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Die Erfindung bezieht sich auf eine Gewindeausgleichsvorrichtung für den Führungsarm einer Handhabungseinrichtung mit einem Kraftspeicher zwischen dem Führungsarm und einem Sockel, auf dem der Führungsarm um eine horizontale Drehachse schwenkverstellbar gehalten ist.
Da der Greifer- oder Haltekopf des Führungsarmes einer Handhabungseinrichtung nicht nur in mehreren Achsen bewegt werden muss, sondern auch zu betätigende Greifer-oder Spannwerkzeuge aufweist, was entsprechende Lagerungen und Antriebe verlangt, ist mit vergleichsweise grossen Gewichten für den Führungsarm zu rechnen, insbesondere wenn dieser Führungsarm zusätzlich gelenkig unterteilt ist. Das Eigengewicht des Führungsarmes bedingt ein Gewichtsmoment, das beim Verschwenken des Führungsarmes um seine horizontale Drehachse durch den Schwenkantrieb überwunden werden muss, wenn nicht für einen Gewichtsausgleich gesorgt wird. Um den Führungsarm genau positionieren zu können, wird daher im allgemeinen ein Gewichtsausgleich vorgesehen. Im einfachsten Fall besteht ein solcher Gewichtsausgleich aus einem entsprechenden Gegengewicht.
Dieses Gegengewicht schränkt aber die Bewegungsfreiheit des Führungsarmes erheblich ein, so dass vorgeschlagen wurde (DE-OS 2226407), an Stelle des Gegengewichtes einen Luftzylinder zwischen dem Führungsarm und dem Sockel anzulenken. Nachteilig bei einem solchen Luftzylinder ist wieder, dass der mögliche Schwenkwinkel des Führungsarmes durch die Hublänge des Zylinders begrenzt wird. Ausserdem sind ein zusätzlicher Luftdruckanschluss und eine aufwendige Steuerung erforderlich, um einen weitgehenden Gewichtsausgleich sicherzustellen.
Für den axial verschiebbar in einer schwenkbaren Führung gelagerten Führungsarm einer Handhabungseinrichtung ist schliesslich eine Gewichtsausgleichsvorrichtung bekanntgeworden (DD-PS Nr. 214513), bei der eine Feder mit ihrem einen Ende an einem die Führung tragenden Sockel und mit ihrem andern Ende an einem Widerlager angelenkt ist, das in einer Kulisse der Führung für den Führungsarm gegensinnig zum Führungsarm verstellt werden kann, so dass ein vom Verstellweg des Widerlagers gegenüber der Führung abhängiges Drehmoment auf die Führung ausgeübt wird, das dem Gewichtsmoment entgegenwirkt. Durch den Verlauf der Kulisse kann dabei das Ausgleichsmoment dem Gewichtsmoment weitgehend angepasst werden.
Diese bekannte Konstruktion ist für den Gewichtsausgleich eines axial verschiebbaren Führungsarmes gedacht und kann daher die bei einem lediglich schwenkbar gelagerten Führungsarm auftretenden Schwierigkeiten eines Gewichtsausgleiches hinsichtlich der Einschränkung der Bewegungsfreiheit des Führungsarmes und des einfachen Konstruktionsaufbaues nicht lösen.
Der Erfindung liegt somit die Aufgabe zugrunde, eine Gewichtsausgleichsvorrichtung der eingangs geschilderten Art so zu verbessern, dass mit einfachen Mitteln ein selbständiger Gewichtsausgleich möglich wird, ohne die Bewegungsfreiheit des Führungsarmes der Handhabungseinrichtung zu beeinträchtigen.
Die Erfindung löst die gestellte Aufgabe dadurch, dass der Kraftspeicher in an sich bekannter Weise aus wenigstens einer Feder besteht, die zwischen zwei an je einem Kurbelzapfen abgestützten Widerlagern eingespannt ist, und dass einer der Kurbelzapfen dem Führungsarm und der andere Kurbelzapfen einem Zahnrad oder Zahnsegment zugeordnet sind, das um eine zur Drehachse des Führungsarmes parallele Achse drehbar am Sockel gelagert ist und mit einem zur Drehachse des Führungsarmes koaxialen, mit dem Führungsarm antriebsverbundenen Triebling kämmt.
Durch das Vorsehen einer Feder als Kraftspeicher kann bei einer entsprechenden Anpassung der Federcharakteristik an die jeweiligen Verhältnisse ein einfacher Gewichtsausgleich geschaffen werden, wenn für einen ausreichenden Federweg gesorgt wird. Um den Platzbedarf klein zu halten, sind die Widerlager für die Feder an zwei Kurbelzapfen abgestützt, die bei einer Verschwenkung des Führungsarmes gegensinnig bewegt werden, so dass der Kurbelradius vergleichsweise klein ausfallen kann. Zu diesem Zweck muss der dem Sockel zugeordnete Kurbelzapfen in Abhängigkeit von der Schwenkverstellung des Führungsarmes angetrieben werden, was über einen zur Drehachse des Führungsarmes koaxialen Triebling erfolgt, der mit dem Führungsarm drehfest verbunden ist und mit einem am Sockel drehbar gelagerten Zahnrad oder Zahnsegment kämmt, auf dem der Kurbelzapfen angeordnet ist.
Wird der Führungsarm von einem Antrieb verschwenkt, so wird nicht nur der dem Führungsarm zugeordnete Kurbelzapfen verdreht, sondern auch der andere Kurbelzapfen, so dass die Feder zwischen den an diesen Kurbelzapfen abgestützten Widerlagern
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gespannt wird. Diese Federspannung bedingt ein Drehmoment, das dem Gewichtsmoment des Füh- rungsarmes entgegenwirkt und dieses Gewichtsmoment bei einer entsprechenden Federwahl aus- gleicht. Da einerseits die Kurbelradien auf Grund dieser Konstruktion klein gehalten werden können und anderseits die Gewichtsausgleichsvorrichtung seitlich neben der Drehachse für den
Führungsarm am Sockel angebracht werden kann, wird die Bewegung des Führungsarmes durch die Gewichtsausgleichsvorrichtung nicht behindert.
Besonders einfache Konstruktionsverhältnisse ergeben sich, wenn der dem Führungsarm zu- geordnete Kurbelzapfen auf dem Triebling vorgesehen ist, weil in diesem Fall die Bewegung des dem Führungsarm zugeordneten Kurbelzapfens nicht durch den Sockel beeinträchtigt ist und der Kurbelradius beliebig klein gewählt werden kann.
Um bei einem Verschwenken des Führungsarmes über seine Gleichgewichtsstellung hinaus die damit verbundene Umkehrung des Gewichtsmoments des Führungsarmes in einfacher Weise berücksichtigen zu können, kann in weiterer Ausbildung der Erfindung die Verbindungsgerade der beiden Kurbelzapfen in der Gleichgewichtsstellung des Führungsarmes die Kurbelachsen schneiden. In der Gleichgewichtsstellung des Führungsarmes wird also eine Totpunktlage erreicht, aus der nach beiden Seiten ein entsprechendes Gegenmoment aufgebaut wird. Obwohl grundsätzlich auch Zugfedern für den Kraftspeicher eingesetzt werden können, ergeben sich Konstruktionsvorteile, wenn Druckfedern Verwendung finden.
Die Verwendung von Druckfedern bedingt, dass sich die Kurbelzapfen in der der Gleichgewichtsstellung des Führungsarmes entsprechenden Totpunktlage auf den voneinander abgekehrten Seiten der Kurbelachsen befinden.
Damit symmetrische Verhältnisse geschaffen werden können, kann der Kurbelradius der beiden Kurbelzapfen gleich gross sein und der Teilkreisdurchmesser des Trieblings dem des mit dem Triebling kämmenden Zahnrades oder-segments entsprechen. Die Verstellung der beiden Kurbelzapfen erfolgt bei einer solchen Ausbildung symmetrisch zu einer Symmetrieebene zwischen den beiden Kurbelachsen.
Das Aufbringen eines ausreichenden Gegenmoments über die Federkraft der Gewichtsausgleichsvorrichtung wird durch das Vorsehen von zwei Federn erleichtert. Um diese beiden Federn gleichmässig belasten zu können, können die Widerlager als drehbar auf den Kurbelzapfen gelagerte Druckbalken ausgebildet sein, zwischen denen die beiden Druckfedern symmetrisch zu den Kurbelzapfen eingespannt sind. Zur Führung dieser beiden Druckfedern können zwischen den Druckbalken Führungsstangen vorgesehen werden, die jedoch die gegensinnige Bewegung der beiden Druckbalken nicht behindern dürfen. Zu diesem Zweck können die Führungsstangen auf einem der Druckbalken befestigt werden und den andern Druckbalken verschiebbar durchsetzen.
In den Zeichnungen ist der Erfindungsgegenstand beispielsweise dargestellt. Es zeigen Fig. l eine Handhabungsvorrichtung mit einer erfindungsgemässen Gewichtsausgleichsvorrichtung für den Führungsarm in einer schematischen Seitenansicht, Fig. 2 eine Stirnansicht der Gewichtsausgleichsvorrichtung in einem grösseren Massstab und Fig. 3 einen Schnitt nach der Linie III-III der Fig. 2.
Die in Fig. l dargestellte Handhabungseinrichtung besteht im wesentlichen aus einem Gestell --1--, auf dem ein Sockel --2-- um eine vertikale Achse drehbar gelagert ist, und einem Führungsarm --3--, der über eine horizontale Drehachse mit dem Sockel --2-- verbunden ist.
Dieser Führungsarm --3-- ist gelenkig unterteilt und trägt einen Greiferkopf --4-- mit einer nicht näher dargestellten Spanneinrichtung, wobei die Bewegung des Greiferkopfes --4-- und der Spanneinrichtung über Antriebe --5-- erfolgt, die an dem angelenkten Teil --6-- des Führungsarmes - befestigt sind. Das Gewicht des Führungsarmes --3-- ist daher erheblich und bedingt einen Gewichtsausgleich. Zu diesem Zweck ist eine Gewichtsausgleichsvorrichtung-7-vorge- sehen, die seitlich neben der Drehachse des Führungsarmes --3-- am Sockel --2-- angeordnet ist. Diese Gewichtsausgleichsvorrichtung --7-- weist zwei Federn --8-- auf, die zwischen zwei Widerlagern --9-- eingespannt sind.
Die Widerlager --9-- selbst sind an Kurbelzapfen --10, 11-abgestützt, von denen der dem Führungsarm --3-- zugeordnete Kurbelzapfen --10-- an einem Triebling --12-- befestigt ist, der koaxial zur Drehachse des Führungsarmes --3-- im Sockel --2-- gelagert und über einen Anschlussflansch --13-- dreh fest mit dem Führungsarm --3-- verbunden ist. Dieser Triebling --12--, dessen Verzahnung --14-- nur über einen halben Umfangsbereich
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reicht, kämmt mit einem Zahnsegment --15--, das den andern Kurbelzapfen --11-- trägt und mit seiner zur Drehachse des Führungsarmes parallelen Achse --16-- ebenfalls am Sockel --2-- gelagert ist.
Die Anordnung ist dabei so getroffen, dass die Verbindungsgerade zwischen den Kurbelzapfen --10 und 11-- die Kurbelachsen in der Gleichgewichtsstellung des Führungsarmes --3-schneidet. Dadurch wird eine Totpunktlage erhalten, wie sie in Fig. 2 dargestellt ist. Unabhängig davon, in welcher Richtung der Führungsarm --3-- aus seiner Gleichgewichtsstellung herausgedreht wird, werden die beiden Federn --8-- bei einer Verdrehung des Führungsarmes --3-- über die Kurbelzapfen --10 und 11-- gespannt, wobei sich die Federn --8-- mit dem Widerlager --9-- entsprechend der Kurbelzapfenbewegung auch seitlich verlagern, wie dies durch die strichpunktiert angedeutete Drehstellung der Fig. 2 entnommen werden kann.
Die zusätzliche Federspannung ergibt ein Drehmoment, das dem Gewichtsmoment des Führungsarmes-3-entgegenwirkt. Dieses Gewichtsmoment kann daher bei einer entsprechenden Federdimensionierung weitgehend ausgeglichen werden.
Um die beiden symmetrisch zu den Kurbelzapfen --10 und 11-- angeordneten Federn --8--, die aus Tellerfederpaketen zusammengesetzt sind, gleichmässig zu belasten, sind die Widerlager --9-- als Druckbalken --17-- ausgebildet, die drehbar auf den Kurbelzapfen --10 und 11-- abgestützt sind. Zur Führung der Federn --8-- sind jeweils Führungsstangen --18-- vorgesehen, die mit dem auf dem Kurbelzapfen --11-- abgestützten Druckbalken --17-- zugfest verbunden sind und den andern Druckbalken --17-- in einer Gleitbuchse --19-- verschiebbar durchsetzen, so dass die gegensinnige Bewegung der Druckbalken --17-- beim Verschwenken des Führungsarmes-3nicht behindert wird.
Die Kurbelzapfen --10 und 11-- halten die beiden Federn --8-- unter einer gewünschten Vorspannung, die beim Montieren der Druckbalken --17-- erreicht wird. Die Druckbalken werden vor dem Aufstecken auf die Kurbelzapfen --10 und 11-- über eine Hilfseinrichtung unter Vorspannung der Federn --8-- auf ein dem Abstand der Kurbelzapfen --10 und 11-- entsprechendes Mass zusammengedrückt und in dieser Stellung durch Zuganker gehalten, die in Bohrungen --20-- der Druckbalken --17-- eingesetzt werden. Nach dem Montieren der Druckbalken --17-- auf den Kurbelzapfen --10 und 11-- können diese Zuganker wieder entfernt werden. Die Länge der Führungs- stangen --18-- muss für das Montieren der Federn --8-- an die Länge der unbelasteten Federn angepasst sein.
Nach dem Aufbringen der erwünschten Vorspannung ist diese Führungsstangenlänge nicht mehr erforderlich. Damit die Führungsstangen --18-- nach der Montage des Kraftspeichers nicht in einer behindernden Art über den oberen Druckbalken --17-- vorragen, können sie zweiteilig ausgeführt werden, so dass der überstehende Teil nach der Montage abgenommen werden kann.
PATENTANSPRÜCHE :
1. Gewichtsausgleichsvorrichtung für den Führungsarm einer Handhabungseinrichtung mit einem Kraftspeicher zwischen dem Führungsarm und einem Sockel, auf dem der Führungsarm um eine horizontale Drehachse schwenkverstellbar gelagert ist, dadurch gekennzeichnet, dass der Kraftspeicher in an sich bekannter Weise aus wenigstens einer Feder (8) besteht, die zwischen zwei an je einem Kurbelzapfen (10,11) abgestützten Widerlagern (9) eingespannt ist, und dass einer der Kurbelzapfen (10,11) dem Führungsarm (3) und der andere Kurbelzapfen (11) einem Zahnrad oder Zahnsegment (15) zugeordnet sind, das um eine zur Drehachse des Führungsarmes (3) parallele Achse (16) drehbar am Sockel (2) gelagert ist und mit einem zur Drehachse des Führungsarmes (3) koaxialen, mit dem Führungsarm (3) antriebsverbundenen Triebling (12) kämmt.
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The invention relates to a thread compensation device for the guide arm of a handling device with an energy store between the guide arm and a base on which the guide arm is held so as to be pivotable about a horizontal axis of rotation.
Since the gripper or holding head of the guide arm of a handling device not only has to be moved in several axes, but also has gripper or clamping tools to be actuated, which requires corresponding bearings and drives, comparatively large weights for the guide arm can be expected, especially if the latter Guide arm is additionally articulated. The dead weight of the guide arm causes a weight moment, which must be overcome when the guide arm is pivoted about its horizontal axis of rotation by the swivel drive, unless a weight balance is provided. In order to be able to position the guide arm precisely, a weight balance is generally provided. In the simplest case, such a weight balance consists of a corresponding counterweight.
However, this counterweight considerably restricts the freedom of movement of the guide arm, so that it has been proposed (DE-OS 2226407) to link an air cylinder between the guide arm and the base instead of the counterweight. A disadvantage of such an air cylinder is again that the possible swivel angle of the guide arm is limited by the stroke length of the cylinder. In addition, an additional air pressure connection and a complex control system are required to ensure that the weight is largely balanced.
Finally, for the axially displaceable guide arm of a handling device, which is mounted in a pivotable guide, a weight compensation device has become known (DD-PS No. 214513), in which a spring is articulated at one end to a base carrying the guide and at the other end to an abutment , which can be adjusted in a setting of the guide for the guide arm in the opposite direction to the guide arm, so that a torque dependent on the adjustment path of the abutment relative to the guide is exerted on the guide, which counteracts the weight moment. Due to the course of the backdrop, the compensation torque can largely be adapted to the weight torque.
This known construction is intended for the weight compensation of an axially displaceable guide arm and can therefore not solve the difficulties of weight compensation occurring with a pivotably mounted guide arm with regard to the restriction of the freedom of movement of the guide arm and the simple construction.
The invention is therefore based on the object of improving a weight compensation device of the type described at the outset in such a way that independent weight compensation is possible using simple means without impairing the freedom of movement of the guide arm of the handling device.
The invention solves this problem in that the energy store consists in a manner known per se of at least one spring which is clamped between two abutments each supported on a crank pin, and in that one of the crank pins is assigned to the guide arm and the other crank pin is assigned to a gear or toothed segment are, which is rotatably mounted about an axis parallel to the axis of rotation of the guide arm on the base and meshes with a coaxial to the axis of rotation of the guide arm, drive connected to the guide arm drive.
The provision of a spring as a force accumulator makes it possible, with a corresponding adaptation of the spring characteristic to the respective conditions, to create a simple weight balance if sufficient spring travel is ensured. In order to keep the space requirement small, the abutments for the spring are supported on two crank pins, which are moved in opposite directions when the guide arm is pivoted, so that the crank radius can be comparatively small. For this purpose, the crank pin assigned to the base must be driven as a function of the pivoting adjustment of the guide arm, which takes place via a pinion which is coaxial with the axis of rotation of the guide arm and which is non-rotatably connected to the guide arm and meshes with a gear or toothed segment rotatably mounted on the base which the crank pin is arranged.
If the guide arm is pivoted by a drive, not only the crank pin assigned to the guide arm is rotated, but also the other crank pin, so that the spring between the abutments supported on these crank pins
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is excited. This spring tension causes a torque that counteracts the weight moment of the guide arm and balances this weight moment with a corresponding spring selection. Since on the one hand the crank radii can be kept small due to this construction and on the other hand the weight balancing device on the side next to the axis of rotation for the
Guide arm can be attached to the base, the movement of the guide arm is not hindered by the weight balancing device.
Particularly simple constructional relationships result if the crank pin assigned to the guide arm is provided on the driver because in this case the movement of the crank pin assigned to the guide arm is not impaired by the base and the crank radius can be chosen to be as small as desired.
In order to be able to take into account the associated reversal of the moment of weight of the guide arm in a simple manner when pivoting the guide arm beyond its equilibrium position, the connecting straight line of the two crank pins can intersect the crank axes in the equilibrium position of the guide arm in a further embodiment of the invention. In the equilibrium position of the guide arm, a dead center position is reached, from which a corresponding counter torque is built up on both sides. Although tension springs can in principle also be used for the energy accumulator, there are design advantages if compression springs are used.
The use of compression springs means that the crank pins are in the dead center position corresponding to the equilibrium position of the guide arm on the sides of the crank axes facing away from one another.
So that symmetrical relationships can be created, the crank radius of the two crank pins can be of the same size and the pitch circle diameter of the pinion can correspond to that of the gear or segment meshing with the pinion. The adjustment of the two crank pins is carried out symmetrically to a plane of symmetry between the two crank axes in such a design.
The application of a sufficient counter torque via the spring force of the weight balancing device is facilitated by the provision of two springs. In order to be able to load these two springs evenly, the abutments can be designed as pressure beams rotatably mounted on the crank pin, between which the two pressure springs are clamped symmetrically to the crank pin. To guide these two compression springs, guide rods can be provided between the pressure bars, which, however, must not hinder the opposite movement of the two pressure bars. For this purpose, the guide rods can be attached to one of the pressure bars and slidably pass through the other pressure bar.
The subject matter of the invention is shown, for example, in the drawings. 1 shows a handling device with a weight balancing device according to the invention for the guide arm in a schematic side view, FIG. 2 shows a front view of the weight balancing device on a larger scale, and FIG. 3 shows a section along the line III-III of FIG. 2.
The handling device shown in Fig. L consists essentially of a frame --1--, on which a base --2-- is rotatably mounted about a vertical axis, and a guide arm --3--, which is about a horizontal axis of rotation is connected to the base --2--.
This guide arm --3-- is articulated and carries a gripper head --4-- with a clamping device, not shown, whereby the movement of the gripper head --4-- and the clamping device takes place via drives --5-- the articulated part --6-- of the guide arm. The weight of the guide arm --3-- is therefore considerable and requires a weight balance. For this purpose, a weight compensation device 7 is provided, which is arranged laterally next to the axis of rotation of the guide arm -3-- on the base -2--. This counterbalance device --7-- has two springs --8--, which are clamped between two abutments --9--.
The abutments --9-- themselves are supported on crank pins --10, 11 -of which the crank pin --10-- assigned to the guide arm --3-- is attached to a pinion --12-- which is coaxial to the The axis of rotation of the guide arm --3-- is mounted in the base --2-- and is rotatably connected to the guide arm --3-- via a connection flange --13--. This pinch gear --12--, its teeth --14-- only over half a circumferential area
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is sufficient, meshes with a tooth segment --15--, which carries the other crank pin --11-- and is also mounted on the base --2-- with its axis --16-- parallel to the axis of rotation of the guide arm.
The arrangement is such that the straight line between the crank pins --10 and 11-- cuts the crank axes in the equilibrium position of the guide arm --3-cuts. A dead center position, as shown in FIG. 2, is thereby obtained. Regardless of the direction in which the guide arm --3-- is turned out of its equilibrium position, the two springs --8-- are tensioned when the guide arm --3-- is rotated via the crank pins --10 and 11--, the springs --8-- with the abutment --9-- also shift laterally in accordance with the crank pin movement, as can be seen from the rotary position of FIG. 2 indicated by dash-dotted lines.
The additional spring tension results in a torque that counteracts the weight torque of the guide arm-3. This weight moment can therefore be largely compensated for with a corresponding spring dimensioning.
In order to evenly load the two springs --8--, which are arranged symmetrically to the crank pins --10 and 11-- and are made up of disc spring assemblies, the abutments --9-- are designed as pressure bars --17-- are rotatably supported on the crank pins --10 and 11--. Guide rods --18-- are provided for guiding the springs --8--, which are connected to the pressure bar --17-- supported on the crank pin --11-- and the other pressure bar --17-- in a sliding bushing --19-- push through so that the opposite movement of the pressure beams --17-- is not hindered when the guide arm-3 is pivoted.
The crank pins --10 and 11-- hold the two springs --8-- under a desired preload, which is achieved when installing the pressure beams --17--. Before being attached to the crank pins --10 and 11--, the pressure beams are pressed together by means of an auxiliary device with the springs --8-- pretensioned to a dimension corresponding to the distance between the crank pins --10 and 11-- and in this position by tie rods held, which are inserted in holes --20-- the pressure beam --17--. After installing the pressure beams --17-- on the crank pins --10 and 11-- these tie rods can be removed again. The length of the guide rods --18-- must be adapted to the length of the unloaded springs for mounting the springs --8--.
After applying the desired preload, this length of guide rod is no longer required. So that the guide rods --18-- do not protrude over the upper pressure beam --17-- after the assembly of the lift mechanism, they can be made in two parts so that the protruding part can be removed after assembly.
PATENT CLAIMS:
1. Weight compensation device for the guide arm of a handling device with an energy store between the guide arm and a base on which the guide arm is mounted so as to be pivotable about a horizontal axis of rotation, characterized in that the energy store consists of at least one spring (8) in a manner known per se, which is clamped between two abutments (9), each supported on a crank pin (10, 11), and that one of the crank pins (10, 11) is assigned to the guide arm (3) and the other crank pin (11) is assigned to a toothed wheel or toothed segment (15) are rotatably mounted on the base (2) about an axis (16) parallel to the axis of rotation of the guide arm (3) and meshes with a pinion (12) which is coaxial with the axis of rotation of the guide arm (3) and is drive-connected to the guide arm (3).