Schneckengetriebe. Die vorliegende Erfindung betrifft eine besondere Ausführungsform der in der Tech nik unter dem Namen Schneckengetriebe all gemein bekannten Art der Übersetzungsge triebe. Gewöhnlich werden unter dem Namen Schneckengetriebe nur aus Schnecke und Schneckenrädern bestehende Getriebe, deren Drehachsen senkrecht zueinander stehen, ver standen. In der nachstehenden Betrachtung wird der in der Kinematik und besonders für Evolventenverzahnungen gebräuchliche Sam melname für Schraubenzahnrädergetriebe ver wendet, deren Drehaxen einen willkürlichen, also auch einen grösseren oder kleineren Winkel als 90 , einschliessen können. Ebenso sei die Bezeichnung Schnecke dahin präzi siert, dass darunter ein ein- oder mehr- in der Regel aber wenigzähniges Zahnrad mit schraubenförmigen Zähnen verstanden sei.
Bei den bisherigen Schneckengetrieben ist die Gleichförmigkeit der Bewegungsübertra gung abhängig von der Konstanz des Stei gungswinkels der Schneckenzähne und der Zahnteilung an den Schneckenrädern. Mit dem vorliegenden Schneckengetriebe wird nun die Gleichmässigkeit der Bewegungsübertra- gung gesteigert. Das Getriebe kann vorteil haft als Teilvorrichtung an Zahnbearbeitungs maschinen verwendet werden. Es kann auch zum Kontrollieren der Zahnteilungen von Schneckenrädern so ausgebildet werden, dass die Unterschiede in den Zahnteilungen des Schneckenrades sichtbar und daher messbar werden.
Die Erfindung stützt sich besonders auf die Feststellung, dass es mit den bisherigen Verfahren wohl möglich ist, die Steigung der Schraubenzähne an Schnecken genügend genau einzuhalten, so dass die Schnecken bei geeigneter Anordnung auch als Werkzeuge zum Messen der Zahnteilungen der damit in Eingriff stehenden Zahnräder und zur Er reichung einer genaueren Bewegungsübertra gung verwendet werden können.
Das Schneckengetriebe und seine Wirkungs weise ist anhand der Figuren 1-5 beispiels weise als Teilvorrichtung an Zahnbearbeitungs maschinen beschrieben.
Es besteht im wesentlichen nach Fig. 1 aus der Schnecke 1, dem Schneckenrad 2 und dem um den Zapfen 3 schwenkbaren Lagersupport 4, der unter der Wirkung einer Feder 5 so gegen das Schneckenrad gepresst wird, dass sich die Zähne der Schnecke und des Schneckenrades stets keilartig berühren, das heisst, auf der Vorder- und der Rückseite aufliegen. Die schwenkbare Schneckenrad welle ist über eine geeignete, die Parallel verschiebung oder Schwenkung des Lager- supportes 4 erlaubende Kupplung 6 mit der im Maschinengehäuse festgelagerten Antriebs welle gekuppelt. Wie nun mit Fig. 2 ge zeigt wird, arbeitet das soeben gekennzeich nete Schneckengetriebe in bezug auf die Be wegungsübertragung nicht wie ein Getriebe bekannter Art.
Bekanntlich ist an einem Zahnrad der Umfang des Teilkreises gleich der Summe der Zahnteilungen, also auch gleich der Summe der Zahnstärken und Zahnlücken auf denn Teilkreis. Sind nun Teilfehler vorhanden, so heisst das, dass die Zahnstärken oder die Zahn lücken unter sich nicht gleich gross sind. Von der nicht zentrischen Lagerung der Teil räder, als einem Fehler besonderer Art, soll erst später gesprochen werden. Da bei Zahn teilungsfehlern, wie vorstellend abgeleitet wurde, die Zahnstärken und Zahnlücken auf dem Umfang eines Zahnrades unter sich un gleich gross sind, so wird bei einer Vorrich tung nach Fig. 1 die hier zum Beispiel nicht axial verschiebbar gelagerte Schnecke 1 un ter der Wirkung der Feder 5 mehr oder weniger tief in das Schneckenrad 2 ein greifen, stets so, dass die Schnecken- und Schneckenradzähne sich keilartig berühren oder tasten.
Um letzteres zu ermöglichen, ist die Kraft, welche Schnecke und Schnecken rad gegeneinander presst, in Fig. 1 die Vor spannung der Feder 5 so gross gemacht, dass die Schnecken- und die Schneckenradzähne stets beidseitig das heisst vor- und rückseitig, tasten müssen. Ferner sind Schnecke und Schneckenrad mit Evolventenverzahnungen versehen, welche bekanntlich auch bei ver schiedenen Axabständen kinematisch ein wandfrei arbeiten.
Tritt nun während des Arbeitens der be schriebenen Vorrichtung nach Fig. 1, wie im vergrösserten Massstab in Fig. 2 gezeigt ist, ein die. Zahnlücke des Schneckenrades 2 ver- grössernder Teilfehler @ auf, so dringen die als Taster wirkenden Schneckenzähne unter der Wirkung der Feder 5 um einen vom Neigungswinkel der Schneckenzahnflanken abhängigen Betrag y, angenähert parallel zu sich selbst verbleibend, tiefer in die Zahn lücken des Schneckenrades ein, immer so, dass mindestens ein Zahnflankenpaar der Schnecke ein Zahnflankenpaar des Schnecken rades, wie beschrieben, keilartig tastet. Wäh rend dem angenähert parallelen Tieferdringen der Schneckenzähne um den Betrag y unter der Kraftwirkung der Feder 5 drehen diese das Schneckenrad 2 um den Betrag z bis keine Zunahme von @ mehr stattfindet und das Schneckengetriebe wieder normal arbei tet.
Wäre nun in der gegenteiligen Annahme die Schneckenradzahnlücke um den Betrag x kleiner, dann wäre auch die Schnecke aus dem Schneckenrad gepresst worden und das Schneckenrad 2 hätte sich gleichzeitig im Gegensinn aber uni denselben Betrag z ge dreht. Der gegenüber bekannten Schnecken getrieben bedeutende Vorteil der beschriebenen Vorrichtung besteht nun darin, dass die am Schneckenrad 2 vorhandenen Zahnteilungs fehler x, als Winkel betrachtet, in ihrer Wirkung hinsichtlich der Drehbewegungs übertragung des Schneckengetriebes auf einen stets kleineren Fehlerbetrag @ reduziert werden.
Beispielsweise ist bei symmetrischen Zahn flanken der kämmenden Räder der übertra gene Zahnteilungsfehler z nur gleich der Hälfte des wirklichen Wertes x, sofern die Zahnteilung eines der kämmenden Zahnräder gennau ist, was bei der Verwendung kurzer Schnecken mit Zahnstangenprofil, welche mit sehr hoher Genauigkeit herstellbar sind, er reicht werden kann. Diese wichtige Erkennt nis ermöglicht nun besonders den eingangs erwähnten Zweck, Zahnräder mit genauen Zahnteilungen herzustellen, zu erfüllen.
Wird eine solche Vorrichtung an einer Zahnbearbeitungsmaschine verwendet, so ist es also damit möglich, die Zahnteilungen der zu bearbeitenden Zahnräder automatisch ge nauer als rliejetri"etn des verwendeten Teil rades zu erhalten. Die Teilungsgenauigkeit kann durch wiederholten Ersatz der Zahn teilräder durch neue, unter der Verwendung der vorliegenden Erfindung bearbeitete Zahn teilräder bedeutend über den bisherigen Ge nauigkeitsgrad gesteigert werden.
Die Grösse der Beträge y in Fig. 2 ist direkt proportional der Grösse der Teilungs unterschiede im Eingriffsfeld der Schnecken. Diese Beträge y, als Änderungen des Ab standes zwischen Schnecken- und Schnecken- radaxe, können mit Leichtigkeit mittelst einer zwischen die Schnecke und das Schnecken rad eingebauten, die Beträge y vergrössert angebenden Messvorrichtung bekannter Art gemessen und demnach die Zahnteilungsfehler im Schneckengetriebe kontrolliert und re gistriert werden.
Unter Verwendung der vorliegenden Er findung wird bei grossen zu übertragenden Drehmomenten die Anordnung, wie zum Bei spiel in Fig. 1 dargestellt, vorteilhaft so ge troffen, dass zwei Schnecken parallel auf ein gemeinsames Schneckenrad arbeiten. Die beiden Federn 5 können alsdann (siehe Fig. 1) durch eine auf beide Schneckenwellen wir kende Feder 7 ersetzt werden.
Die Anordnung nach Fig. 1 mit zwei An triebsschnecken wird zweckmässig in bekann ter Art, entweder durch Antrieb der beiden Schneckenwellen über ein Kardangetriebe oder durch gegenseitige Ausbalancierung der Axial schübe in einem besondern Hebelsystem so getroffen, dass beide Schnecken möglichst gleichviel zur Drehung des Werkstückes bei tragen.
In Fig. 3 und 4 ist schematisch eine weitere für Zahnbearbeitungsmaschinen ge eignete Ausführungsform gezeigt. Oft ist es der Fall, dass die Schneckenräder 2 nicht genügend genau zentrisch auf den Tischspin deln 8 befestigt sind, wodurch die Genauig keit der mit den betreffenden Maschinen ver zahnten Rädern auch unvorteilhaft beeinflusst wird. Diesem Übelstande hilft die Anordnung nach Fig. 3 und 4 in Kombination mit der beschriebenen lokalen Verbesserung der Zahn teilung ab. Der Antrieb des Werktisches 10 erfolgt hier von zwei parallel arbeitenden Schnecken 1 und 1c, von denen die eine, 1c, im Maschinengehäuse festgelagert, und die andere, 1, wie schon beschrieben, mit dem zugehörigen Lagersupport 4 um den zur Welle 8 nur beispielsweise parallelen Zapfen 3 drehbar ist.
Das Schneckenrad 2c ist nun hier über eine Kreuzgelenkkupplung 9, welche auch geringe Längsverschiebungen zulässt, mit der Welle 8 und dem Werktisch 10 in der Umfangsrichtung starr gekuppelt. Im Betriebe stellt sich nun das Schneckenrad 2c so ein, dass beide Schnecken 1 und lc stets gleiche Umfangskräfte übertragen, das heisst, das Schneckenrad 2c dreht sich ohne Rück sicht auf die Drehaxe der Welle 8 um das eigene Zentrum und überträgt das Drehmo ment vermittelst der Kreuzgelenkkupplung 9 auf die Welle 8 und den Werktisch 10. Man erreicht also mit der Anordnung nach Fig. 3 und 4 eine Verkleinerung der Wirkung der Teilfehler des Schneckenrades auf die Bewegungsübertragung und gleichzeitig eine vollständige Vermeidung der Nachteile ex zentrisch umlaufender Schneckenräder.
Diese Anordnung gewährleistet also eine besonders weitgehende Steigerung der Genauigkeit in der Bewegungsübertragung. Der Einfluss der Vorrichtung nach Fig. 3 und 4 ist beispiels weise in Fig. 5 schematisiert angegeben. Die Abszisse 12 bedeutet den Umfang des Zahn rades, die Ordinaten, die Teilungsfehler; die sinusartige Hauptwelle der Kurve 13 rührt von einer Exzentrizität des Schneckenrades her, die übergelagerten Wellen ergeben sich als die gewöhnlichen Zahnteilungsfehler, das heisst, wie eingangs erwähnt, Unterschiede in der Zahnteilung. Bei Verwendung der Kom bination nach Fig. 3 und 4 zur Bewegungs übertragung an einer Zahnbearbeitungsma schine stellt Kurve 14 den Verlauf und die ungefähren Grössenverhältnisse dar im Ver gleich zur üblicher) Anordnung, Kurve 13.
Die Siriusperiode ist weg, die kurzwelligen Teilungsfehler sind bis auf den halben Teil reduziert.
Worm gear. The present invention relates to a particular embodiment of the tech technology under the name worm gears all commonly known type of gearboxes. Usually, under the name worm gear, only gears consisting of worm and worm gears whose axes of rotation are perpendicular to each other were understood. In the following consideration, the common name in kinematics and especially for involute gears is used for helical gears whose axes of rotation can include an arbitrary angle, i.e. a larger or smaller angle than 90. Likewise, the designation worm should be specified in such a way that it is understood to mean a single or multi-toothed gear with helical teeth.
In the previous worm gears, the uniformity of the movement transmission is dependent on the constancy of the pitch angle of the worm teeth and the tooth pitch on the worm wheels. The present worm gear now increases the evenness of the transmission of motion. The transmission can be used advantageously as a part device on dental processing machines. It can also be designed to control the tooth pitches of worm wheels in such a way that the differences in the tooth pitches of the worm wheel are visible and therefore measurable.
The invention is based in particular on the finding that it is probably possible with the previous methods to maintain the pitch of the screw teeth on worms with sufficient accuracy so that the worms, with a suitable arrangement, can also be used as tools for measuring the tooth pitches of the gears and meshing with them can be used to achieve more accurate motion transmission.
The worm gear and its mode of action is described with reference to Figures 1-5, for example, as a partial device on tooth processing machines.
According to FIG. 1, it consists essentially of the worm 1, the worm wheel 2 and the bearing support 4 which can be pivoted about the pin 3 and which is pressed against the worm wheel under the action of a spring 5 so that the teeth of the worm and the worm wheel always move Touch like a wedge, that is, rest on the front and back. The swiveling worm gear shaft is coupled to the drive shaft which is fixedly mounted in the machine housing via a suitable coupling 6, which allows the bearing support 4 to be displaced or swiveled in parallel. As will now be shown with Fig. 2, the just marked designated worm gear with respect to the Be movement transmission does not work like a gear of known type.
It is known that the circumference of the pitch circle on a gear is equal to the sum of the tooth pitches, i.e. also equal to the sum of the tooth thicknesses and tooth gaps on the pitch circle. If there are partial defects, this means that the tooth thicknesses or the tooth gaps are not of the same size. The non-centric bearing of the part wheels, as a fault of a special kind, will only be discussed later. Since with tooth pitch errors, as was derived, the tooth thicknesses and tooth gaps on the circumference of a gear are un equal, so in a Vorrich device according to FIG. 1, the screw 1, for example, not axially displaceable here, is under the effect the spring 5 engage more or less deeply in the worm wheel 2, always so that the worm and worm wheel teeth touch or feel like a wedge.
In order to enable the latter, the force that presses the worm and worm wheel against each other is made in Fig. 1, the tension of the spring 5 so great that the worm and worm gear teeth must always feel on both sides, that is, front and back. Furthermore, worm and worm wheel are provided with involute gears, which are known to work kinematically a flawlessly even with ver different axial distances.
Now occurs during the operation of the device described in FIG. 1, as shown on an enlarged scale in Fig. 2, a. The tooth gap of the worm wheel 2 increasing partial error @, the worm teeth acting as a probe penetrate deeper into the tooth gaps of the worm wheel under the action of the spring 5 by an amount y that is dependent on the angle of inclination of the worm tooth flanks, remaining approximately parallel to itself, always so that at least one tooth flank pair of the worm scans a tooth flank pair of the worm wheel, as described, like a wedge. During the approximately parallel deeper penetration of the worm teeth by the amount y under the force of the spring 5, these rotate the worm wheel 2 by the amount z until there is no increase in @ and the worm gear is working normally again.
If, on the contrary assumption, the worm wheel tooth gap were smaller by the amount x, then the worm would also have been pressed out of the worm wheel and the worm wheel 2 would at the same time have rotated in the opposite direction but by the same amount z ge. The significant advantage of the described device compared to known worm drives is that the tooth pitch errors x present on the worm wheel 2, viewed as angles, are reduced to an ever smaller error amount @ in terms of their effect on the rotational movement transmission of the worm gear.
For example, in the case of symmetrical tooth flanks of the meshing gears, the transmitted tooth pitch error z is only equal to half of the real value x, provided that the tooth pitch of one of the meshing gears is precise, which is the case when using short worms with a rack profile, which can be produced with very high accuracy, can be achieved. This important cognition now makes it possible, in particular, to fulfill the purpose mentioned at the beginning of producing gears with precise tooth pitches.
If such a device is used on a tooth processing machine, it is thus possible to automatically obtain the tooth pitches of the gears to be machined more precisely than the rliejetri "etn of the part wheel used. The division accuracy can be increased by repeatedly replacing the gear wheels with new ones, under the Use of the present invention machined gear part wheels are significantly increased over the previous level of accuracy Ge.
The size of the amounts y in Fig. 2 is directly proportional to the size of the pitch differences in the action of the screws. These amounts y, as changes in the distance between the worm and worm gear axles, can easily be measured by means of a known type of measuring device built between the worm and the worm gear, which shows the amounts y enlarged, and accordingly controls and records the tooth pitch errors in the worm gear will.
Using the present invention, in the case of large torques to be transmitted, the arrangement, as shown for example in FIG. 1, is advantageously met in such a way that two worms work in parallel on a common worm wheel. The two springs 5 can then (see Fig. 1) by a spring 7 we kende on both worm shafts.
The arrangement according to Fig. 1 with two drive worms is expediently made in a known manner, either by driving the two worm shafts via a cardan gear or by balancing the axial thrusts in a special lever system so that both worms as much as possible for the rotation of the workpiece wear.
In Fig. 3 and 4, another embodiment suitable for tooth processing machines is shown schematically. It is often the case that the worm gears 2 are not attached to the center of the table spindles 8 with sufficient accuracy, whereby the accuracy of the gears with the relevant machines is also adversely affected. This drawback helps the arrangement of FIGS. 3 and 4 in combination with the described local improvement of the tooth pitch. The work table 10 is driven by two parallel worms 1 and 1c, one of which, 1c, is fixedly mounted in the machine housing, and the other, 1, as already described, with the associated bearing support 4 around the only example parallel to the shaft 8 Pin 3 is rotatable.
The worm wheel 2c is now rigidly coupled to the shaft 8 and the work table 10 in the circumferential direction via a universal joint coupling 9, which also allows small longitudinal displacements. In operation, the worm wheel 2c adjusts itself so that both worms 1 and lc always transmit the same circumferential forces, that is, the worm wheel 2c rotates around its own center regardless of the axis of rotation of the shaft 8 and transmits the torque by means of the Universal joint coupling 9 on the shaft 8 and the work table 10. With the arrangement according to FIGS. 3 and 4, a reduction in the effect of the partial errors of the worm wheel on the transmission of motion and at the same time a complete avoidance of the disadvantages of ex centric worm wheels.
This arrangement therefore ensures a particularly extensive increase in the accuracy in the transmission of motion. The influence of the device according to FIGS. 3 and 4 is shown schematically in FIG. 5, for example. The abscissa 12 means the scope of the gear wheel, the ordinates, the pitch errors; the sinusoidal main wave of the curve 13 is due to an eccentricity of the worm wheel, the superimposed waves result as the usual tooth pitch errors, that is, as mentioned above, differences in the tooth pitch. When using the combination according to FIGS. 3 and 4 for the transmission of motion on a tooth processing machine, curve 14 represents the course and the approximate size ratios in comparison to the usual) arrangement, curve 13.
The Sirius period is gone, the short-wave division errors are reduced to half that part.