An den Rundtakteinheiten der Variomatic GmbH in Chemnitz werden Rundtische verschiedenster Bauart eingesetzt. Zur Erhöhung der Flexibilität bei gleichzeitiger Verkürzung der Positionierzeiten und einhergehender Minimierung des mechanischen Aufbaues (Eliminierung der Getriebe und der Indexierung) kommen für die kleine Baureihe der Rundtischeinheiten Torquemotoren zum Einsatz. Um die Vorteile und das Potenzial von Direktantrieben auch bei größeren Baureihen zu nutzen, soll die vorgestellte Baugröße zusätzlich zum Direktantrieb mit einer Entkoppeleinheit versehen werden, welche die stoßartige mechanische Belastung des Rundtischgestells bei hohen Drehmomentänderungen verringert. Diese Entkoppeleinheit besteht aus Feder-Dämpfer-Elementen. Bei der Integration der Impulsentkopplung in die Rundtischeinheit waren folgende Aufgaben zu lösen. a) Berechnung der Eigenfrequenzen und der Nachgiebigkeitsfrequenzgänge zwischen verschiedenen charakteristischen Punkten der Konstruktion b) Auslegung des Feder-Dämpfer-Systems bei einer Variation der Anordnung (in Reihe, parallel, einfachwirkend, zweifachwirkend) Durchführen einer Sensibilitätsanalyse Ermittlung der Verdrehbewegungen der Flanschbuchse c) Welche Feder-Dämpfer-Elemente können empfohlen werden?
Als Basis der Berechnungen diente die von der Variomatic GmbH gelieferte Prinzipkonstruktion einer Rundtischeinheit der entsprechenden Baugröße und die dazugehörenden technischen Daten und Vorgaben (Abbildung 1). Diese Einheit wurde in einen Versuchsstand integriert, an dem die theoretischen Erkenntnisse experimentell überprüft werden sollen.
Das Finite-Elemente-Modell der Rundtischeinheit ist in Abbildung 2 und 3 dargestellt.
Dabei wurden prinzipiell zwei Modelle betrachtet. a) Modell ohne Feder-Dämpfer-Elemente b) Modell mit Feder-Dämpfer-Elemente Die Feder-Dämpfer-Elemente konnten mittels eines kommerziellen Finite-Elemente-Programmes in die dynamische Berechnung einbezogen werden. Als Anregungen wurden verschiedene Moment-Zeit-Verläufe der Antriebsmotoren verwendet. Zunächst wurden die Eigenfrequenzen und Eigenschwingformen berechnet. Im zweiten Schritt erfolgte die Ermittlung der modalen Dämpfungsanteile für jede Eigenschwingform, die von den Dämpfungselementen bewirkt werden. Im dritten Schritt wurden die Bewegungs-Zeit-Verläufe für ausgewählte charakteristische Punkte der Konstruktion berechnet.
Die Nachgiebigkeitsfrequenzgänge für das Ausgangsmodell mit und ohne Feder-Dämpfer-Elemente befinden sich in Abbildung 4. Es ist deutlich zu erkennen, dass die Schwingungsamplituden durch das Feder-Dämpfer-System mit den von uns gewählten Parametern verkleinert werden. Verschiedene Moment-Zeit-Verläufe wurden getestet. Des Weiteren erfolgte eine Empfindlichkeitsuntersuchung der Steifigkeits- und Dämpfungsparameter der Feder-Dämpfer-Elemente. Es zeigte sich eine stabile Arbeitsweise über einen großen Bereich. Von Interesse war auch die Untersuchung verschiedener Positionen der Feder-Dämpfer-Elemente.
