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Mechanischer, stufenloser Drehzahl- und Drehmomentwandler
Die Erfindung betrifft einen mechanischen, stufenlosen Drehzahl- und Drehmomentwandler. Ein gemäss der Erfindung ausgebildeter Wandler dieser Art ist im wesentlichen gekennzeichnet durch mindestens ein Kardangelenk, das mit einer durch eine Antriebswelle angetriebenen, verstellbaren Eingangswelle verbunden und mit mindestens einem Kugelgelenk kombiniert ist, wobei die durch diese Kombination gebildete Wandlereinheit mindestens zwei einzeln mit jeweils einem Kardan- oder Kugelgelenk auf Drehung verbundene, kpaxiale Ausgangswellen aufweist, die an ihren freien Enden Arme tragen, an deren Enden auf zur Drehachse parallelen Achsen Sperrklauen schwenkbar angelenkt sind,
die radial nach aussen in bezug auf ihre Umfangsrichtung nach hinten geneigt sind und mit ihren freien Enden unter Federbelastung an der glatten Innenfläche eines mit den Ausgangswellen der Wandlereinheit koaxialen Zylinders gleiten, der aussen einen Zahnkranz trägt, der mit einem Zahnrad in Eingriff steht, das auf der treibenden Welle frei drehbar gelagert ist und einen Auslegerarm trägt, an dessen freiem Ende eine Welle frei drehbar gelagert ist, die zwei Planetenzahnräder drehfest verbindet, von denen das eine Zahnrad in ein auf der treibenden Welle befestigtes Zahnrad eingreift und das andere Zahnrad mit einem auf der Abtriebswelle des Wandlers befestigten Zahnrad in Eingriff steht.
Der erfindungsgemässe mechanische, stufenlose Drehzahl- und Drehmomentwandler bietet die Vorteile eines hohen mechanischen Wirkungsgrades, eines weiten Regelbereiches, eines kräftigen Aufbaues und einer praktisch unbegrenzten Lebensdauer.
Weitere Vorteile und Merkmale der Erfindung gehen aus der folgenden Beschreibung hervor, in der unter Bezugnahme auf die Zeichnungen ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel des erfindungsgemässen Drehzahl-und Drehmomentwandlers eingehend erläutert ist. Fig. 1 zeigt schematisch den Gesamtaufbau des erfindungsgemässen Wandlers. Fig. 2 veranschaulicht die zentrale Kardaneinheit. Fig. 2a zeigt ein Kugelgelenk und Fig. 3 ist eine Ansicht des Kardanachsensterns, der zusätzlich zu den üblichen vier, um 900 gegeneinander versetzten Gelenkzapfen noch ein weiteres Paar von Gelenkzapfen aufweist, die mit
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Zylinders mit den darin umlaufenden Sperrklauen. Die Fig. 5 und 6 zeigen schliesslich den Zusammenbau des Wandlers mit einer Regeleinrichtung.
Bei dem in den Zeichnungen dargestellten Wandler sind Zahnräder A und B mit einer treibenden Welle 8 verbunden, die sich mit gleichbleibender Geschwindigkeit dreht. Das Zahnrad A treibt über Zahnräder D, E, F eine Eingangswelle 11 einer Wandlereinheit 9. Die Zahnräder D und E sind auf einer Welle 10 befestigt, deren Achse durch den Mittelpunkt der Kugelelemente der Wandlereinheit 9 geht. Auf diese Weise bleibt, wenn zwecks Regelung der Drehzahl der Antriebswelle die Welle 11 in einer zur Zeichenebene senkrechten Ebene geschwenkt wird, der Eingriff der Zahnräder E und F unbeeinflusst.
Die Wandlereinheit 9 (Fig. 2 und 3) enthält ein zentrales Kardangelenk 12, dessen Achsenstern Gelenkzapfen 13,14 und 16,17 trägt. Das Kardangelenk verbindet die Eingangswelle 11 mit einer Ausgangswelle 18. Mit der Eingangswelle 11 sind zwei einen ersten Becher bildende Arme 21, 22 verbunden, die an ihren Enden diametral angeordnete Zapfen 23,24 tragen, die in Ringnuten von an einer mit der Ausgangswelle 18 koaxialen hohlen Ausgangswelle 181 befestigten, ebenfalls einen Becher bildenden Armen 26,27 verschiebbar sind ;
ferner sind mit der Eingangswelle zwei weitere, einen zum ersten Becher konzentrischen zweiten Becher bildende Arme 28,29 verbunden, die an ihren Enden ebenfalls diametral
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angeordnete Zapfen 31,32 tragen, die in Ringnuten von Armen 33,34 verschiebbar sind, die ihrerseits an einer die Hohlwelle 181 koaxial umschliessenden weiteren hohlen Ausgangswelle 182 befestigt sind und einen weiteren Becher bilden. Hiebei ergeben die beiden durch die Arme 21,22 bzw. 28,29 gebildeten Becher in Kombination mit den durch die Arme 26,27 bzw. 33,34 gebildeten Bechern zwei Kugelgelenke der in der italienischen Patentschrift Nr. 513 747 beschriebenen Art.
Ein Kugelgelenk dieser Art ist in Fig. 2a schematisch dargestellt, wobei die Teile, die gleichen Teilen nach Fig. 2 entsprechen, mit dem Index a versehene gleiche Bezugszeichen haben.
Bei dem in Fig. 2a gezeigten bekannten Kugelgelenk trägt eine einzige, mit konstanter Drehzahl umlaufende treibende Welle A ein Paar oder mehrere Paare von Armen 28a, 29a, an deren Enden Zapfen 31a, 32a angeordnet sind, die in Ringnuten von an einer hohlen Welle B befestigten Armen 33a, 34a verschiebbar sind. Innerhalb dieser Einheit ist eine zweite Einheit vorgesehen, die zwei ebenfalls an der treibenden Welle A befestigte Arme 21a, 22a aufweist, die an ihren Enden Zapfen 23a, 24a tragen. Diese Zapfen sind in Ringnuten von Armen 26a, 27a verschiebbar, die mit einer zentralen Welle B1 verbunden sind, um welche die Hohlwelle B drehbar ist.
In Fig. 2 sind die Gelenkzapfen aller drei Elemente (nämlich des Achsensterns des Kardangelenkes 12 und der beiden Kugelgelenke) zwecks besserer Deutlichkeit in der Zeichenebene liegend dargestellt ; in
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stellten Beispiel drei) angibt. Für Fig. 2a gilt bezüglich der Darstellung aller Zapfen in der Zeichenebene sinngemäss das vorstehend in Fig. 2 gesagte, wobei gemäss Fig. 2a n = 2 ist.
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Gelenkzapfen angeordnet sind (Fig. 3). Durch diese zusätzlichen Gelenkzapfen 36,37 kann gegebenenfalls noch eine weitere Ausgangswelle mit der Eingangswelle 11 der Wandlereinheit 9 auf Drehung verbunden sein.
Die Eingangswelle 11 versetzt die Ausgangswellen 18, 18 und 18 entsprechend dem bekannten, die zyklischen Winkelgeschwindigkeitsänderungen von durch Kardangelenke angetriebenen Wellen betreffenden Gesetz
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die jeweilige Momentanwinkelgeschwindigkeit mit
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Fig. 4 zeigt in Ansicht von vorne einen Zylinder 38 und Sperrklauen 39, die in der nachstehend be-
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schwache Federn belastete freie Enden an der glatten Innenfläche des Zylinders 38 gleiten, der mit einem Zahnrad G verbunden ist.
Wenn die Klauen gegensinnig zu ihrer Neigung an der Zylinderwand gleiten, so wirken sie der Bewegung des sich in derselben Richtung wie die umlaufenden Klauen drehenden Zylinders entgegen und daher dreht sich der Zylinder stets mit jener Geschwindigkeit, die durch die jeweils am langsamsten umlaufenden Klauen zugelassen wird.
Da die Klauen 39 bei jedem vollen Umlauf zwei Zyklen mit veränderlicher Winkelgeschwindigkeit ausführen, tritt bei jedem Umlauf die Minimalwinkelgeschwindigkeit für jede Welle zweimal und im Ganzen daher 2n mal auf, wenn n die Anzahl der Wellen 18 angibt.
Wenn mit m das Verhältnis der Drehzahlen der treibenden Welle 8 und der Welle 11 der Wandlereinheit 9 bezeichnet ist, so entsprechen einer Umdrehung der Welle 8 m. cosa Umdrehungen der Wellen 18
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und daher auch m. cos < x Umläufe der Klauen 39 und somit m. cos a Umdrehungen des Zylinders 38 mit dem Zahnrad G. Dieses Zahnrad bewirkt, dass der Zylinder 38 den Klauen nacheilt, wobei er jeweils relativ zu den am langsamsten umlaufenden Klauen ruht.
Auf der treibenden Welle 8 ist ein Zahnrad H frei
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Das Zahnrad H ist mit einem radialen Auslegerarm 42 auf Drehung verbunden, der auf der Welle 8 frei drehbar gelagert ist und an seinem freien Ende ein Lager 43 trägt, in dem eine Welle 44 frei drehbar gelagert ist, auf der koaxiale Zahnräder L und M befestigt sind, von denen das eine Zahnrad L in das mit gleichbleibender Drehzahl laufende Zahnrad B eingreift, während das andere Zahnrad M mit einem Zahnrad N in Eingriff steht, das auf einer mit veränderbarer Drehzahl laufenden Welle 45 befestigt ist.
Das beschriebene System arbeitet in nachstehend erläuterter Weise : Der Motor vollführt eine Um- drehung, z. B. derart, dass sich der Zahnkranz an einer Seite (+ in Fig. 1) des Zahnrades A in die Zei- chenebene hinein bewegt. Wenn hiebei zunächst nur die Bewegung des Zahnrades A betrachtet wird, so fUhren die Sperrklauen m. cosoc Umläufe aus und der Zylinder, der sich in derselben Richtung wie die i Sperrklauen bewegt, macht ebenfalls m. cos cx Umdrehungen. Nun sei angenommen, dass sich das Zahn- rad B allein dreht und das Zahnrad A nach Ausführung der erwähnten einen Umdrehung stillsteht.
Das
Zahnrad B erzeugt einen im Punkt 46 auf die Zähne des Rades L wirkenden Schub f, der seinerseits über die Zahnräder L und M an der Eingriffsstelle 4'7 der Zahnräder M und N einen Schub f und ausserdem eine
Reaktionskraft f2 im Punkt 48 der den Rädern L und M gemeinsamen Welle 44 erzeugt. Die Reaktions-
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diesen Bedingungen dreht sich somit die getriebene Welle 45 mit derselben Drehzahl wie die treibende
Welle 8.
Es sei bemerkt, dass die Leistung, die als Ergebnis der Reaktionskraft f durch den Wandler geht, durch das Zahnrad A zum Motor zurückgeführt wird, wobei der einzige, im Vergleich mit der eine Funktion der
Schubkraft f darstellenden Nutzleistung vernachlässigbare Verlust die mit der Schubkraft f zusammen- hängende Reibungsarbeit ist. Aus Fig. 1 ist es auch tatsächlich ersichtlich, dass f (M-L) =f List, worin
M und L die Zahlenwerte der Teilkreisradien der Räder M und L sind.
Die Schubkraft f tritt nicht ohne Erzeugung einer Reaktionskraft f auf, diese letztere hat aber nur die Funktion, den Zylinder in Gleichlauf mit den Klauen zu halten und es genügt daher, wenn f, die erforderliche Beschleunigung der den Auslegerarm 42, das Zahnrad H, den Zylinder 38 und das Zahnrad G enthaltenden Gruppe erzeugt.
Nach den Fig. 5 und 6 kann die Veränderung des Winkels a in einfacher Weise dadurch ermöglicht werden, dass die Wandlereinheit 9 und deren Eingangswelle 11 von einem Ausleger 51 eines kreisförmigen Ringes 52 getragen werden, der um eine durch den Mittelpunkt der Wandlereinheit gehende Achse gedreht werden kann. Der Ausleger 51 trägt einen Zapfen 53, an dem eine Verbindungsstange 54 angelenkt ist, die mittels eines Gelenkzapfens 56 betätigbar ist, der an einer Scheibe 57 befestigt ist, die sich um eine Achse 58 dreht und eine Rolle 59 trägt.
Diese Rolle greift in einen Schlitz eines Malteserkreuzes 61 ein, das um eine Achse 62 drehbar ist und mittels eines Zahnbogens 63 eine Zahnstange 64 verstellt, die einen Umsteuerantrieb bekannter Art betätigt, welcher der Abtriebswelle 45 zugeordnet ist und zum Wechseln der Drehrichtung der vom Wandler angetriebenen Einrichtungen dient.
Die in Fig. 5 gezeigte Stellung entspricht der Einstellung a = 00, d. h. der Mittelstellung des Umsteuerantriebes. In dieser Stellung haben die Umsteuerorgane schon ihre halbe Verstellbewegung ausgeführt. Da an diesem Punkt die Drehzahl der Abtriebswelle des Wandlers Null ist und da sich ferner in der Nähe von a = 0 bei Änderungen des Winkels ader cos a relativ sehr wenig ändert, bleibt die Drehzahl Null der Abtriebswelle auch noch bei ziemlich kleinen Werten des Winkels a erhalten, so dass ein leichter anfänglicher Doppeleingriff im Umsteuerwendegetriebe, also ein gleichzeitiger Eingriff sowohl für den Vorlauf als auch für den Rücklauf, keine schädlichen Wirkungen zur Folge hat, insbesondere auch deshalb nicht,
weil bei dieser Mittelstellung die Schaltgeschwindigkeit des Malteserkreuzes 61 am Umsteueror-
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gan 64 am grössten ist, wogegen die Bewegung der Verbindungsstange 54 in dieser Mittelstellung prak- tisch wirkungslos bleibt.
Aus der Betrachtung der auftretenden Bewegungen und Kräfte kann der Ausdruck für die Anzahl der . Umdrehungen der Abtriebswelle 45 je Umdrehung der Eingangswelle 11 als eine Funktion des Winkels Ci zwischen den Wellen 11 und 18 der Wandlereinheit 9 erhalten werden. Wenn K das Verhältnis der Teil-
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Mechanical, stepless speed and torque converter
The invention relates to a mechanical, continuously variable speed and torque converter. A converter of this type designed according to the invention is essentially characterized by at least one cardan joint, which is connected to an adjustable input shaft driven by a drive shaft and combined with at least one ball joint, the converter unit formed by this combination at least two individually with one cardan each - or ball joint has kpaxial output shafts connected to rotation, which carry arms at their free ends, at the ends of which locking claws are pivotably articulated on axes parallel to the axis of rotation,
which are inclined radially outward with respect to their circumferential direction and slide with their free ends under spring load on the smooth inner surface of a cylinder which is coaxial with the output shafts of the transducer unit and which bears a ring gear on the outside which is in engagement with a gear wheel the driving shaft is freely rotatable and carries a cantilever arm, at the free end of which a shaft is freely rotatably mounted, which connects two planetary gears in a rotationally fixed manner, one of which engages in a gear mounted on the driving shaft and the other gear with one gear attached to the output shaft of the converter engages.
The mechanical, stepless speed and torque converter according to the invention offers the advantages of a high mechanical efficiency, a wide control range, a strong structure and a practically unlimited service life.
Further advantages and features of the invention emerge from the following description, in which a preferred exemplary embodiment of the speed and torque converter according to the invention is explained in detail with reference to the drawings. 1 shows schematically the overall structure of the converter according to the invention. Fig. 2 illustrates the central gimbal unit. 2a shows a ball joint and FIG. 3 is a view of the cardan axis star which, in addition to the usual four pivot pins offset from one another by 900, has a further pair of pivot pins, which with
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Cylinder with the locking claws surrounding it. Finally, FIGS. 5 and 6 show the assembly of the converter with a control device.
In the converter shown in the drawings, gears A and B are connected to a driving shaft 8 which rotates at a constant speed. The gearwheel A drives an input shaft 11 of a converter unit 9 via gearwheels D, E, F. The gearwheels D and E are mounted on a shaft 10, the axis of which goes through the center of the spherical elements of the converter unit 9. In this way, when the shaft 11 is pivoted in a plane perpendicular to the plane of the drawing for the purpose of regulating the speed of the drive shaft, the engagement of the gears E and F remains unaffected.
The converter unit 9 (Fig. 2 and 3) contains a central cardan joint 12, the axis star of which carries pivot pins 13, 14 and 16, 17. The cardan joint connects the input shaft 11 to an output shaft 18. Two arms 21, 22 forming a first cup are connected to the input shaft 11, which at their ends carry diametrically arranged pins 23, 24 which are in annular grooves of one coaxial with the output shaft 18 arms 26,27 attached to hollow output shaft 181, also forming a cup;
Furthermore, two further arms 28, 29, which form a second cup concentric to the first cup, are connected to the input shaft and which are also diametrically opposed at their ends
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bear arranged pins 31,32 which are displaceable in annular grooves of arms 33,34, which in turn are attached to a further hollow output shaft 182 coaxially surrounding the hollow shaft 181 and form a further cup. The two cups formed by the arms 21, 22 and 28, 29 in combination with the cups formed by the arms 26, 27 and 33, 34 result in two ball joints of the type described in Italian patent specification No. 513 747.
A ball joint of this type is shown schematically in FIG. 2a, the parts which correspond to the same parts according to FIG. 2 having the same reference numerals provided with the index a.
In the known ball and socket joint shown in FIG. 2a, a single driving shaft A rotating at constant speed carries a pair or more pairs of arms 28a, 29a, at the ends of which pins 31a, 32a are arranged, which are in annular grooves on a hollow shaft B. attached arms 33a, 34a are slidable. Within this unit, a second unit is provided, which has two arms 21a, 22a which are likewise fastened to the driving shaft A and which carry pins 23a, 24a at their ends. These pins are displaceable in annular grooves of arms 26a, 27a which are connected to a central shaft B1 about which the hollow shaft B is rotatable.
In FIG. 2, the pivot pins of all three elements (namely the star axis of the cardan joint 12 and the two ball joints) are shown lying in the plane of the drawing for the purpose of better clarity; in
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provided example three). What was said above in FIG. 2 applies analogously to the representation of all pins in the plane of the drawing, with n = 2 according to FIG. 2a.
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Hinge pins are arranged (Fig. 3). By means of these additional pivot pins 36, 37, a further output shaft can optionally be connected to rotate with the input shaft 11 of the converter unit 9.
The input shaft 11 displaces the output shafts 18, 18 and 18 according to the known law concerning the cyclical angular velocity changes of shafts driven by universal joints
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the respective instantaneous angular velocity with
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Fig. 4 shows a view from the front of a cylinder 38 and locking claws 39, which in the following described
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weak springs loaded free ends slide on the smooth inner surface of the cylinder 38, which is connected to a gear G.
If the claws slide on the cylinder wall in the opposite direction to their inclination, they counteract the movement of the cylinder rotating in the same direction as the rotating claws and therefore the cylinder always rotates at the speed allowed by the slowest rotating claws .
Since the claws 39 perform two cycles with variable angular velocity for each full revolution, the minimum angular velocity for each shaft occurs twice for each revolution and therefore 2n times in total, if n is the number of shafts 18.
If the ratio of the speeds of the driving shaft 8 and the shaft 11 of the converter unit 9 is designated by m, then one revolution of the shaft 8 corresponds to m. cosa turns of the shafts 18
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and therefore also m. cos <x revolutions of the claws 39 and thus m. cos a revolutions of the cylinder 38 with the gear G. This gear causes the cylinder 38 to lag behind the claws, whereby it rests in each case relative to the slowest rotating claws.
A gear H is free on the driving shaft 8
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The gear H is connected to rotation with a radial cantilever arm 42 which is freely rotatably mounted on the shaft 8 and at its free end carries a bearing 43 in which a shaft 44 is freely rotatably mounted on which the coaxial gearwheels L and M are fastened of which one gear L meshes with the gear B running at a constant speed, while the other gear M meshes with a gear N which is mounted on a shaft 45 running at a variable speed.
The system described works in the manner explained below: The motor completes one revolution, e.g. B. such that the ring gear on one side (+ in Fig. 1) of the gear A moves into the plane of the drawing. If only the movement of the gear A is initially considered, the locking claws m. cosoc turns off and the cylinder, which moves in the same direction as the i locking claws, also makes m. cos cx revolutions. It is now assumed that gear B rotates on its own and gear A comes to a standstill after executing the mentioned one revolution.
The
Gear wheel B generates a thrust f acting on the teeth of wheel L at point 46, which in turn generates a thrust f and also a thrust f via the gears L and M at the point of engagement 4'7 of the gears M and N
Reaction force f2 at point 48 of the shaft 44 common to wheels L and M is generated. The reaction
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Under these conditions, the driven shaft 45 rotates at the same speed as the driving shaft
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It should be noted that the power that passes through the converter as a result of the reaction force f is fed back to the engine through gear A, the only one in comparison with the one function of FIG
The useful power representing the thrust f is negligible loss which is the frictional work associated with the thrust f. In fact, it can also be seen from Fig. 1 that f (M-L) = f List, where
M and L are the numerical values of the pitch circle radii of the wheels M and L.
The thrust force f does not occur without generating a reaction force f, but the latter only has the function of keeping the cylinder in synchronism with the claws and it is therefore sufficient if f, the required acceleration of the cantilever arm 42, the gear H, the Cylinder 38 and the gear G containing group generated.
According to FIGS. 5 and 6, the change in the angle a can be made possible in a simple manner in that the converter unit 9 and its input shaft 11 are supported by an arm 51 of a circular ring 52 which is rotated about an axis passing through the center of the converter unit can be. The boom 51 carries a pin 53 to which a connecting rod 54 is articulated, which can be actuated by means of a pivot pin 56 which is fastened to a disc 57 which rotates about an axis 58 and carries a roller 59.
This roller engages in a slot of a Maltese cross 61, which is rotatable about an axis 62 and, by means of a toothed arc 63, adjusts a rack 64 which actuates a reversing drive of a known type, which is assigned to the output shaft 45 and to change the direction of rotation of the one driven by the converter Facilities.
The position shown in FIG. 5 corresponds to the setting a = 00, i.e. H. the middle position of the reversing drive. In this position, the reversing members have already carried out half their adjustment movement. Since at this point the speed of the output shaft of the converter is zero and since, furthermore, in the vicinity of a = 0, changes in the angle ader cos a change relatively little, the speed of the output shaft remains zero even with fairly small values of the angle a received, so that a slight initial double intervention in the reversing reversing gear, i.e. a simultaneous intervention for both the forward and the reverse, does not result in any harmful effects, in particular not because of this,
because in this middle position the switching speed of the Maltese cross 61 at the reversing
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gan 64 is the greatest, whereas the movement of the connecting rod 54 remains practically ineffective in this central position.
From the consideration of the movements and forces that occur, the expression for the number of. Revolutions of the output shaft 45 per revolution of the input shaft 11 can be obtained as a function of the angle Ci between the shafts 11 and 18 of the converter unit 9. If K is the ratio of the partial
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