the direction of oscillation and by a ratchet wheel with an additional weight load which causes an increased moment of inertia to prevent the wheel from turning back and which drives a gear train via a pinion.
To increase this moment of inertia, the ratchet wheel can be equipped with an additional inertia wheel.
It is also possible to equip such a ratchet wheel with a first additional inertia wheel in the form of a gear wheel, which then meshes with a further, second inertia wheel. In this case, it is expedient to provide the first inertia wheel with approximately the same angular moment as the second inertia wheel in order to increase the counterforce against a torque exerted by external influences on the ratchet wheel.
In a preferred embodiment of the motion converter according to the invention for driving a synchronous motor, the absolute sum value of the angular moments of the ratchet wheel and the transmission gears rotating in the same direction is expediently selected to be essentially the same as the absolute sum value of the other gears of the gear train, which move in the opposite direction as the ratchet wheel rotate so that an increased counterforce against a disruptive torque transmitted from the outside to the ratchet wheel can be achieved.
In the attached drawings, for example, possible embodiments of the motion converter according to the invention are shown, wherein:
1 shows a schematic representation of the most important parts of a motion converter designed according to the invention,
Fig. 2 and 3 are two schematic representations of the work mode of the motion converter of Fig. 1,
4 shows the representation of a further embodiment of a motion converter according to the invention, some parts being cut and shown in a simplified manner,
5a to 5f possible embodiments of a feed pawl according to the invention and
6 shows the mode of operation of the motion converter.
Fig. 1 shows a schematic representation of a conventional mechanical oscillator 1, which is preferably in
Form of a tuning fork is formed. Here, the tuning fork arm is excited in such a way that it executes vibrations in the plane of the drawing, as indicated by the double arrow.
A feed pawl 2, preferably in the form of a steel wire section, sits with its base firmly and rigidly on the mechanical oscillator, where it is attached to a suitable device 3, for example with a slotted pin, or is held in a corresponding bore of the Schwin gers 1. The other, free end of this feed pawl is equipped with a fixed pallet block 2a and is held in engagement with the teeth 4a of a ratchet wheel 4.
The base of the oscillator 1 is fixedly mounted in a base plate 100.
An impeller 5 is now provided concentrically with the ratchet wheel 4, these two wheels still being firmly and concentrically connected to a pinion 6. This arrangement is rotatably mounted in suitable support elements, for example a plate or the like, by means of a conventional shaft, which is not shown in the drawing.
An intermediate section 2b between the base and the free end of the feed pawl is approximately S-shaped or similar, so that this results in a certain elasticity in the axial or oscillation direction of this feed pawl. In addition, this feed pawl 2 is pressed with its free end between the teeth 4a of the ratchet wheel 4 with a light, radially directed and elastic spring pressure.
The aforementioned pinion 6 is in engagement with an intermediate gear 7, which in turn is firmly connected to a pinion 8. This gear 7 and the pinion 8 together represent an intermediate gear arrangement which can also be mounted in the aforementioned plate.
The pinion 8 is in engagement with a further gear 9, which carries a radial lever arm 10, as is shown schematically.
The mode of operation of this first embodiment of the motion converter designed according to the invention is explained in more detail below with reference to FIGS.
Strictly speaking, this preferably requires treatment by means of a kinetic energy equation, including the oscillation system and the rotation system which is contained in the transducer. However, it will suffice to use simplified equations, mainly for the steady or regular working conditions of the converter under the following simplifying assumptions.
The inertia of the ratchet assembly, including the ratchet 4 and all other parts up to the lever arm 10, is chosen to be large enough so that a practically constant rotational speed is maintained when a drive takes place, as will be described below.
Such an inertial effect must be present despite the driving force from the feed pawl 2, the load due to the gear train, the friction loss which occurs mainly between the pallet block 2a and the tooth surface of the ratchet wheel 4, and the counterforce between this block and this surface when the feed pawl slides back 2. More precisely, the inertia corresponds to the ratio of the kinetic energy of the gear train, ultimately a ratchet wheel 4 and the rotating parts mentioned, multiplied by the integer 2 and divided by a square root of the peripheral speed of the ratchet wheel 4, this inertia having the dimensions of a mass .
The mass of the feed pawl 2 is chosen so small enough that it can be neglected in comparison to this inertia.
Furthermore, it should be assumed that the fixed base end of the feed pawl 2 executes a sinusoidal movement with respect to a time axis at a constant frequency which is the same as that of the mechanical oscillator 1, regardless of any disturbing force in the opposite direction, which comes from the pallet block 2a is exerted on the attachment point via this feed pawl 2.
It should also be assumed that when the pallet block 2a slides over the inclined tooth surface of the locking tooth 4a, the axial displacement of the pallet block is the same as that of the base end of the feed pawl 2, again regardless of the frictional resistance between the pallet block and the inclined tooth surface the ratchet wheel 4.
With reference to FIGS. 2 and 3, the mutual relationships of the oscillating movement of the mechanical oscillator 1, the pallet block 2a and the ratchet tooth 4a will now be described in more detail. Here, in Fig. 2, the horizontal axis x denotes the displacement of the base end of the feed pawl 2 and the displacement of each of the various ratchet teeth, while the vertical axis t represents the corresponding timing. FIG. 3 shows a part or section from FIG. 1 very schematically and in an enlarged representation.
In FIGS. 2 and 3, the pallet block 2a is in a position where it is displaced in the x direction by the movement of the feed pawl 2. This starting position corresponds approximately to the intersection of the two axes x and t at point 0. This starting position of the pallet block 2a is shown in FIG. The same position of the pallet block is shown by point PO in FIG. 2.
With the oscillating movement of the mechanical oscillator 1, the pallet block 2a moves under these conditions from its initial position PO along the inclined tooth surface (N + 1) "of the tooth (N + 1) of the ratchet wheel in the feed direction against the stop surface N 'of this ratchet tooth, namely at a greater speed than the corresponding ratchet tooth until this pallet block strikes the stop surface N '. This displacement movement corresponds to the curve part P, -PI. The time interval within which this movement takes place is denoted by t in the diagram of FIG.
With further forward movement and drive of the ratchet wheel 4 by the pallet block 2a within a period of time (T-t2), with the tooth N of the ratchet wheel moving, a certain amount of elastic energy is stored in the elastic section 2b of the feed pawl 2. During this energy storage and this elastic drive within the time segment (t, -t2), the base end of the feed pawl 2 describes a curve section (Pi-P2) on the sinusoidal curve in Fig. 2, while the pallet block 2a sectioned itself along a straight curve (P1 -P2), which is also shown in FIG. 2.
The stored elastic energy in the elastic section 2b can be expressed here by the dashed field SD
At point P2, which corresponds to point in time t2, all of the stored energy for an elastic drive of the ratchet wheel 4 has been used up. During the subsequent period of time (t2-l / fl, where f corresponds to the oscillation frequency of the oscillator list and point P4, the drive contact of the pallet block 2a with the tooth stop N 'ceases and this pallet block 2a slides over the tooth (N + l) the next tooth (N + 2) etc.
During this final phase of an oscillating movement of the oscillator 1, the base of the feed pawl 2 and the pallet block 2a describe a curve section P2-P3-P4 according to FIG. 2. In this way, a complete oscillation is carried out at the point in time P4 or (I / f).
The following nomenclature should be assumed to explain the above-described vibratory movement of the pallet block caused by the axially elastic feed pawl:
X = horizontal distance between the front, the driving force absorbing stop surface of the tooth N 'and the outer end of the pallet stone 2a, X, = horizontal displacement of the base of the feed pawl 2, X2 = horizontal displacement of the stop surface of the tooth N, P = distance of the Ratchet teeth 4a, K = spring constant of the feed pawl 2, measured in its axial direction, f = oscillation frequency of the oscillator, A = the half-amplitude, measured at the base end of the feed pawl, n = number of ratchet teeth when passing through the tip of the pallet block during the execution of a complete Vibration, v = feed speed of the ratchet tooth,
measured in the circumferential direction of the ratchet wheel, XO = initial distance of the pallet stone, measured in the most retracted position between the stop surface of the ratchet and the front end of the pallet stone, before = time, measured from the starting point O in the most retracted position of the pallet stone, before this strikes the stop surface of the ratchet tooth N, t, = time at which the pallet block comes into contact with the ratchet wheel N, t2 = time at which the contact of the pallet block with the ratchet tooth N breaks off, F = force between the pallet block and the Stop surface of the ratchet tooth, WD = total value of drive energy,
transferred from the pallet block to the ratchet wheel during a complete oscillation, WL = total value of the energy absorbed by the ratchet wheel assembly during a complete oscillation to maintain a continuous rotation of the ratchet wheel and SD = dashed area in Fig. 2, which the dimension of a length multiplied by time Has.
Based on this nomenclature, we get: X, = A (1 - cos 2 X - ft) (1) v = nfP (2) X2 = X0 + v - t = X0 + nf P t (3) Da X = X2 - XI = XO + n - f - P - t - A (l - cos 2 rc - f - t) (4) X can assume a negative value. In this case, a compression force acts between the front of the pallet block and the stop surface N ', so that the elastic cal section 2b is under a compression pressure.
Therefore a driving force acts: F = -K X X (5) on the ratchet tooth N. The driving energy WD, caused by the effect of this driving force F, is:
EMI3.1
However, the necessary conditions for the implementation of a stable drive for the ratchet wheel are as follows:
The presence of a period within which a driving force can arise: Xmjn <0 0 (7)
In addition, the force that the drive exerts on the ratchet arrangement must be in balance with the total sum that is absorbed by this arrangement. Or, in other words: WD = K - n - P f f- 5B = WL (8)
From all of this it follows that in all cases where the various working conditions are within certain, regular limits, the motion converter can work in a continuous manner.
But even under certain irregular and deviating working conditions, as will be explained below, the motion converter designed according to the invention can still work as intended.
In the case of fluctuating loading conditions, where it is assumed, for example, that the loading assumes the significantly larger value W'L> WL, it becomes: W0 <WL
In this way, the speed of rotation of the ratchet assembly is correspondingly reduced and the value X0 per revolution will become smaller and smaller. As the value X0 decreases, the value SD will increase, so that WD assumes a 'larger value W'D. Then newly occurring stabilization conditions WD = WL can be maintained, namely modified, steady working conditions. In this way, a new steady rotational movement of the ratchet assembly can be maintained without difficulty.
In the reverse case with a lower load, these phenomena occur inversely to those described above. In this case, too, a steady rotary movement of the ratchet arrangement can occur and be maintained without difficulty.
Another malfunction is a fluctuating amplitude of the mechanical oscillator. If, for example, the normal amplitude of the oscillator increases to a larger value, as can happen, for example, through external influence and a transition from A to A 'takes place, the value SD is correspondingly reduced and the driving force is then correspondingly larger. This also increases the speed of rotation of the locking wheel accordingly. The value X0 per revolution will gradually increase until the value SD reaches its original value before the effect of the amplitude fluctuation and a new stabilization of the rotary movement is maintained and vice versa.
The load or amplitude fluctuations in the above-mentioned sense can either be of a temporary or permanent nature, and the result can always be the same.
In the case of starting work with a mechanism at rest, the amplitude of the mechanical oscillator is first gradually increased and during this initial period the pallet block will exert a repeated impact against a certain ratchet tooth which is currently within reach of the pallet block. With a further increase in the oscillation amplitude of the oscillator and thus the feed pawl with its pallet block, the ratchet wheel will receive a certain drive force as soon as the pallet block jumps over one tooth to the next, namely the drive takes place in the way that corresponds to a total oscillation amplitude, so that the ratchet wheel is accelerated quickly and strongly. In this way, a stabilized and steady rotation of the ratchet wheel is achieved, which is maintained.
The rotation of this ratchet wheel is of course directed in one direction of rotation.
4 shows another embodiment of the motion converter according to the invention with a mechanical oscillator 11 made up of two oscillating arms 11a and 11b and a short center piece 11c, so that this oscillator is approximately W-shaped in this way. This oscillator 11 is attached to a base plate 25 by means of two screws 26 and 27. This oscillator 11 can be viewed as a specific embodiment of the oscillator 1 according to FIG. 1. The base plate 25 then corresponds approximately to the base plate 100 according to FIG. 1. The two oscillating arms 11 a and 11 b oscillate in the usual manner in mutually directed phase and in a plane parallel to the base plate 25.
A feed pawl with an elongated L-shape is arranged with its base end 12b pivotably on one of the swing arms 11b. Since the feed pawl 12 is only shown schematically in FIG. 4, its special shape is shown in FIG. 5a. At the free end of this pawl 12, a pallet block 12a is attached as in the embodiment described first.
The feed pawl 2 of this Ausfüh described first tion with its pallet block 2a is shown in Fig. 5b.
Due to the L-shape, the feed pawl 12 has a pronounced axial elasticity compared to a lower lateral elasticity. The pallet block 12a is held in engagement with a ratchet wheel 13, which is part of a larger inertial mass in the form of a toothed wheel 15. This arrangement is also rotatably mounted on the base plate 25.
Rigidly connected to this arrangement and concentrically therewith is a pinion 14 which can be rotated counterclockwise, as indicated by an arrow in FIG. The term axial in connection with the elasticity of the feed pawl means a direction as defined as a straight connection between the two ends of the feed pawl.
The pinion 14 is in engagement with a gear 16, which is the first gear of a gear train to which the intermeshing gears 17 to 22 belong.
The gear 18 here forms the second gear and the gear 22 can then represent the output gear in the illustrated embodiment. A radial lever arm 23 is also shown.
The inertia wheel 15 is equipped on its outer circumference with a toothing 15a and is in engagement with a second inertia wheel 24 in the form of a gear. Both inertia gears 15 and 24 are preferably of the same diameter and inertia, rotating in opposite directions.
All the gears of this gear train are rotatably mounted on the base plate 25 in the usual manner.
The arrangement of these two inertia wheels 15 and 24, together with the axial elasticity of the feed pawl 12, has the important and astonishing effect that as a result, fluctuations in the rotational movement of the ratchet wheel 13 during one revolution are considerably reduced and a much more continuous rotation of the wheel 13 can be achieved as a result as it was found with previously common motion converters.
It should be particularly emphasized here that in the motion converter according to the invention the temporary stop in the movement of the ratchet wheel that has occurred in the previously usual oscillation process is almost completely eliminated.
In the practical implementation of the motion converter according to the invention, the corresponding inertia of the ratchet wheel is selected to be so large that fluctuations in the rotary motion are kept to 25/0 and less under the normal working conditions of a drive. This advantage can also be found in the same way in the embodiment described first.
Furthermore, the rotating parts are designed and arranged in such a way that the ratchet wheel and the gear wheels driven by it have an algebraic total of the angular moments, which is 0 under normal operating conditions of a drive. Or, to put it more precisely: The absolute sum of the angular moments of all clockwise rotating gears and their equivalents is essentially equal to the value of the counterclockwise rotating gears and their equivalents. In general, this means that the angular moment of the gears 16 to 21 is essentially smaller than that of the inertia wheel 15. The inertia wheel 24, which compensates a substantial part of the angular moment of the inertia wheel 15, is designed so that it has approximately the same inertia as the other inertia wheel 15.
The swing arms 11 a and 11 b each have a yoke 30a and 30b at their free ends, to which the two permanent magnets 28a and 28b are rigidly attached. These two permanent magnets 28a and 28b work together with a fixedly arranged drive coil 29a and a sensor coil 29b. These two coils 30a and 30b are connected in a conventional manner in a circuit which consists of the transistor 31, the capacitor 32, the resistor 33 and the current source 34. Such circuits for driving gear trains are known and can be modified in many ways, and they can also take other forms.
When the drive works in the usual way under regular and steady conditions, the magnets 28a and 28b vibrate together with their yoke 30a and 30b and the swing arms 1 1a and 1 1b of the mechanical oscillator 11 in electromagnetic cooperation with the drive coil 29a and the sensor coil 29b, as it is commonly known. The oscillating movement is transmitted from the oscillating arm lib to the feed pawl 12, since its base end 12b regularly oscillates with the oscillating arm 11b. The transfer of the oscillating movement through the pallet block 12a to the ratchet wheel 13, on the other hand, takes place essentially in a continuous manner, as has been described above.
The motion converter according to the invention has a more stable ability to convert motion against mechanical influences from the outside, whereby the desired continuous operation of a drive is disturbed, in particular by the additional arrangement of the second inertia wheel 24 in addition to the first inertia wheel 15, which is about the impeller 5 of the first described embodiment corresponds.
The advantageous, shock-proof properties of the motion converter designed according to the invention will be described in detail below:
If a drive equipped with this motion converter is exposed to an impact from the outside, the drive and thus the motion converter accelerate their operation. This
Acceleration can be divided into three Cartesian coordinate components and a torque. These Cartesian components appear generally and essentially in the form of changes in the bearing friction during all rotational movements of the gear train, including in this case also the ratchet wheel 13. These friction fluctuations in turn have an effect in the form of load fluctuations.
Favorable possibilities in this regard have already been mentioned in the first-mentioned embodiment and the same applies mutatis mutandis to the second embodiment.
When a disturbing torque is applied in the second embodiment, but still assuming that no second inertia wheel 24 is provided, such a torque, when it acts on the base plate 25, will cause an undesired rotary movement of the first inertia wheel 15. This in turn has the effect of impairing the time step by disrupting the engagement between the feed pawl and the ratchet wheel.
If, on the other hand, the second inertia wheel 24 is provided, which meshes with the first inertia wheel 15 and thereby executes an opposite rotational movement, the torques of these two inertia wheels are balanced at their mutual engagement point. However, this also does not change the relative relationship between the ratchet wheel and the base plate and thus maintains it as before.
In the embodiment according to FIG. 4, the moment of inertia of the first inertia wheel 15 is selected in such a way that it is substantially equal to the moment of inertia of the second inertia wheel 24, as mentioned above.
However, the invention is not limited to this case. For example, the two moments of inertia can also be selected in such a way that, if necessary, they correspond to the following equation: A = n'B where A is the moment of inertia of wheel 15 and B is the moment of inertia of wheel 24, while iln is the ratio of the rotational speeds of both Wheels is.
Even if such a change is made, the same effect as described above in connection with FIG. 4 can occur. To achieve this effect, it is sufficient to choose the moments of inertia of the two wheels of inertia so that the algebraic sum of their angular moments is 0. In the case of a drive, however, where a rotational disturbance of the above-mentioned type does not noticeably occur, there is no problem at all in the practical implementation, even if the second inertia wheel is omitted, as is the case in the embodiment described first.
For a better understanding of the invention, the second embodiment of the invention is next starting
Motion converter explained in more detail by means of practical dimensional information, with a mechanical oscillator
Tuning fork is used.
Number of oscillations of this tuning fork: 333 '/ Hz Length of tuning fork: 16 mm Weight of tuning fork arms: 2 x 0.5 g amplitude, measured at 70 Z (from tip of tuning fork end: to tip) amplitude, measured at the attachment of the feed pawl 25 and (from tip on tuning fork arm: to tip) Number of teeth of the ratchet wheel: 225 Outer circumference of the ratchet wheel: 3 mm
The practical length over all (1, + 12) of the feed pawl 12 (Fig. 5a) was 7.3 mm, of which 12: 2 mm, its width 2.1-10 'mm and its thickness 2.4 10) mm.
The moment of inertia of the ratchet wheel 13 including the first inertia wheel 15 was 2.67 × 10 3 g cm 2. The included angle 0 was 90 "and the diameter of the
Gear train was 30 mm.
After the practical tests carried out, the four assumptions mentioned above were essentially realized. The drive with the inventive
Motion converter could work under stabilized conditions, with half the force normally used. In this case that was 13 volts and 4 uA.
External impacts and other, normally occurring disturbances could not impair the regular drive.
In Fig. 5 some of the most important forms of axially elastic feed pawls are shown, which form an essential part of the inventive trained th motion converter, these representations are somewhat schematic.
As already mentioned, Fig. 5a shows a pawl feed as it is used in the embodiment of FIG.
The second embodiment according to FIG. 5b is such as is used according to FIG. In this second example, the elastic section 2b is curved in a zigzag shape to allow the necessary elasticity, so that in this way the necessary resilient torque is also present in the feed pawl 2 at the same time.
In the third embodiment of a feed pawl 42 according to FIG. 5c, the elastic section 42b also forms a zigzag curve, but this curve is at right angles to the plane of the previous curve. The fourth example of a feed pawl 52 according to FIG. 5d has an elastic section 52b, which consists of a combination of half a curve of the elastic sections according to FIGS.
5b and 5c.
In the fifth example of a feed pawl 62 according to FIG.
5e, the elastic portion 62b has the shape of a screw turn.
In the embodiment according to FIG. 5f, the elastic section 72b of the feed pawl 72 has the simple shape of an upwardly curved curve.
In the third embodiment according to FIG. 5c, the fastening of the feed pawl 42 is shown in an elastic, open ring 42c, which sits under tension and precisely aligned on a pin, not shown, which is provided on the mechanical oscillator. This design for fastening the base end of the feed pawl has already been mentioned in connection with the first embodiment. In the other different examples of the design of the feed pawl according to Fig.
5d, 5e and 5f, these base ends 52c, 62c and 72c are shown only schematically and in a highly simplified manner, although an attachment according to FIG. 5c is also possible.
The pallet blocks 42a, 52a, 62a and 72a are designed in the same way as is mentioned in connection with the described embodiments for the pallet blocks 2a or 12a.
It could be shown that the inventive
Motion converter can work stabilized in the sense of an automatic control technology. This mechanism according to the invention can be stabilized with two or more
Ratchet teeth per oscillation of the mechanical oscillator with a certain different combination of different parameters P, K, f, n and A than those as already mentioned. If, for example, there was a mechanical shock from the outside, a steady and stabilized mode of operation of the motion converter could be maintained in various ways, whereby two teeth instead of one tooth of the ratchet wheel were advanced with each oscillation of the oscillator.
If the motion converter is designed to convey one ratchet tooth per oscillation of the mechanical oscillator, the above-mentioned condition naturally represents a malfunction in the regular drive.
The selection of these parameters is specified below in order to avoid such difficulties in the operation of the drive.
Assume that the motion converter works under stabilized conditions, with n teeth per vibration of the vibrator being conveyed. In this case, the following conditions must be met:
If the ratchet wheel rotates at a speed which corresponds to a (n + 1) teeth per oscillation of the oscillator, and if the amplitude of the feed pawl reaches its maximum permissible value, which can be expressed as A = Amax, then the maximum drive energy W " D (when X0 = 0) exerted by the oscillating pawl must be less than the least load loss W "D in order to maintain the conveying speed a (n + 1).
Hence W "D D WL (9)
When the ratchet wheel works at its regular working speed and when the amplitude reaches a minimum permissible value, which can be expressed by A = Amin, the maximum drive energy must be less than the maximum if W0 == 0, as it is exerted by the pawl permissible value W'D of the normal load loss, so that WD> - ¯ WL (10)
The single line here means the parameters of the last described case, while the double lines refer to those of the previously described case. Under these conditions, the above-mentioned parameter WD is obtained from the relationship (9).
EMI6.1
= (n + 1) - K P f f- 5,, c W "L (11) From the relationship (10) results
EMI6.2
= n nKfS'n> W 'K- f f SD> WL (12)
A stabilized mode of operation of the motion converter can be ensured in this way by selecting these parameters n, K, P, f etc. so that they satisfy these equations 11 and 12.
In FIG. 6, the two aforementioned states are plotted in the same way as in FIG. 2.
With the motion converter designed according to the invention, it is also possible to advance the ratchet wheel by one tooth with m oscillations of the mechanical oscillator each time, assuming that m is an integer of 2 and larger, and the selection of the tooth spacing is somewhat larger than before. In this case the regular number of ratchet teeth per vibration of the oscillator is 11m teeth. In the case of an excessive further conveyance of the teeth close to the normal conveying speed, this value becomes l / m-1 teeth per oscillation. In this case, therefore, relationships 11 and 12 become:
EMI6.3
where W "L is a minimal load loss to maintain 1 / m-1 teeth production during vibration.
A practical numerical example in the above-described case where n is an integer is given below. Assume: 1000 P = 35, u; f = 3 Hz amine = 35 µ; WL = 1.45 uW then according to the relationship 10 K> 2 g / mm is obtained
Therefore, if the amplitude is 35, u to 44 l, the spring constant of the feed pawl is 2 to 2.5 g / mm and stable operation of the motion transducer is assured for a load loss of 1.45, uW, while at the same time skipping twice Teeth of the ratchet wheel is effectively avoided.
From the above it follows that the motion converter according to the invention can create highly stabilized working conditions with a continuous synchronous drive, with the necessary drive power and also the ability to compensate for load and amplitude fluctuations
In addition, there are various advantages:
There is no uncertainty in the mode of operation, which hitherto has arisen due to the occasional difference in the arrangement between the feed pawl and the stop pawl, since there is no stop pawl in the embodiment according to the invention. As already mentioned, the motion converter according to the invention is relatively insensitive to an occasional eccentric production and / or
or assembly of the ratchet wheel, which previously required a considerable amount of assembly costs, which are now omitted and therefore make the motion converter according to the invention cheaper.
Another possibility is to arrange a much finer toothing on the outer circumference of the ratchet wheel and also to design the parts that cooperate with it finer, so that a high vibration frequency of the mechanical oscillator can be easily and reliably converted into a slow rotary movement of the ratchet wheel.
Interruptions of the ratchet wheel, as they usually occur, are excluded and the movement can be converted into a practically continuous and constant rotation of the ratchet wheel. Although it can occasionally cause the ratchet wheel to move backwards. However, if the load is extremely high and the corresponding inertia of the ratchet wheel is very small, an interruption of the movement can be completely prevented.
Occasional fluctuations in the kinetic energy due to the rotation of the ratchet wheel are always absorbed within the system of the gear train. Ineffective energy consumption due to the contact between the ratchet tooth and the pallet block of the feed pawl are completely eliminated. These features are extremely advantageous for the application of a high-frequency oscillator or for the use of this motion converter in a drive with large dimensions.
Since the feed pawl has a certain elasticity in its direction of oscillation, a soft and flexible contact is ensured even in the case where a sudden blow or shock is exerted from the outside.
Of course, the practical embodiment of the motion converter according to the invention is in no way limited to the illustrated embodiments, since in particular the differently designed feed pawls can be used both in one and in the other embodiment.
For the design of the feed pawls, it is also possible to manufacture them essentially in a straight line and to provide the resilient section in the immediate vicinity of the base end.
The mechanical oscillator can also be designed in a different, generally customary manner.