EP2504130A1 - Variation der eigenfrequenz von schwingungsmitteln in elektrowerkzeugen - Google Patents

Variation der eigenfrequenz von schwingungsmitteln in elektrowerkzeugen

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EP2504130A1
EP2504130A1 EP10767980A EP10767980A EP2504130A1 EP 2504130 A1 EP2504130 A1 EP 2504130A1 EP 10767980 A EP10767980 A EP 10767980A EP 10767980 A EP10767980 A EP 10767980A EP 2504130 A1 EP2504130 A1 EP 2504130A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
vibration
power tool
spring
mass
housing
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP10767980A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Gerd Schlesak
Carsten Diem
Willy Braun
Hardy Schmid
Holger Ruebsaamen
Michael Weiss
Jan Koalick
Peter Loehnert
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
Publication of EP2504130A1 publication Critical patent/EP2504130A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F7/00—Vibration-dampers; Shock-absorbers
    • F16F7/10—Vibration-dampers; Shock-absorbers using inertia effect
    • F16F7/1005—Vibration-dampers; Shock-absorbers using inertia effect characterised by active control of the mass
    • F16F7/1011—Vibration-dampers; Shock-absorbers using inertia effect characterised by active control of the mass by electromagnetic means
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B25—HAND TOOLS; PORTABLE POWER-DRIVEN TOOLS; MANIPULATORS
    • B25D—PERCUSSIVE TOOLS
    • B25D11/00—Portable percussive tools with electromotor or other motor drive
    • B25D11/06—Means for driving the impulse member
    • B25D11/12—Means for driving the impulse member comprising a crank mechanism
    • B25D11/125—Means for driving the impulse member comprising a crank mechanism with a fluid cushion between the crank drive and the striking body
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B25—HAND TOOLS; PORTABLE POWER-DRIVEN TOOLS; MANIPULATORS
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    • B25D17/00—Details of, or accessories for, portable power-driven percussive tools
    • B25D17/24—Damping the reaction force
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B25D2216/0007—Details of percussion or rotation modes
    • B25D2216/0015—Tools having a percussion-only mode
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    • B25D2217/00—Details of, or accessories for, portable power-driven percussive tools
    • B25D2217/0073—Arrangements for damping of the reaction force
    • B25D2217/0076—Arrangements for damping of the reaction force by use of counterweights
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    • B25D2250/00—General details of portable percussive tools; Components used in portable percussive tools
    • B25D2250/221—Sensors

Definitions

  • the present invention relates to a power tool with a vibration means, which is arranged to compensate for housing vibrations in the power tool and a method for compensating housing vibrations of a power tool.
  • FIG. 6 shows a typical housing oscillation 100 which arises when the housing of drilling and impact hammers 7 is vibrated. 8 is caused, in which the racket 121 is driven by an eccentric piston drive 12. On the horizontal axis 101, the rotation angle [in °] is shown, on the vertical axis 102, the deflection [in mm] of the housing.
  • the vibration generating case vibration 100 is composed of a plurality of frequency components. The main frequency is derived from the periodic acceleration of the racket 121. However, FIG. 6 shows that the deflection, which is caused by the periodic acceleration of the racket 121, is superimposed on further frequency components from other sources of vibration, for example from the impact and recoil processes of the impact chain and from unbalanced mass forces of the drive. Because the vibration generating case vibration 100 is composed of a plurality of frequency components. The main frequency is derived from the periodic acceleration of the racket 121. However, FIG. 6 shows that the deflection, which is caused by the periodic acceleration of the racke
  • Housing vibration 100 does not substantially sinusoidally with the main frequency, but the sinusoidal waveform with main frequency more frequency components are superimposed. Since nonlinear systems work with only partially harmonic motion sequences, the individual vibration components are superimposed in a complex manner. By playing between the individual components, by nonlinear elasticity courses, by the non-linear impact processes and by the only approximately harmonic reaction forces from the impact mechanism, inharmonious housing vibrations of complex order result.
  • a damper is a spring-mass system with a fixed resonant frequency that can achieve significant vibration reduction only in a small region near the resonant frequency. Therefore, the Tilgereigenfrequenz is selected as close to the greatest disturbing vibration frequency of the housing, so that the absorber acts as effectively as possible in this frequency range.
  • the oscillations that occur regularly have different sources. Due to their superimposition, these case vibrations cause different and variable frequencies.
  • the object of the invention is therefore to provide a power tool that is better adapted to the changing requirements in the power tool, so that the housing vibration of the power tool is effectively reduced, and a method for reducing the housing vibration of the power tool.
  • the object is achieved with a power tool having a vibration means, wherein the vibration means is provided for exerting a counter vibration, which counteracts a housing vibration of the power tool, wherein a vibration-relevant property of the vibration means during operation of the power tool is adaptable so that the amplitude, the phase position and / or the frequency of the countervibration changed when changing the vibration relevant property.
  • the amplitude, the phase position and / or the frequency of the counter-vibration of the vibration means are changed by adaptation of the vibration-relevant property of the vibration means during operation If necessary, the countervibration is dynamically adapted to the vibration conditions in the power tool.
  • the frequency range in which the vibration means can be used effectively to compensate for the housing vibration is increased.
  • the compensation of the housing oscillation of the power tool is therefore effectively possible in a larger frequency range.
  • the power tool has varying means with which the amplitude, the phase angle and / or the frequency of the countervibration during operation of the power tool is variable.
  • the counter vibration of the vibrating means during operation of the power tool is dynamically adaptable to the housing vibration, so that the counter vibration with respect to their amplitude, their phase position and / or their frequency can be changed so that it counteracts the housing vibration more accurately, even in the case of unexpected Changes in the housing vibration, for example, by material changes in the workpiece.
  • the housing oscillation can therefore be counteracted even better with changing operating and environmental parameters.
  • the housing oscillation can be compensated both as a function of the instantaneous operating state of the power tool and also independently of the operating point of the power tool. Therefore, the power tool according to the invention allows both the operating settings and operating parameters of the power tool as well as changes in the machined workpiece or the behavior of the operator are taken into account.
  • the vibration means has a natural frequency, which is variable by means of the change means.
  • k F is the spring constant of the spring
  • m the weight of the mass
  • ⁇ 0 the natural frequency of the mass-spring system.
  • Oscillating means near its natural frequency, a substantially maximum amount of the housing oscillation compensated.
  • the natural frequency of the oscillating means it is primarily the amplitude and, at least to a small extent, the phase position of the countervibration that can be changed.
  • the vibration means preferably has a mass which is changeable.
  • the mass is provided to a free, the housing vibration or the vibration causing the housing vibration counteracting vibration.
  • the mass comprises at least two partial masses, which can be reversibly coupled to one another by means of the changing means.
  • the weight of the oscillating mass of the vibrating means is variable, wherein the change of the weight of the oscillating mass leads to the change of the natural frequency. Namely, as the weight of the mass increases, the natural frequency of the vibrator is shifted toward lower frequencies.
  • the mass of the vibrating means is therefore a vibration-relevant property.
  • the vibration means to change its natural frequency to a spring constant, which is variable by means of the change means.
  • the vibration means has a spring characteristic which is non-linear.
  • the spring constant or the spring characteristic of the spring of Vibrating means are therefore vibration-relevant properties of the vibrating means.
  • the mass is arranged on at least one spring, in particular a spiral spring, a helical compression spring or a leaf spring.
  • the vibrating means is a absorber.
  • the oscillation means comprises a plurality of springs which are interconnected such that the spring characteristic of the oscillation means is non-linear.
  • the vibration means comprises the spring on which the mass is arranged, and at least one second spring, which cooperates with the spring in dependence on the amplitude of the counter-vibration.
  • the second spring is preferably connected in parallel to the spring so that the spring constant is increased.
  • both springs with linear and springs with nonlinear spring characteristic are interconnected.
  • the spring constant of the vibrating means is the spring constant of the spring, or the spring constant resulting from the series and / or parallel connection of the plurality of springs of the vibrating means.
  • a spring characteristic reflects the course of the spring constant, which results from the quotient of the magnitude of the spring-stretching force, which is also called spring preload, and the extension caused by the stretching force.
  • the spring characteristic of the vibration means is therefore also the spring characteristic of the spring of the vibration means, or resulting from the series and / or parallel connection of the springs of the vibration means spring characteristic.
  • the change in the spring constant causes a change in the natural frequency of the vibrating means. Namely, as the spring constant increases, the natural frequency of the vibrating means is shifted toward higher frequencies.
  • the spring bias of the vibration means can be changed by means of the change means. Both springs with linear and springs with non-linear spring characteristic are preferred.
  • the spring bias of the vibrating means is the spring bias of the spring, or the spring bias resulting from the series and / or parallel connection of the plurality of springs of the vibrating means.
  • the change in the spring bias causes in particular a change in the amplitude of the countervibration.
  • the spring preload is therefore a vibration-relevant property of the vibrating means.
  • the spring of the vibrating means is mounted on a bearing point, wherein by means of the changing means for changing the spring bias of the bearing point of the spring is displaceable.
  • the bias of the spring is variable, so that in particular the amplitude of the counter-vibration is changed.
  • the changing means comprise in a preferred embodiment, an electrical control means which cooperates with the vibration means, in particular with the mass and / or the spring.
  • the electrical control means interacts directly with the mass and / or the spring.
  • it also preferably cooperates indirectly with the mass and / or the spring, for example by activating or actuating a further changing means, which interacts directly with the mass and / or the spring.
  • the change in the amplitude, frequency and / or phase position of the countervibration is electrically controlled or regulated.
  • another form of control or regulation is applicable, for example, a mechanical control or regulation.
  • the electrical control means is preferably an actuator, or also preferably the control means comprises an actuator, in particular a servomotor, a linear motor or an electromagnet.
  • the power tool further comprises a detection means for detecting the housing oscillation of the power tool, the speed and / or the rotational speed of a drive motor of the power tool, the countervibration of the mass, and / or other vibration-relevant variables, so that the amplitude, the phase position and / or the free Frequency of the countervibration of the mass in response to these vibration relevant variables is variable.
  • a detection means for detecting the housing oscillation of the power tool, the speed and / or the rotational speed of a drive motor of the power tool, the countervibration of the mass, and / or other vibration-relevant variables, so that the amplitude, the phase position and / or the free Frequency of the countervibration of the mass in response to these vibration relevant variables is variable.
  • acceleration sensors and / or displacement measuring sensors are used as detection means.
  • the power tool further comprises an evaluation unit which is connected to the detection means to evaluate the vibration-relevant quantities, and to provide the control means, depending on the vibration-relevant variables output signal.
  • an evaluation unit preferably comprises a logic with which the vibration-relevant variables can be converted into the output signal.
  • the analysis of the vibration-relevant variables is carried out by comparison with standard sizes.
  • an intelligent control or regulation is also preferably used, in particular an adaptive control.
  • the evaluation unit is, for example, a processor-controlled unit. However, it can also be designed as an electrical circuit, in particular an integrated circuit, for example as an ASIC (Application Specific Integrated Circuit).
  • the control or regulation of the countervibration of the vibration means by means of an electrical control means and in particular as a function of vibration relevant variables allows a targeted to the vibration level dynamic adjustment of the countervibration, both as a function of the current operating state of the power tool as well as of known dynamic behavior of the power tool in its different operating modes as well as the behavior of an operator or the machining or the properties of the workpiece.
  • the object is further achieved with a method for compensating housing oscillations of a particular power tool according to the invention, with a vibration means that is provided to exert a counter vibration of the housing vibration, wherein the amplitude, the phase angle and / or the frequency of the counter-vibration during operation of the power tool to be changed.
  • the change in the amplitude, phase position and / or frequency of the countervibration is preferably effected by an adaptation of a vibration-relevant property of the vibration means.
  • the effective frequency range of the vibration medium is increased.
  • the active changing of the amplitude, phase position and / or frequency of the countervibration allows an adjustment of the countervibration to the changing during the operation of the power tool housing vibrations.
  • the counter-vibration is therefore optimizable during operation of the power tool so that it more accurately counteracts the housing vibration and thus better compensates for it.
  • FIGS. 1 to 5 schematically show various embodiments of a power tool according to the invention
  • Fig. 6 shows a housing vibration of a power tool and a counter vibration of a vibrating means
  • Fig. 7 shows spring characteristics of differently designed springs.
  • FIGS. 1 to 5 schematically show various embodiments of a power tool 1 according to the invention.
  • a hammer drill is shown here by way of example, which comprises a striking mechanism assembly 3.
  • a racket 121 is provided which is linearly driven via a connecting rod 12 which is eccentrically mounted by means of an eccentric pin 1 1 on an eccentric disc 10 which rotates about an eccentric axis 9.
  • the eccentric disc 10 is drivable by means of a likewise rotatable about the eccentric axis 9 gear 23, which is in engagement with a drive pinion 22 which is non-rotatably arranged on a drive shaft 21 of a drive motor 20 of the power tool 1.
  • the racket 121 of the striking mechanism assembly 3 is moved back and forth in a longitudinal direction 4.
  • the present invention is not limited to power tools 1 with impact mechanism assembly 3, but also for other power tools 1 used, for example, on drills, jigsaws or the like.
  • rotary hammer is used synonymously for the power tool 1.
  • Vibration-relevant properties ⁇ 0, 51, k F, 1 12 - 1 15, 106, 52 of the vibration means 58 are, for example, their natural frequency ⁇ 0 , the spring preload 106, spring constant k F or spring characteristic 1 12 - 1 15 of their spring 52 and their mass 51st
  • a vibrating means 58 which comprises a mass 51.
  • the vibration means further comprises a first spring 521 and a second spring 522, wherein the mass 51 between the first spring 521 and the second spring 522 is arranged.
  • the vibrating means 58 is therefore a absorber.
  • first and second springs 521, 522 spiral springs are present here. seen. In the description of FIG. 1, therefore, the term spiral spring is used synonymously for the term spring 521, 522.
  • a slide 90 is provided in a gate 98 as a change means, wherein the first spring 521 is mounted on the slide 90, so that it forms a bearing point of the first spring 521.
  • bearing point and slide 90 are therefore used interchangeably in the description of FIG.
  • a centrifugal weight assembly 56 is provided, which cooperates with the slide 90.
  • the centrifugal weight assembly 56 is rotatably connected to the eccentric axis 9, so that the centrifugal weight assembly 56 is driven by rotating the eccentric axis 9.
  • the slide 90 is moved in an extension direction 91 along the backdrop.
  • the extension direction 91 is the extension direction 91 of the first and second springs 521, 522, so that the slide 90 is displaced in or against the force of the first and second coil spring 521, 522, and thus the spring bias of the two springs 521, 522 changes.
  • the displacement of the bearing point 90 causes a change in the spring bias 106 of the vibration means 58, so that in particular the amplitude 104 of a counter-vibration 103 of the vibration means 58 changes.
  • the spring preload 106 is dependent on the
  • the abutment with the mechanical end position is prevented by suspending the mass 51 of the oscillating means 58 between a first coil spring 521 and a second coil spring 522, wherein the first coil spring 521 is a third coil spring 523 and the second coil spring 522 a fourth spiral spring 524 are arranged in parallel, which cooperate in dependence on the amplitude 104 of the counter-vibration 103 with the first and second coil spring 521, 522.
  • a mass 51 of a vibrating means 58 is arranged on a leaf spring 52 of the oscillating means 58.
  • leaf spring and spring 52 are used synonymously.
  • the hammer drill 1 has a detection means 61 for detecting vibration-relevant variables E1, with which the housing vibration 100 of the hammer drill 1 can be detected.
  • the detection means 61 is therefore, for example, a acceleration sensor or a distance measuring sensor.
  • Further vibration-relevant variables E1 are, for example, also the current movement of the mass 51 and / or settings which can be changed by the operator.
  • the detected vibration-relevant quantities E1 are transmitted to an evaluation unit 7, which is connected to the detection means 61, for evaluation.
  • the evaluation unit 7 comprises a logic with which the vibration-relevant quantities E1 can be converted into an output signal A, which is provided to an electrical control means 54.
  • the electrical control means 54 is provided as a change means 54, so that the counter-vibration 103 of the vibration means 58 here is actively adaptable to the requirements in the power tool 1.
  • a servomotor is provided as the control means 54. This is also the case in the embodiment of FIG. 4, so that in these FIGS. 3, 4 the terms control means 54 and servomotor are used synonymously.
  • a bearing point 90 of the leaf spring 52 here a clamping point 90, is displaceable by means of the servomotor 54.
  • a bearing point 90 of the leaf spring 52 here a clamping point 90, is displaceable by means of the servomotor 54.
  • the mass 51 is arranged, while the leaf spring 52 is mounted with its other end on the housing 33 of the power tool 1.
  • the mass 51 is therefore provided so that with it a counter-vibration 103, which counteracts the housing vibration 100 and this at least partially compensated, executable.
  • the servomotor 54 drives a gear 531, which cooperates with a toothed slide 53. As the gear wheel 531 rotates, the slider 53 is released. long an extension direction 91 of the leaf spring 52 is moved. On the slider 53, a clamping means 532 is arranged, which forms the clamping point 90 for the leaf spring 52, so that when moving the slider 53 of the clamping point 90 of the leaf spring 52 moves.
  • the servo motor 54 does not interact directly with the mass 51 and / or the leaf spring 52, but there are further change means 53, 531, 532 provided, here a gear 531, a slider 53 and a clamping means 532 that interact with the leaf spring 52.
  • the mass 51 is suspended between a first coil spring 521 and a second coil spring 522, wherein the first coil spring 521 on a first bearing means 901 and the second coil spring 522 on a second bearing means 902 is stored.
  • the first bearing means 901 and the second bearing means 902 are reciprocally slidable along a spindle 99 in the extending direction 91 of the first and second coil springs 521, 522.
  • the spindle 99 is rotatable, so that the first and the second bearing means 901, 902 along the extension direction 91 shifts.
  • the first and second bearing means 901, 902 are displaceable separately from each other.
  • the spring bias 106 (see Fig. 7) of the spiral springs 521, 522 changes, so that in particular the amplitude 104 of the counteroscillation 103 changes.
  • the bearing means 901, 902, the spindle 99 and the servomotor 54 are changing means 54, 99, 901, 902.
  • nonlinear spring characteristic springs 521, 522 causes a dynamic change in the spring constant k F and thus a change in the natural frequency ⁇ 0 of the oscillator 58.
  • the oscillator 58 is effectively usable for a wider frequency band.
  • control means 55 an electromagnet. Therefore, in this Fig. 5, the terms control means 55 and solenoid used synonymously.
  • a first partial mass 51 1 suspended between a first coil spring 521 and a second coil spring 522. Furthermore, a second partial mass 512 is provided, which is arranged in the region of the first partial mass 51 1.
  • the second sub-mass 512 extends, for example, at least partially along the first sub-mass 51 1 or is arranged, for example, around it.
  • a magnetorheological fluid 57 is arranged, for example in a gap (not shown here).
  • an electromagnet 55 is arranged as adjusting means 55 such that when the electromagnet 55 is switched on, the magnetorheological fluid 57 causes the second partial mass 512 to be coupled to the first partial mass 51 1, so that the weight of the partial mass 51 Mass 51 changes.
  • the weight is substantially the weight of the first partial mass 51 1
  • with the solenoid 55 is substantially the weight of the first partial mass 51 1 plus the weight of the second partial mass 512, when the solenoid 55 is not switched on, so that the mass 51 in the first case is first part of mass 51 1, and so that the mass 51 is formed in the second case of the first part of mass 51 1 and the second part of mass 512.
  • This embodiment therefore has the electromagnet 55 and the magneto-theological fluid 57 as a change means 55, 57, so that here, the counter-vibration 103 of the vibration means 58 is actively controlled or regulated.
  • the greater weight causes a shift of the natural frequency ⁇ 0 of the vibration means 58 to lower frequencies, so that both the amplitude 104 and the phase position ⁇ and the frequency 1 / T of the counter-vibration 103 of the vibration means 58 change.
  • phase angle ⁇ and / or frequency 1 / T of the counter-vibration 103 of the vibration means 58 and mechanical controls are conceivable.
  • the sub-masses in such a way that a coupling of the sub-masses 51 1, 512 by means of a bolt which engages in receiving openings of the sub-masses 51 1, 512 takes place as a function of a vibration-relevant variable, so that they are coupled with sub-masses 51 1 coupled to one another 512, the mass 51 of the vibrating means 58 form, while in non-coupled masses 51 1, 512 only one of the two sub-masses 51 1, 512, the mass 51 of the vibrating means 58 forms.
  • FIG. 6 shows a housing oscillation 100 of a power tool 1 and a countervibration 103 of a mass 51 which is provided in the power tool 1 for compensating the housing oscillation 100.
  • a housing vibration 100 is caused by a variety of vibration sources, e.g. due to the impact of a percussion unit 3, the shock and recoil operations of the percussion chain, unbalanced mass forces of the drive, and others, the housing vibration 100 is not substantially sinusoidal.
  • the housing oscillation 100 is composed, as shown in FIG. 6, of a multiplicity of sinusoidal oscillations of different amplitudes, phase positions and frequencies.
  • the housing oscillation 100 can only be partially compensated.
  • the effectively usable frequency range of a vibration means 58 by changing the natural frequency oo 0 of the vibration means 58 or the accuracy with which the counter-vibration 103 of the housing oscillation 100 counteracts by adjusting the phase position ⁇ , amplitude 104 and / or frequency 1 / T of the counter-vibration 103 are optimized so that a more effective and better compensation of the housing oscillation 100 is possible.
  • FIG. 6 shows, by way of example, a sinusoidal counteroscillation 103, which is carried out, for example, by a mass 51 suspended on a spring 52 (see FIG.
  • the amplitude 104 of the countervibration 103, its frequency 1 / T are represented by their period T and their phase position ⁇ relative to the housing oscillation 100.
  • Fig. 7 shows spring characteristics 1 1 1 - 1 15 of variously executed springs 52, 521 - 524, which can be optionally used in the vibratory means 58 of the invention Elektor- rowerkmaschines 1.
  • the spring characteristic 1 1 1 shows a linear course
  • the spring characteristic 1 12 shows a constant course
  • the spring characteristic 1 13 shows a discontinuous increase
  • the spring characteristic 1 14 shows a degressive
  • the spring characteristic 1 15 shows a progressive course.
  • An unsteady increase 1 13 can be achieved, for example, by the parallel connection of two springs 521 - 524 shown in FIG. 2, or by corresponding leaf springs.
  • a degressive or progressive course 1 14, 1 15 can be achieved for example by a corresponding winding of the springs 52, 521-524.
  • the amplitude 104, the phase angle ⁇ and / or the frequency 1 / T of the counteroscillation 103 executed by the oscillation means 58 are variable, so that the effective frequency range of the Oscillating means 58 is increased.
  • a change or adaptation of the countervibration of the vibration means 58 provided for compensating the housing vibration 100 is provided during operation of the power tool 1, namely by the amplitude 104, the phase angle ⁇ and / or the
  • the countervibration 103 of the oscillation means 58 of the power tool 1 is also actively dynamically adaptable, so that it can be changed both as a function of the instantaneous operating state of the power tool 1 and independently of the operating point of the power tool 1.

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Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Elektrowerkzeug (1) mit einem Schwingungsmittel (58), das zur Ausübung einer Gegenschwingung (103) vorgesehen ist, die einer Gehäuse Schwingung (100) des Elektrowerkzeugs (1) entgegen wirkt, wobei eine schwingungsrelevante Eigenschaft (Wo, 51, Kf, 112-115, 106, 52) des Schwingungsmittels (58) während des Betriebes des Elektrowerkzeugs (1) so anpassbar ist, dass sich die Amplitude (104), die Phasenlage und/oder die Frequenz (1/T) der Gegenschwingung (103) bei Änderung der schwingungsrelevanten Eigenschaft verändert. Die vorliegende Erfindung betrifft weiterhinein insbesondere erfindungsgemäßes Elektrowerkzeug (1), dessen Schwingungsmittel (58) eine Eigenfrequenz aufweist, die mittels Änderungsmitteln des Elektrowerkzeugs (1) veränderbar ist. Die vorliegende Erfindung betrifft weiterhin ein Verfahren zur Kompensation von Gehäuseschwingungen (100), insbesondere des erfindungsgemäßen Elektrowerkzeugs (1), mit einem Schwingungsmittel (58), das zur Ausübung einer gegen eine Gehäuse Schwingung (100) des Elektrowerkzeugs (1) wirkenden Gegenschwingung (103) vorgesehen ist, wobei die Amplitude, die Phasenlage und/oder die Frequenz der Gegenschwingung (103) während des Betriebes des Elektrowerkzeugs (1) verändert wird.

Description

Beschreibung Titel
Variation der Eigenfrequenz von Schwingungsmitteln in Elektrowerkzeugen Stand der Technik
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Elektrowerkzeug mit einem Schwingungsmittel, das zum Ausgleich von Gehäuseschwingungen in dem Elektrowerkzeug angeordnet ist sowie ein Verfahren zur Kompensation von Gehäuseschwingun- gen eines Elektrowerkzeugs.
Durch Inkrafttreten der gesetzlichen Forderung, bei Verwendung von Elektrowerkzeugen das täglich zulässige Arbeitspensum an die auf den Bediener einwirkende, körperliche Belastung zu koppeln, findet bei Elektrowerkzeugen, vor al- lern bei Bohr- und Schlaghammern, das Thema Vibrationen eine immer größer werdende Bedeutung.
Beim Schlagbohren und Meißeln eines Hammers geht eine sehr große körperliche Belastung für den Bediener von der durch das Schlagwerk erzeugten Ge- häuseschwingung aus. Gerade bei großen Bohr- und Schlaghammern sind aufgrund der hohen Schlagenergie die Vibrationen sehr ausgeprägt. Für Bediener solcher Maschinen reduziert sich die erlaubte Arbeitszeit deshalb ohne weitere Maßnahmen zum Teil erheblich. In Folge dessen wird bei der Entwicklung zunehmend an Lösungen gearbeitet, bei denen Vibrationen von Elektrowerkzeugen reduziert sind. Dadurch kann sichergestellt werden, dass auch weiterhin uneingeschränkt mit diesen Geräten gearbeitet werden kann.
Fig. 6 zeigt eine typische Gehäuseschwingung 100, die bei Vibrationen des Gehäuses von Bohr- und Schlaghammern 7 entsteht, welche durch eine Schlag- werksbaugruppe 8 verursacht ist, bei der der Schläger 121 durch einen exzentrischen Kolbentrieb 12 angetrieben wird. Auf der horizontalen Achse 101 ist der Umdrehungswinkel [in °] dargestellt, auf der vertikalen Achse 102 die Auslenkung [in mm] des Gehäuses. Die vibrationsgenerierende Gehäuseschwingung 100 ist aus mehreren Frequenzanteilen zusammengesetzt. Die Hauptfrequenz ist aus der periodischen Beschleunigung des Schlägers 121 abgeleitet. Die Fig. 6 zeigt jedoch, dass der Auslenkung, die durch die periodische Beschleunigung des Schlägers 121 verursacht ist, noch weitere Frequenzanteile aus anderen Vibrationsquellen, z.B. aus den Stoß- und Rückstoßvorgängen der Schlagkette sowie von unausgeglichenen Massenkräften des Antriebes, überlagert sind. Denn die
Gehäuseschwingung 100 verläuft nicht im Wesentlichen sinusförmig mit der Hauptfrequenz, sondern dem sinusförmigen Verlauf mit Hauptfrequenz sind weitere Frequenzanteile überlagert. Da nichtlineare Systeme mit nur bedingt harmonischen Bewegungsabläufen wirken, überlagern sich die einzelnen Vibrationsanteile in komplexer Weise. Durch Spiel zwischen den einzelnen Bauteilen, durch nichtlineare Elastizitätsverläufe, durch die nichtlinearen Stoßvorgänge und durch die nur angenähert harmonischen Reaktionskräfte aus dem Schlagwerk ergeben sich unharmonische Ge- häuseschwingungen komplexer Ordnung.
Eine optimale Reduzierung der Gehäuseschwingung wird erreicht, wenn ein Schwingungsreduktionssystem der in Fig. 6 dargestellten Gehäuseschwingung möglichst exakt entgegenwirkt.
In der Praxis erfolgt die Erzeugung von Gegenkräften, die den Gehäusevibrationen entgegenwirken, beispielsweise mit Hilfe von Tilgern.
Ein Tilger ist ein Feder-Masse-System mit festgelegter Resonanzfrequenz, durch den eine signifikante Schwingungsreduktion nur in einem kleinen Bereich nahe der Resonanzfrequenz erreicht werden kann. Daher wird die Tilgereigenfrequenz möglichst in der Nähe der größten störenden Vibrationsfrequenz des Gehäuses gewählt, so dass der Tilger in diesem Frequenzbereich möglichst effektiv wirkt. Jedoch haben im Betrieb eines Elektrowerkzeugs die auftretenden Schwingungen regelmäßig unterschiedliche Quellen. Durch ihre Überlagerung verursachen diese Gehäuseschwingungen unterschiedlicher und veränderlicher Frequenz.
Beispielsweise kann bei einer Änderung der Belastungsparameter und/oder der Betriebsparameter des Elektrowerkzeugs, insbesondere durch Änderung der Drehzahl des Antriebsmotors des Elektrowerkzeugs oder während der Bearbeitung eines Werkstücks aus verschiedenen Materialien, die beim Betrieb des Elektrowerkzeugs regelmäßig stattfindet, der Wirkbereich eines Tilgers überschritten werden und die Tilgung daher uneffektiv sein.
Daher sind zusätzliche Maßnahmen erforderlich, um die Wirkung des Tilgers bei den auftretenden Betriebs- und Belastungszuständen zu verbessern beziehungsweise eine möglichst große Vibrationsreduktion zu erreichen.
Offenbarung der Erfindung
Aufgabe der Erfindung ist es daher, ein Elektrowerkzeug zu schaffen, dass besser an die sich ändernden Erfordernisse im Elektrowerkzeug angepasst ist, so dass die Gehäuseschwingung des Elektrowerkzeugs effektiver verringerbar ist, sowie ein Verfahren zur Reduktion der Gehäuseschwingung des Elektrowerkzeugs.
Die Aufgabe wird gelöst mit einem Elektrowerkzeug mit einem Schwingungsmittel, wobei das Schwingungsmittel zur Ausübung einer Gegenschwingung vorgesehen ist, die einer Gehäuseschwingung des Elektrowerkzeugs entgegenwirkt, wobei eine schwingungsrelevante Eigenschaft des Schwingungsmittels während des Betriebes des Elektrowerkzeugs so anpassbar ist, dass sich die Amplitude, die Phasenlage und/oder die Frequenz der Gegenschwingung bei Änderung der schwingungsrelevanten Eigenschaft verändert.
Da erfindungsgemäß durch Anpassung der schwingungsrelevanten Eigenschaft des Schwingungsmittels während des Betriebes die Amplitude, die Phasenlage und/oder die Frequenz der Gegenschwingung des Schwingungsmittels verändert wird, wird die Gegenschwingung an die Vibrationsverhältnisse im Elektrowerk- zeug dynamisch angepasst. Dadurch ist der Frequenzbereich in dem das Schwingungsmittel effektiv zur Kompensation der Gehäuseschwingung einsetzbar ist, vergrößert. Die Kompensation der Gehäuseschwingung des Elektrowerk- zeugs ist daher in einem größeren Frequenzbereich effektiv möglich.
In einer bevorzugten Ausführungsform weist das Elektrowerkzeug Änderungsmittel auf, mit denen die Amplitude, die Phasenlage und/oder die Frequenz der Gegenschwingung während des Betriebes des Elektrowerkzeugs veränderbar ist. Dadurch ist die Gegenschwingung des Schwingungsmittels während des Betriebes des Elektrowerkzeugs dynamisch an die Gehäuseschwingung anpassbar, so dass die Gegenschwingung in Bezug auf ihre Amplitude, ihre Phasenlage und/oder ihre Frequenz so verändert werden kann, dass sie der Gehäuseschwingung exakter entgegenwirkt, auch im Falle unerwarteter Änderungen der Gehäuseschwingung, beispielsweise durch Materialänderungen im Werkstück. Der Gehäuseschwingung kann daher auch bei sich ändernden Betriebs- und Umgebungsparametern besser entgegen gewirkt werden.
Bevorzugt ist die Gehäuseschwingung sowohl in Abhängigkeit vom augenblicklichen Betriebszustand des Elektrowerkzeugs als auch unabhängig vom Betriebspunkt des Elektrowerkzeugs kompensierbar. Daher ermöglicht das erfindungsgemäße Elektrowerkzeug, dass sowohl die Betriebseinstellungen und Betriebsparameter des Elektrowerkzeugs als auch Änderungen des bearbeiteten Werkstücks oder des Verhaltens des Bedieners berücksichtigt werden.
In einer bevorzugten Ausführungsform, die die Aufgabe ebenfalls löst, weist das Schwingungsmittel eine Eigenfrequenz auf, die mittels der Änderungsmittel veränderbar ist. Die Eigenfrequenz des Schwingungsmittels ist eine schwingungsrelevante Eigenschaft. Dem Fachmann ist bekannt, dass als Eigenfrequenz die Frequenz eines Schwingungsmittels bezeichnet wird, mit der das Schwingungsmittel nach einmaligem Anstoß schwingen würde, wenn die Schwingung nicht durch Reibung gedämpft würde, und wenn keine anregenden Kräfte die Schwingung der Masse erzwingen. Dem Fachmann ist ebenfalls bekannt, dass sich die Eigenfrequenz eines Masse- Feder- Systems nach der Formel berechnet: ω0 = kF/m
Dabei ist kF die Federkonstante der Feder, m das Gewicht der Masse und ω0 die Eigenfrequenz des Masse- Feder- Systems.
Wenn die Frequenz einer das Schwingungsmittel anregenden Schwingung nahe der Eigenfrequenz des Schwingungsmittels ist, schwingt das Schwingungsmittel mit einer sehr großen Amplitude. Sofern die Gegenschwingung möglichst exakt der Gehäuseschwingung entgegen wirkt, ist daher mit einer Frequenz des
Schwingungsmittels nahe seiner Eigenfrequenz ein im Wesentlichen maximaler Betrag der Gehäuseschwingung kompensierbar. Durch Änderung der Eigenfrequenz des Schwingungsmittels ist vornehmlich die Amplitude und zumindest in geringem Maße auch die Phasenlage der Gegenschwingung veränderbar. Bei einer Änderung der Masse des Schwingungsmittels ändert sich auch die Frequenz der Gegenschwingung.
Um die Eigenfrequenz des Schwingungsmittels zu ändern, weist das Schwingungsmittel bevorzugt eine Masse auf, die veränderbar ist. Die Masse ist zu einer freien, der Gehäuseschwingung beziehungsweise der die Gehäuseschwingung verursachenden Schwingung entgegenwirkenden Gegenschwingung vorgesehen. In einer bevorzugten Ausführungsform umfasst die Masse zumindest zwei Teilmassen, die mittels der Änderungsmittel reversibel miteinander koppelbar sind. Dadurch ist das Gewicht der schwingenden Masse des Schwingungsmittels veränderbar, wobei die Änderung des Gewichtes der schwingenden Masse zu der Änderung der Eigenfrequenz führt. Und zwar wird bei Vergrößerung des Gewichtes der Masse die Eigenfrequenz des Schwingungsmittels in Richtung zu tieferen Frequenzen hin verschoben. Auch die Masse des Schwingungsmittels ist daher eine schwingungsrelevante Eigenschaft.
Bevorzugt weist das Schwingungsmittel zur Änderung seiner Eigenfrequenz eine Federkonstante auf, die mittels der Änderungsmittel veränderbar ist. Besonders bevorzugt weist das Schwingungsmittel eine Federkennlinie auf, die nichtlinear ist. Die Federkonstante beziehungsweise die Federkennlinie der Feder des Schwingungsmittels sind daher schwingungsrelevante Eigenschaften des Schwingungsmittels.
In einer bevorzugten Ausführungsform ist die Masse an zumindest einer Feder angeordnet, insbesondere einer Spiralfeder, einer Schraubendruckfeder oder einer Blattfeder. In dieser Ausführungsform ist das Schwingungsmittel ein Tilger.
In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform weist das Schwingungsmittel mehrere Federn auf, die so miteinander verschaltet sind, dass die Federkennlinie des Schwingungsmittels nichtlinear ist. In einer besonders bevorzugten Ausführungsform weist das Schwingungsmittel die Feder auf, an der die Masse angeordnet ist, sowie zumindest eine zweite Feder, die in Abhängigkeit von der Amplitude der Gegenschwingung mit der Feder zusammenwirkt. Die zweite Feder ist der Feder bevorzugt so parallel geschaltet, dass die Federkonstante vergrößert ist. In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform werden sowohl Federn mit linearer als auch Federn mit nichtlinearer Federkennlinie miteinander verschaltet.
Der Fachmann versteht, dass die Federkonstante des Schwingungsmittels die Federkonstante der Feder, oder die sich aus der Reihen- und/oder Parallelschaltung der mehreren Federn des Schwingungsmittels resultierende Federkonstante ist. Der Fachmann weiß, dass eine Federkennlinie den Verlauf der Federkonstante wiedergibt, die sich aus dem Quotienten des Betrages der die Feder dehnenden Kraft, die auch Federvorspannung genannt wird, und der durch die dehnende Kraft bewirkten Verlängerung ergibt. Die Federkennlinie des Schwingungsmittels ist daher ebenfalls die Federkennlinie der Feder des Schwingungsmittels, oder die sich aus der Reihen- und/oder Parallelschaltung der Federn des Schwingungsmittels resultierende Federkennlinie. Die Veränderung der Federkonstante bewirkt eine Veränderung der Eigenfrequenz des Schwingungsmittels. Und zwar wird bei Vergrößerung der Federkonstante die Eigenfrequenz des Schwingungsmittels in Richtung zu höheren Frequenzen hin verschoben.
In einer ebenfalls bevorzugten Ausführungsform ist mittels der Änderungsmittel die Federvorspannung des Schwingungsmittels veränderbar. Dabei sind sowohl Federn mit linearer als auch Federn mit nichtlinearer Federkennlinie bevorzugt. Der Fachmann versteht, dass die Federvorspannung des Schwingungsmittels die Federvorspannung der Feder, oder die sich aus der Reihen- und/oder Parallelschaltung der mehreren Federn des Schwingungsmittels resultierende Federvorspannung ist. Die Veränderung der Federvorspannung bewirkt insbesondere eine Veränderung der Amplitude der Gegenschwingung. Die Federvorspannung ist daher eine schwingungsrelevante Eigenschaft des Schwingungsmittels.
Bevorzugt ist die Feder des Schwingungsmittels an einem Lagerpunkt gelagert, wobei mittels der Änderungsmittel zum Verändern der Federvorspannung der Lagerpunkt der Feder verschiebbar ist. Durch Verschieben des Lagerpunktes der Feder ist die Vorspannung der Feder veränderbar, so dass dadurch insbesondere die Amplitude der Gegenschwingung verändert wird.
Die Änderungsmittel umfassen in einer bevorzugten Ausführungsform ein elektrisches Steuerungsmittel, das mit dem Schwingungsmittel, insbesondere mit der Masse und/oder der Feder, zusammenwirkt. Besonders bevorzugt wirkt das elektrische Steuerungsmittel unmittelbar mit der Masse und/oder der Feder zusammen. Oder es wirkt ebenfalls bevorzugt mittelbar mit der Masse und/oder der Feder zusammen, beispielsweise indem es ein weiteres Änderungsmittel aktiviert oder betätigt, welches mit der Masse und/oder der Feder unmittelbar zusammenwirkt. Dadurch ist die Änderung der Amplitude, Frequenz und/oder Phasenlage der Gegenschwingung elektrisch Steuer- oder regelbar. Der Fachmann versteht, dass auch eine andere Form der Steuerung oder Regelung anwendbar ist, beispielsweise eine mechanische Steuerung oder Regelung.
Das elektrische Steuerungsmittel ist bevorzugt ein Aktuator, oder ebenfalls bevorzugt umfasst das Steuerungsmittel einen Aktuator, insbesondere einen Stellmotor, einen Linearmotor oder einen Elektromagneten.
In einer bevorzugten Ausführungsform umfasst das Elektrowerkzeug weiterhin ein Erfassungsmittel zur Erfassung der Gehäuseschwingung des Elektrowerk- zeugs, der Drehzahl und/oder der Drehgeschwindigkeit eines Antriebsmotors des Elektrowerkzeugs, der Gegenschwingung der Masse, und/oder weiterer vibrationsrelevanter Größen, so dass die Amplitude, die Phasenlage und/oder die Fre- quenz der Gegenschwingung der Masse in Abhängigkeit von diesen vibrationsrelevanten Größen veränderbar ist. Als Erfassungsmittel werden beispielsweise Beschleunigungssensoren und/oder Wegmesssensoren verwendet.
Vorzugsweise umfasst das Elektrowerkzeug weiterhin eine Auswerteeinheit, die mit dem Erfassungsmittel verbunden ist, um die vibrationsrelevanten Größen auszuwerten, und um dem Steuerungsmittel, ein von den vibrationsrelevanten Größen abhängiges Ausgangssignal bereitzustellen. Eine solche Auswerteeinheit umfasst bevorzugt eine Logik, mit der die vibrationsrelevanten Größen in das Ausgangssignal wandelbar sind. Vorzugsweise erfolgt die Analyse der vibrationsrelevanten Größen durch Vergleich mit Standard- Größen. Als Logik ist aber ebenfalls bevorzugt eine intelligente Steuerung oder Regelung einsetzbar, insbesondere eine adaptive Regelung. Die Auswerteeinheit ist beispielsweise eine prozessorgesteuerte Einheit. Sie kann aber auch als elektrische Schaltung, insbesondere integrierte Schaltung, beispielsweise als ASIC (Application Specific In- tegrated Circuit) ausgebildet sein.
Die Steuerung oder Regelung der Gegenschwingung des Schwingungsmittels mittels eines elektrischen Steuerungsmittels und insbesondere in Abhängigkeit von vibrationsrelevanten Größen ermöglicht eine auf das Vibrationsniveau gezielt abgestimmte dynamische Anpassung der Gegenschwingung, und zwar sowohl in Abhängigkeit vom augenblicklichen Betriebszustand des Elektrowerkzeugs als auch von bekanntem dynamischem Verhalten des Elektrowerkzeugs in seinen verschiedenen Betriebsmodi als auch in Abhängigkeit vom Verhalten eines Be- dieners oder von der Bearbeitung beziehungsweise den Eigenschaften des Werkstücks.
Die Aufgabe wird weiterhin gelöst mit einem Verfahren zur Kompensation von Gehäuseschwingungen eines insbesondere erfindungsgemäßen Elektrowerkzeugs, mit einem Schwingungsmittel, dass vorgesehen ist, eine der Gehäuseschwingung entgegenwirkende Gegenschwingung auszuüben, wobei die Amplitude, die Phasenlage und/oder die Frequenz der Gegenschwingung während des Betriebes des Elektrowerkzeugs verändert werden. Die Veränderung der Amplitude, Phasenlage und/oder Frequenz der Gegenschwingung wird bevorzugt durch eine Anpassung einer schwingungsrelevanten Eigenschaft des Schwingungsmittels bewirkt.
Dadurch ist der effektive Frequenzbereich des Schwingungsmittels vergrößert. Außerdem ermöglicht das aktive Verändern der Amplitude, Phasenlage und/oder Frequenz der Gegenschwingung eine Anpassung der Gegenschwingung an die sich während des Betriebes des Elektrowerkzeugs verändernden Gehäuseschwingungen. Die Gegenschwingung ist daher während des Betriebes des Elektrowerkzeugs so optimierbar, dass sie der Gehäuseschwingung genauer entgegen wirkt und diese somit besser kompensiert.
Im Folgenden wird die Erfindung anhand von Figuren beschrieben. Die Figuren sind lediglich beispielhaft und schränken den allgemeinen Erfindungsgedanken nicht ein.
Fig. 1 - Fig. 5 zeigen schematisch verschiedene Ausführungsformen eines erfindungsgemäßen Elektrowerkzeugs,
Fig. 6 zeigt eine Gehäuseschwingung eines Elektrowerkzeugs sowie eine Gegenschwingung eines Schwingungsmittels, und
Fig. 7 zeigt Federkennlinien von verschieden ausgeführten Federn.
Fig. 1 - Fig. 5 zeigen schematisch verschiedene Ausführungsformen eines erfindungsgemäßen Elektrowerkzeugs 1 .
Als Elektrowerkzeug 1 ist hier beispielhaft ein Bohrhammer gezeigt, der eine Schlagwerksbaugruppe 3 umfasst. In der Schlagwerksbaugruppe 3 ist ein Schläger 121 vorgesehen, der über ein Pleuel 12, welches mittels eines Exzenterpins 1 1 exzentrisch an einer Exzenterscheibe 10 gelagert ist, die sich um eine Exzenterachse 9 dreht, linear angetrieben ist. Die Exzenterscheibe 10 ist mittels eines ebenfalls um die Exzenterachse 9 drehbaren Zahnrades 23 antreibbar, welches mit einem Antriebsritzel 22 in Eingriff ist, das drehfest an einer Antriebswelle 21 eines Antriebsmotors 20 des Elektrowerk- zeugs 1 angeordnet ist. Bei Drehung der Exzenterscheibe 10 in eine Drehrich- tung 8 um die Exzenterachse 9 wird der Schläger 121 der Schlagwerksbaugruppe 3 in einer Längsrichtung 4 hin und her bewegt.
Die vorliegende Erfindung ist aber nicht auf Elektrowerkzeuge 1 mit Schlagwerksbaugruppe 3 beschränkt, sondern auch für andere Elektrowerkzeuge 1 ver- wendbar, beispielsweise auf Bohrmaschinen, Stichsägen oder ähnlich.
Im Folgenden wird der Begriff Bohrhammer synonym für das Elektrowerkzeug 1 verwendet. Erfindungsgemäß wird eine schwingungsrelevante Eigenschaft ω0, 51 , kF, 1 12 -
1 15, 106, 52 eines Schwingungsmittels 58 während des Betriebes des Elektro- werkzeugs 1 so angepasst, dass sich die Amplitude 104, die Phasenlage φ und/oder die Frequenz 1/T einer von dem Schwingungsmittel 58 ausgeführten Gegenschwingung 103 verändert. Schwingungsrelevante Eigenschaften ω0, 51 , kF, 1 12 - 1 15, 106, 52 des Schwingungsmittels 58 sind beispielsweise ihre Eigenfrequenz ω0, die Federvorspannung 106, Federkonstante kF oder Federkennlinie 1 12 - 1 15 ihrer Feder 52 und ihre Masse 51. Dabei sind die schwingungsrelevanten Eigenschaften ω0, 51 , kF, 1 12 - 1 15, 106, 52 des Schwingungsmittels 58 bei mehreren miteinander verschalteten Federn 52, 521 - 524 und/oder Massen 51 , 51 1 , 512 die sich aus der Reihen- und/oder Parallelschaltung der mehreren Federn 52, 521 - 524 und/oder Massen 51 , 51 1 , 512 ergebenden schwingungsrelevanten Eigenschaften ω0, 51 , kF, 1 12— 1 15, 106, 52.
In der Ausführungsform der Fig. 1 ist ein Schwingungsmittel 58 vorgesehen, das eine Masse 51 umfasst. Das Schwingungsmittel umfasst weiterhin eine erste Feder 521 und eine zweite Feder 522, wobei die Masse 51 zwischen der ersten Feder 521 und der zweiten Feder 522 angeordnet ist. Das Schwingungsmittel 58 ist daher ein Tilger. Als erste und zweite Federn 521 , 522 sind hier Spiralfedern vor- gesehen. Im Rahmen der Beschreibung der Fig. 1 wird daher der Begriff Spiralfeder synonym für den Begriff Feder 521 , 522 verwendet.
In dem Elektrowerkzeug 1 sind Änderungsmittel 98, 90, 56 vorgesehen, mit de- nen die Federvorspannung des Schwingungsmittels 58 veränderbar ist. Und zwar ist als Änderungsmittel ein Verschieber 90 in einer Kulisse 98 vorgesehen, wobei die erste Feder 521 am Verschieber 90 gelagert ist, so dass dieser einen Lagerpunkt der ersten Feder 521 bildet. Die Begriffe Lagerpunkt und Verschieber 90 werden daher im Rahmen der Beschreibung der Fig. 1 synonym verwendet.
Als weiteres Änderungsmittel 98, 90, 56 ist eine Fliehkraftgewichtsanordnung 56 vorgesehen, die mit dem Verschieber 90 zusammenwirkt. Die Fliehkraftgewichtsanordnung 56 ist mit der Exzenterachse 9 drehfest verbunden, so dass die Fliehkraftgewichtsanordnung 56 durch Drehen der Exzenterachse 9 antreibbar ist. Dabei wird der Verschieber 90 in einer Erstreckungsrichtung 91 entlang der Kulisse verschoben. Im vorliegenden Fall ist die Erstreckungsrichtung 91 die Erstreckungsrichtung 91 der ersten und zweiten Feder 521 , 522, so dass der Verschieber 90 in oder entgegen der Kraft der ersten und zweiten Spiralfeder 521 , 522 verschoben wird, und sich somit die Federvorspannung der beiden Federn 521 , 522 ändert.
Das Verschieben des Lagerpunktes 90 bewirkt eine Änderung der Federvorspannung 106 des Schwingungsmittels 58, so dass sich insbesondere die Amplitude 104 einer Gegenschwingung 103 des Schwingungsmittels 58 ändert. In die- ser Ausführungsform wird die Federvorspannung 106 in Abhängigkeit von der
Drehzahl des Antriebsmotors 20 vergrößert, und zwar wird bei Verwendung von Federn 521 , 522 mit ansteigender Federkennlinie die Federvorspannung 106 umso größer, je schneller sich der Antriebsmotor 20 dreht. Dadurch wird die Amplitude 104 der Gegenschwingung 103 verringert. Durch die Verwendung ei- ner Feder 521 , 522 mit nichtlinearer Federkennlinie (s. Fig. 7), bevorzugt mit progressiver Federkennlinie 1 15, kann weiterhin verhindert werden, dass die Masse 51 an ihre mechanische Endlage anschlägt. Die mechanische Endlage ist erreicht, wenn die Federn 521 , 522 nicht mehr komprimierbar sind. Das Anschla- gen an die mechanische Endlage würde zu einer Beeinträchtigung der Funktion und der Lebensdauer des Schwingungsmittels 58 führen.
Es ist auch eine Ausführungsform denkbar, bei der ein elektrisches Steuerungsmittel 54 (s. beispielsweise Fig. 3, 4) zum Antrieb der Fliehkraftgewichtsanordnung 56 verwendet wird.
In der Ausführungsform der Fig. 2 wird das Anschlagen an die mechanische Endlage verhindert, indem die Masse 51 des Schwingungsmittels 58 zwischen einer ersten Spiralfeder 521 und einer zweiten Spiralfeder 522 aufgehängt ist, wobei der ersten Spiralfeder 521 eine dritte Spiralfeder 523 und der zweiten Spiralfeder 522 eine vierte Spiralfeder 524 parallel angeordnet sind, die in Abhängigkeit von der Amplitude 104 der Gegenschwingung 103 mit der ersten und zweiten Spiralfeder 521 , 522 zusammenwirken. Bei großer Amplitude 104 der Gegenschwingung 103 sind entweder die erste Spiralfeder 521 und die dritte Spiralfeder 523 parallel geschaltet, so dass sich die Federkonstanten kF52i , kF522 der Federn 521 , 523 addieren und sich die Federkonstante kF des Schwingungsmittels 58 daher vergrößert. Dadurch verschiebt sich die Eigenfrequenz ω0 des Schwingungsmittels 58 zu größeren Frequenzen. Oder die zweite Spiralfeder 522 ist parallel der vierten Spiralfeder 524 angeordnet mit derselben Folge. Eine Verschiebung der Eigenfrequenz oo0 zu größeren Frequenzen bewirkt eine Verringerung der Amplitude 104 der Gegenschwingung 103.
In dieser Ausführungsform sind keine weiteren Änderungsmittel im Elektrowerk- zeug 1 vorgesehen.
In der Ausführungsform der Fig. 3 ist eine Masse 51 eines Schwingungsmittels 58 an einer Blattfeder 52 des Schwingungsmittels 58 angeordnet. Im Rahmen der Figurenbeschreibung der Fig. 3 werden daher die Begriffe Blattfeder und Feder 52 synonym verwendet.
Hier weist der Bohrhammer 1 ein Erfassungsmittel 61 zur Erfassung vibrationsrelevanter Größen E1 auf, mit dem die Gehäuseschwingung 100 des Bohrhammers 1 erfassbar ist. Das Erfassungsmittel 61 ist daher beispielsweise ein Be- schleunigungssensor oder ein Wegmesssensor. Alternativ oder zusätzlich ist es jedoch möglich, mittels des Erfassungsmittels 61 oder weiterer Erfassungsmittel E1 andere vibrationsrelevante Größen E1 zu erfassen, beispielsweise die Drehzahl und/oder den Drehwinkel des Antriebsmotors 20 des Bohrhammers 1 , wobei dafür beispielsweise herkömmliche Drehzahl und/oder Drehwinkel- Geber verwendbar sind, beispielsweise Kommutierungsgeber, Drehzahlgeber, Resolver, Lagegeber und andere. Weitere vibrationsrelevante Größen E1 sind beispielsweise auch die aktuelle Bewegung der Masse 51 und/oder vom Bediener veränderbare Einstellungen.
Die erfassten vibrationsrelevanten Größen E1 werden einer Auswerteeinheit 7, die mit dem Erfassungsmittel 61 verbunden ist, zur Auswertung übermittelt. Die Auswerteeinheit 7 umfasst eine Logik, mit der die vibrationsrelevanten Größen E1 in ein Ausgangssignal A wandelbar sind, welches einem elektrischen Steuer- mittel 54 bereitgestellt wird. In dieser Ausführungsform des Elektrowerkzeugs 1 ist daher als ein Änderungsmittel 54 das elektrische Steuerungsmittel 54 vorgesehen, so dass die Gegenschwingung 103 des Schwingungsmittels 58 hier aktiv an die Erfordernisse im Elektrowerkzeug 1 anpassbar ist. In der Ausführungsform der Fig. 3 ist als Steuermittel 54 ein Stellmotor vorgesehen. Dies ist auch in der Ausführungsform der Fig. 4 der Fall, so dass in diesen Fig. 3, 4 die Begriffe Steuermittel 54 und Stellmotor synonym verwendet werden.
In der Fig. 3 ist mittels des Stellmotors 54 ein Lagerpunkt 90 der Blattfeder 52, hier ein Einspannpunkt 90, verschiebbar. In der Fig. 3 werden daher die Begriffe
Lagerpunkt 90 und Einspannpunkt 90 synonym verwendet. An einem Ende der Blattfeder 52 ist die Masse 51 angeordnet, während die Blattfeder 52 mit ihrem anderen Ende am Gehäuse 33 des Elektrowerkzeugs 1 gelagert ist. Die Masse 51 ist daher so vorgesehen, dass mit ihr eine Gegenschwingung 103, die der Gehäuseschwingung 100 entgegenwirkt und diese zumindest teilweise kompensiert, ausführbar ist.
Der Stellmotor 54 treibt ein Zahnrad 531 an, das mit einem gezahnten Schieber 53 zusammenwirkt. Beim Drehen des Zahnrades 531 wird der Schieber 53 ent- lang einer Erstreckungsrichtung 91 der Blattfeder 52 verschoben. Am Schieber 53 ist ein Einspannmittel 532 angeordnet, das den Einspannpunkt 90 für die Blattfeder 52 bildet, so dass sich beim Verschieben des Schiebers 53 der Einspannpunkt 90 der Blattfeder 52 verschiebt.
In der Ausführungsform der Fig. 3 wirkt daher der Stellmotor 54 nicht unmittelbar mit der Masse 51 und/oder der Blattfeder 52 zusammen, sondern es sind weitere Änderungsmittel 53, 531 , 532 vorgesehen, hier ein Zahnrad 531 , ein Schieber 53 sowie ein Einspannmittel 532, die mit der Blattfeder 52 zusammenwirken.
Durch Verändern des Einspannpunktes 90 ändert sich die Federkonstante kF der Blattfeder 52 und somit die Eigenfrequenz ω0 des Schwingungsmittels 58, so dass sich vor allem die Amplitude 104 der Gegenschwingung 103 ändert. Da sich hier die wirksame Länge der Blattfeder 52 ändert, bewirkt das Verschieben auch eine Änderung der Frequenz 1/T der Gegenschwingung 103.
In der Ausführungsform der Fig. 4 ist im Gegensatz zur Ausführungsform der Fig. 3 die Masse 51 zwischen einer ersten Spiralfeder 521 und einer zweiten Spiralfeder 522 aufgehängt, wobei die erste Spiralfeder 521 an einem ersten Lagermittel 901 und die zweite Spiralfeder 522 an einem zweiten Lagermittel 902 gelagert ist. Das erste Lagermittel 901 sowie das zweite Lagermittel 902 sind entlang einer Spindel 99 in der Erstreckungsrichtung 91 der ersten und zweiten Spiralfeder 521 , 522 hin und her verschieblich.
Mittels des Stellmotors 54 ist die Spindel 99 drehbar, so dass sich das erste sowie das zweite Lagermittel 901 , 902 entlang der Erstreckungsrichtung 91 verschiebt. Es sind auch Ausführungsformen möglich, bei denen das erste und das zweite Lagermittel 901 , 902 getrennt voneinander verschieblich sind.
Durch das Verschieben der Lagermittel 901 , 902 ändert sich die Federvorspannung 106 (s. Fig. 7) der Spiralfedern 521 , 522, so dass sich insbesondere die Amplitude 104 der Gegenschwingung 103 ändert. In dieser Ausführungsform sind die Lagermittel 901 , 902, die Spindel 99 sowie der Stellmotor 54 Änderungsmittel 54, 99, 901 , 902. Durch Verwendung von Federn 521 , 522 mit nichtlinearer und insbesondere progressiver Federkennlinie 1 15 (s. Fig. 7) kann auch hier das Anschlagen der Masse 51 an ihre mechanische Endlage verhindert werden.
Außerdem bewirkt die Verwendung von Federn 521 , 522 mit nichtlinearer Federkennlinie (s. Fig. 7) eine dynamische Veränderung der Federkonstante kF und somit eine Änderung der Eigenfrequenz ω0 des Schwingungsmittels 58. Dadurch ist das Schwingungsmittel 58 für ein breiteres Frequenzband effektiv nutzbar.
In der in Fig. 5 gezeigten Ausführungsform ist als Steuermittel 55 ein Elektromagnet vorgesehen. Daher werden in dieser Fig. 5 die Begriffe Steuermittel 55 und Elektromagnet synonym verwendet.
In dieser Ausführungsform ist eine erste Teilmasse 51 1 zwischen einer ersten Spiralfeder 521 und einer zweiten Spiralfeder 522 aufgehängt. Weiterhin ist eine zweite Teilmasse 512 vorgesehen, die im Bereich der ersten Teilmasse 51 1 angeordnet ist. Die zweite Teilmasse 512 erstreckt sich beispielsweise zumindest teilweise entlang der ersten Teilmasse 51 1 oder ist beispielsweise um diese herum angeordnet. Zwischen der ersten Teilmasse 51 1 und der zweiten Teilmasse 512 ist, beispielsweise in einem Spalt (hier nicht gezeigt), eine magnetorheologi- sche Flüssigkeit 57 angeordnet.
Im Bereich der Teilmassen 51 1 , 512 ist ein Elektromagnet 55 als Stellmittel 55 so angeordnet, dass beim Einschalten des Elektromagneten 55 die magnetorheolo- gische Flüssigkeit 57 ein Ankoppeln der zweiten Teilmasse 512 an die erste Teilmasse 51 1 bewirkt, so dass sich das Gewicht der Masse 51 ändert. Nämlich das Gewicht ist bei nicht eingeschaltetem Elektromagneten 55 im Wesentlichen das Gewicht der ersten Teilmasse 51 1 , und bei eingeschaltetem Elektromagneten 55 im Wesentlichen das Gewicht der ersten Teilmasse 51 1 zuzüglich dem Gewicht der zweiten Teilmasse 512, so dass die Masse 51 im ersten Fall die erste Teilmasse 51 1 ist, und so dass die Masse 51 im zweiten Fall aus der ersten Teilmasse 51 1 und der zweiten Teilmasse 512 gebildet ist. Diese Ausführungsform weist daher den Elektromagneten 55 sowie die magne- torheologische Flüssigkeit 57 als Änderungsmittel 55, 57 auf, so dass auch hier die Gegenschwingung 103 des Schwingungsmittels 58 aktiv Steuer- oder regelbar ist.
Das größere Gewicht verursacht eine Verschiebung der Eigenfrequenz ω0 des Schwingungsmittels 58 zu tieferen Frequenzen, so dass sich sowohl die Amplitude 104 als auch die Phasenlage φ als auch die Frequenz 1/T der Gegenschwingung 103 des Schwingungsmittels 58 ändern.
Für eine Steuerung oder Regelung der Amplitude 104, Phasenlage φ und/oder Frequenz 1/T der Gegenschwingung 103 des Schwingungsmittels 58 sind auch mechanische Steuerungen denkbar. Beispielsweise ist es möglich, die Teilmassen so anzuordnen, dass in Abhängigkeit einer vibrationsrelevanten Größe eine Ankopplung der Teilmassen 51 1 , 512 mittels eines Bolzens, der in Aufnahmeöffnungen der Teilmassen 51 1 , 512 eingreift, erfolgt, so dass sie bei aneinander gekoppelten Teilmassen 51 1 , 512 die Masse 51 des Schwingungsmittels 58 bilden, während bei nicht angekoppelten Teilmassen 51 1 , 512 nur eine der beiden Teilmassen 51 1 , 512 die Masse 51 des Schwingungsmittels 58 bildet.
Fig. 6 zeigt eine Gehäuseschwingung 100 eines Elektrowerkzeugs 1 sowie eine Gegenschwingung 103 einer Masse 51 , die im Elektrowerkzeug 1 zur Kompensation der Gehäuseschwingung 100 vorgesehen ist. Da eine Gehäuseschwingung 100 durch eine Vielzahl von Vibrationsquellen verursacht ist, z.B. durch den Schlag einer Schlagwerksbaugruppe 3, aus den Stoß- und Rückstoßvorgängen der Schlagkette, durch unausgeglichene Massenkräfte des Antriebes und weitere, verläuft die Gehäuseschwingung 100 nicht im Wesentlichen sinusförmig. Sondern die Gehäuseschwingung 100 setzt sich, wie Fig. 6 zeigt, aus einer Vielzahl von sinusförmigen Schwingungen verschiedener Amplituden, Phasenlagen und Frequenzen zusammen.
Durch eine im Wesentlichen sinusförmige Gegenschwingung 103 lässt sich daher die Gehäuseschwingung 100 nur teilweise kompensieren. Jedoch kann der effektiv nutzbare Frequenzbereich eines Schwingungsmittels 58 durch Änderung der Eigenfrequenz oo0 des Schwingungsmittels 58 beziehungsweise die Genauigkeit, mit der die Gegenschwingung 103 der Gehäuseschwingung 100 entgegenwirkt durch Anpassung von Phasenlage φ, Amplitude 104 und/oder Frequenz 1/T der Gegenschwingung 103 optimiert werden, so dass eine effektivere und bessere Kompensation der Gehäuseschwingung 100 möglich ist.
Die Fig. 6 zeigt beispielhaft eine sinusförmige Gegenschwingung 103, die beispielsweise von einer an einer Feder 52 aufgehängten Masse 51 (s. Fig. 3) ausgeführt wird. Außerdem sind hier die Amplitude 104 der Gegenschwingung 103, ihre Frequenz 1/T durch ihre Periodendauer T sowie ihre Phasenlage φ relativ zur Gehäuseschwingung 100 dargestellt.
Die Fig. 7 zeigt Federkennlinien 1 1 1 - 1 15 von verschieden ausgeführten Federn 52, 521 - 524, die in dem Schwingungsmittel 58 des erfindungsgemäßen Elekt- rowerkzeugs 1 wahlweise verwendbar sind.
Auf der vertikalen Achse 106 ist der Betrag der Kraft [in N], mit der die Feder 52, 521 - 524 gedehnt ist, und auf der horizontalen Achse 105 die durch die Dehnung bewirkte Verlängerung [in mm] aufgetragen.
Die Federkennlinie 1 1 1 zeigt einen linearen Verlauf, die Federkennlinie 1 12 zeigt einen konstanten Verlauf, die Federkennlinie 1 13 zeigt einen unstetigen Anstieg, die Federkennlinie 1 14 zeigt einen degressiven und die Federkennlinie 1 15 zeigt einen progressiven Verlauf.
Ein unstetiger Anstieg 1 13 ist beispielsweise durch die in Fig. 2 gezeigte Parallelschaltung zweier Federn 521 - 524 erzielbar, oder durch entsprechende Blattfedern. Ein degressiver oder progressiver Verlauf 1 14, 1 15 ist beispielsweise durch eine entsprechende Wicklung der Federn 52, 521 - 524 erreichbar.
Bei dem Schwingungsmittel 58 sind die Amplitude 104, die Phasenlage φ und/oder die Frequenz 1/T der mit dem Schwingungsmittel 58 ausgeführten Gegenschwingung 103 veränderlich, so dass der effektive Frequenzbereich des Schwingungsmittels 58 vergrößert ist. Indem bei dem erfindungsgemäßen Elekt- rowerkzeug 1 eine Veränderung beziehungsweise Anpassung der zur Kompensation der Gehäuseschwingung 100 vorgesehenen Gegenschwingung des Schwingungsmittels 58 während des Betriebes des Elektrowerkzeugs 1 vorgese- hen, und zwar indem sich die Amplitude 104, die Phasenlage φ und/oder die
Frequenz 1/T der Gegenschwingung 103 des Schwingungsmittels 58 ändern, ist die Kompensation der Gehäuseschwingung 100 des Elektrowerkzeugs 1 sehr effektiv möglich. Ferner ist die Gegenschwingung 103 des Schwingungsmittels 58 des erfindungsgemäßen Elektrowerkzeugs 1 auch aktiv dynamisch anpassbar, so dass sie sowohl in Abhängigkeit von dem augenblicklichen Betriebszustand des Elektrowerkzeugs 1 , als auch unabhängig vom Betriebspunkt des Elektrowerkzeugs 1 veränderbar ist.

Claims

Ansprüche
1 . Elektrowerkzeug (1 ) mit einem Schwingungsmittel (58), das zur Ausübung einer Gegenschwingung (103) vorgesehen ist, die einer Gehäuseschwingung (100) des Elektrowerkzeugs (1 ) entgegen wirkt,
dadurch gekennzeichnet, dass
eine schwingungsrelevante Eigenschaft (ω0, 51 , kF, 1 12 - 1 15, 106, 52) des Schwingungsmittels (58) während des Betriebes des Elektrowerkzeugs (1 ) so anpassbar ist, dass sich die Amplitude (104), die Phasenlage (φ) und/oder die Frequenz (1/T) der Gegenschwingung (103) bei Änderung der schwingungsrelevanten Eigenschaft (ω0, 51 , kF, 1 12 - 1 15, 106, 52) verändert.
2. Elektrowerkzeug (1 ) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Elektrowerkzeug (1 ) Änderungsmittel (53, 531 , 532, 54, 55, 56, 57, 90, 901 , 902, 98, 99) aufweist, mit denen die Amplitude (104), die Phasenlage (φ) und/oder die Frequenz (1/T) der Gegenschwingung (103) während des Betriebes des Elektrowerkzeugs (1 ) veränderbar ist.
3. Elektrowerkzeug (1 ), insbesondere nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Gehäuseschwingung (100) sowohl in Abhängigkeit von einem augenblicklichen Betriebszustand des Elektrowerkzeugs (1 ) als auch unabhängig von einem Betriebspunkt des Elektrowerkzeugs (1 ) kompensierbar ist.
4. Elektrowerkzeug (1 ), insbesondere nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Schwingungsmittel (58) eine Eigenfrequenz (ω0) aufweist, die mittels Änderungsmitteln (53, 531 , 532, 54, 55, 56, 57, 90, 901 , 902, 98, 99) des Elektrowerkzeugs (1 ) veränderbar ist.
5. Elektrowerkzeug (1 ) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Schwingungsmittel (58) eine Masse (51 , 51 1 , 512) aufweist, die veränderbar ist.
6. Elektrowerkzeug (1 ) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Masse (51 ) zumindest zwei Teilmassen (51 1 , 512) um- fasst, die mittels der Änderungsmittel (53, 531 , 532, 54, 55, 56, 57, 90, 901 , 902, 98, 99) reversibel miteinander koppelbar sind.
7. Elektrowerkzeug (1 ) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Schwingungsmittel (58) eine Federkonstante (kF) aufweist, die mittels der Änderungsmittel (53, 531 , 532, 54, 55, 56, 57, 90, 901 , 902, 98, 99) veränderbar ist.
8. Elektrowerkzeug (1 ) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Schwingungsmittel (58) eine Federkennlinie (1 12 - 1 15) aufweist, die nichtlinear ist.
9. Elektrowerkzeug (1 ) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Masse (51 , 51 1 , 512) an zumindest einer Feder (52, 521 , 522) angeordnet ist.
10. Elektrowerkzeug (1 ) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Schwingungsmittel (58) mehrere Federn (52, 521 - 524) aufweist, die so miteinander verschaltet sind, dass die Federkennlinie (1 12 - 1 15) des Schwingungsmittels (58) nichtlinear ist.
1 1 . Elektrowerkzeug (1 ) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Schwingungsmittel (58) die Feder (52, 521 , 522) aufweist, an der die Masse (51 ) angeordnet ist, sowie zumindest eine zweite Feder (523, 524), die in Abhängigkeit von der Amplitude (104) der Gegenschwingung (103) mit der Feder (52, 521 , 522) zusammenwirkt.
12. Elektrowerkzeug (1 ) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass mittels der Änderungsmittel (53, 531 , 532, 54, 55, 56, 57, 90,
901 , 902, 98, 99) die Federvorspannung (106) des Schwingungsmittels (58) veränderbar ist.
13. Elektrowerkzeug (1 ) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Feder (52, 521 , 522) des Schwingungsmittels (58) an einem Lagerpunkt (90, 901 , 902) gelagert ist, wobei mittels der Änderungsmittel (53, 531 , 532, 54, 55, 56, 57, 90, 901 , 902, 98, 99) der Lagerpunkt (90, 901 , 902) der Feder (52, 521 , 522) verschiebbar ist.
14. Elektrowerkzeug (1 ) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Änderungsmittel (53, 531 , 532, 54, 55, 56, 57, 90, 901 ,
902, 98, 99) ein elektrisches Steuerungsmittel (54, 55) umfassen, das mit dem Schwingungsmittel (58), insbesondere mit der Masse (51 , 51 1 , 512) und/oder der Feder (52, 521 , 522), zusammenwirkt.
15. Elektrowerkzeug (1 ) nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass es ein Erfassungsmittel (61 ) zur Erfassung der Gehäuseschwingung (100) des Elektrowerkzeugs (1 ) und/oder weiterer vibrationsrelevanter Größen (E1 ) umfasst.
16. Verfahren zur Kompensation von Gehäuseschwingungen (100), insbesondere des Elektrowerkzeugs (1 ) nach einem der vorherigen Ansprüche, mit einem Schwingungsmittel (58), das zur Ausübung einer gegen eine Gehäuseschwingung (100) des Elektrowerkzeugs (1 ) wirkenden Gegenschwingung (103) vorgesehen ist,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Amplitude (104), die Phasenlage (φ) und/oder die Frequenz (1/T) der Gegenschwingung (103) während des Betriebes des Elektrowerkzeugs (1 ) verändert wird.
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