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Getriebe-Technologie

Praxishinweise zu Lagerungsgestaltung, Verzahnungsarten, spielarmen Getriebebauarten, Schmierung, Abdichtung und Instandhaltung

0505
2013
978-3-8169-8894-6
978-3-8169-2894-2
expert verlag 
Dipl.-Ing. Joachim Klement

Der Autor beschreibt aufgrund jahrelanger, umfassender Erfahrung die Probleme, die sich bei der Konstruktion und Herstellung von Antriebssystemen für moderne Produktionsmaschinen ergeben, und liefert praxisnahe Lösungen. Dazu gehört das Aufzeigen von unterschiedlichen Getriebebauarten, wie hochuntersetzende oder verspannte spielarme Getriebe sowie der Anforderungen, die an sie gestellt werden, und ihres vorteilhaften Einsatzes. Die Getriebe-Auslegung, ihre Verzahnung, die Gestaltung der Lagerung verschiedener Getriebearten sowie die Schmierung und Abdichtung werden beschrieben. Weiterhin erfährt der Leser Nützliches über Instandhaltung, Ausfallursachen, Wirtschaftlichkeit, Berechnungsprogramme und Werkstoffe. Der Text ist durch zahlreiche instruktive Skizzen und Anwendungsbeispiele ergänzt.

<?page no="1"?> Joachim Klement Getriebe-Technologie <?page no="3"?> Getriebe-Technologie Praxishinweise zu Lagerungsgestaltung, Verzahnungsarten, spielarmen Getriebebauarten, Schmierung, Abdichtung und Instandhaltung Dipl.-Ing. Joachim Klement <?page no="4"?> Bei der Erstellung des Buches wurde mit großer Sorgfalt vorgegangen; trotzdem lassen sich Fehler nie vollständig ausschließen. Verlag und Autoren können für fehlerhafte Angaben und deren Folgen weder eine juristische Verantwortung noch irgendeine Haftung übernehmen. Für Verbesserungsvorschläge und Hinweise auf Fehler sind Verlag und Autoren dankbar. © 2013 by expert verlag, Wankelstr. 13, D -71272 Renningen Tel.: + 49 (0) 71 59 - 92 65 - 0, Fax: + 49 (0) 71 59 - 92 65 - 20 E-Mail: expert@expertverlag.de, Internet: www.expertverlag.de Alle Rechte vorbehalten Printed in Germany Das Werk einschließlich aller seiner Teile ist urheberrechtlich geschützt. Jede Verwertung außerhalb der engen Grenzen des Urheberrechtsgesetzes ist ohne Zustimmung des Verlags unzulässig und strafbar. Dies gilt insbesondere für Vervielfältigungen, Übersetzungen, Mikroverfilmungen und die Einspeicherung und Verarbeitung in elektronischen Systemen. ISBN 978-3-8169-2894-2 Bibliografische Information Der Deutschen Bibliothek Die Deutsche Bibliothek verzeichnet diese Publikation in der Deutschen Nationalbibliografie; detaillierte bibliografische Daten sind im Internet über http: / / www.dnb.de abrufbar. Bibliographic Information published by Die Deutsche Bibliothek Die Deutsche Bibliothek lists this publication in the Deutsche Nationalbibliografie; detailed bibliographic data are available on the internet at http: / / www.dnb.de <?page no="5"?> Vorwort In den nachfolgenden Kapiteln wird die Erfahrung langjähriger Konstruktions- und Entwicklungstätigkeiten aufgezeigt, welche sich bei Antriebssystemen für moderne Produktionsmaschinen ergeben. Das Buch bietet praxisnahe Problemlösungen. Dazu gehören die Darstellung unterschiedlicher Getriebebauarten (wie hochuntersetzende oder verspannte spielarme Getriebe) und das Aufzeigen der Anforderungen, die an die Getriebe gestellt werden, sowie Hinweise für ihren vorteilhaften Einsatz. Die Auslegung von Getrieben, ihre Verzahnung, die Gestaltung der Lagerung verschiedener Getriebearten sowie die Schmierung und Abdichtung werden beschrieben. Weiterhin werden Hinweise auf die Instandhaltung, auf Ausfallursachen, Betriebswirtschaftlichkeit, Berechnungsprogramme und Werkstoffe gegeben. Der Text ist durch zahlreiche instruktive Skizzen und Anwendungsbeispiele ergänzt. Anforderungen an die Getriebe: - Die Forderung nach verbesserter Oberflächenqualität bedingt den Einsatz von Antrieben mit ruhiger, schwingungsfreier Laufcharakteristik, ohne Stick- Slip Verhalten. - Die hohe Dynamik und die höheren Beschleunigungswerte der neuesten Produktionsmaschinen erfordern den Einsatz von Antrieben mit höherer Drehmomentkapazität. - Die höheren dynamischen Ansprüche erfordern hohe Eigenfrequenzen vom gesamten Antriebssystem; das wiederum resultiert in einer hohen Verdreh- Steifigkeit und minimalen Nicht-Linearität, wie Spiel oder Reibung. - Bei neuen Maschinenstrukturen werden sehr kompakte Antriebe für Dreh- und Schwenkachsen benötigt, um die hohe Maschinendynamik zu erhalten. Ich danke Herrn Dr. Arnulf Krais und Herrn Christoph Freiburger für die nützlichen Hinweise zur Manuskriptgestaltung und für die Herausgabe des Buches. Besonders danke ich meiner Familie für die Geduld bei meinen Schreib- und Recherchearbeiten. Möge dieser Themenband vielen Interessenten bei ihren Aufgaben helfen und nützen. Dipl.-Ing. Joachim Klement <?page no="6"?> Inhaltsverzeichnis Vorwort 1 Einleitung ............................................................................................... 1 2 Bauarten von Getrieben ........................................................................ 3 3 Zahnradgetriebe..................................................................................... 8 3.1 Stirnradgetriebe ....................................................................................... 8 3.2 Kegelradgetriebe.................................................................................... 10 3.3 Schraubengetriebe................................................................................. 11 3.3.1 Stirnradschraubgetriebe......................................................................... 11 3.3.2 Kegelradschraubgetriebe (Hypoidgetriebe) ........................................... 11 3.4 Schneckengetriebe ................................................................................ 12 3.5 Kombinierte Getriebe ............................................................................. 14 3.6 Sonderbauarten ..................................................................................... 15 3.6.1 Turbogetriebe......................................................................................... 15 3.6.2 Leistungsverzweigungsgetriebe............................................................. 15 3.6.3 Planetengetriebe.................................................................................... 15 3.6.4 Getriebemotoren .................................................................................... 16 4 Zahnriemengetriebe............................................................................. 18 4.1 Anwendungsbeispiel eines Zahnriemengetriebes.................................. 22 5 Ungleichförmig übersetzende Getriebe ............................................. 24 5.1 Kurvengetriebe....................................................................................... 25 5.2 Koppelgetriebe....................................................................................... 27 5.3 Unrundrädergetriebe.............................................................................. 30 5.4 Schrittgetriebe........................................................................................ 31 5.5 Getriebe mit veränderlichen Bewegungsgesetzen................................. 33 5.6 Koppelgetriebe mit Stellantrieb .............................................................. 33 5.7 Elektronische Kurvenscheibe................................................................. 34 5.8 Überlagerungsgetriebe .......................................................................... 35 5.9 Zusammenfassung ................................................................................ 36 5.10 Anwendungsbeispiel .............................................................................. 37 6 Gleichförmig übersetzende Getriebe ................................................. 40 6.1 Getriebe mit stufenweise verstellbaren Abtriebsdrehzahl ...................... 40 6.2 Bauformen von Schaltgetrieben............................................................. 41 6.3 Getriebe mit stufenlos verstellbaren Abtriebsdrehzahlen ....................... 44 6.3.1 Elektrische Getriebe............................................................................... 44 6.3.2 Hydraulische Getriebe ........................................................................... 45 6.3.3 Mechanische Getriebe ........................................................................... 49 6.3.4 Kombination von gestuften Getrieben mit stufenl. Antriebsmotoren ...... 55 <?page no="7"?> 7 Hochuntersetzende Getriebe .............................................................. 56 7.1 ZF- Ratiomax ......................................................................................... 57 7.2 Bauteiltechnologie.................................................................................. 58 7.3 Harmonic Drive® Wellgetriebe............................................................... 59 7.4 Harmonic Drive® Planetengetriebe für kleinste Servoantriebe .............. 62 7.5 Harmonic Drive® Kunststoff-Wellgetriebe.............................................. 63 7.6 Nabtesco-Zycloid-Präzisions-Getriebe................................................... 63 7.7 Maximale Integration.............................................................................. 65 8 Schaltgetriebe ...................................................................................... 66 8.1 Einsatzbereiche ..................................................................................... 71 8.2 Schmierung............................................................................................ 71 9 Verspannte Getriebe ............................................................................ 73 9.1 Spieleinstellung bei Zahnradgetrieben................................................... 75 9.2 Mechanisch verspannte Zahnstangen / Ritzel- Antriebe ........................ 76 9.3 Spieleinstellung bei Schneckengetrieben .............................................. 77 9.3.1 Prinzip des Ott- Getriebes...................................................................... 78 9.3.2 Prinzip der Duplex Verzahnung ............................................................. 81 9.4 Elektrische Verspannung ....................................................................... 84 10 Anwendung- Gesichtspunkte von Getrieben an Vorschubachsen . 86 10.1 Vor- und Nachteile eines Getriebes ....................................................... 88 11 Anforderungen an ein Getriebe .......................................................... 90 11.1 Trägheitsmoment ................................................................................... 90 11.2 Torsion und Biegung.............................................................................. 92 11.3 Umkehrspiel ........................................................................................... 95 12 Getriebe- Auslegung............................................................................ 96 12.1 Konstruktive Grenzen ............................................................................ 96 12.2 Anpassgetriebe Auslegung .................................................................... 99 12.3 Bereichsgetriebe Anpassung ............................................................... 101 12.4 Kombinationsmöglichkeiten bei Seriengetrieben ................................. 104 12.4.1 Bemessung der Radsätze.................................................................... 105 12.4.2 Wahl der Achsabstände ....................................................................... 105 12.5 Berechnungsbeispiel für ein Stirnradgetriebe (SEW)........................... 107 12.5.1 Antrieb eines Drehtisches .................................................................... 107 12.5.2 Antrieb eines Transportwagens ........................................................... 109 12.6 Vorwahl der Geradstirnrad Hauptabmessungen .................................. 111 13 Verzahnung von Zahnradgetrieben .................................................. 115 13.1 Zahnräder ............................................................................................ 115 13.2 Zahnform ............................................................................................. 116 13.3 Zahnrad-Werkstoffe und Bearbeitung .................................................. 118 13.4 Verzahnungsqualität ............................................................................ 123 <?page no="8"?> 14 Getriebe Lagerung ............................................................................. 126 14.1 Einflussgrößen ..................................................................................... 126 14.2 Lagerausführung.................................................................................. 129 14.2.1 Wälzlager ............................................................................................. 129 14.2.2 Gleitlager ............................................................................................. 130 14.2.3 Lagerluft ............................................................................................... 131 14.3 Lageranordnung................................................................................... 135 14.3.1 Lagerung mit Fest- und Loslager ......................................................... 135 14.3.2 Angestellte Lagerung ........................................................................... 136 14.3.3 Schwimmende Lagerung ..................................................................... 138 15 Gestaltung der Lagerung verschiedener Getriebearten ................. 139 15.1 Grundsätzliche Ausführung der Lager ................................................. 141 15.1.1 Stirnradgetriebe .................................................................................. 141 15.1.2 Kegelradgetriebe ................................................................................. 144 15.1.3 Schneckengetriebe ............................................................................. 148 15.1.4 Planetengetriebe.................................................................................. 151 15.2 Wälzlager in Windkraftanlagen ............................................................ 154 16 Schmierung von Zahnradgetrieben.................................................. 158 16.1 Schmierungszustand ........................................................................... 161 16.1.1 Vollschmierung (Flüssigkeitsreibung, Flüssigkeitsschmierung) ........... 161 16.1.2 Teilschmierung..................................................................................... 162 16.2 Schmierungsarten und Schmierungsverfahren .................................... 162 16.2.1 Ölschmierung....................................................................................... 163 16.2.2 Düsenanordnung, -art, -bohrungen...................................................... 168 16.2.3 Sonstige Verfahren der Ölschmierung ................................................. 172 16.3 Kühlschmierstoffe in der Zahnradbearbeitung ..................................... 174 17 Energieverluste und Erwärmung in stationären Zahnradgetrieben .................................................... 176 17.1 Wirkungsgrad von Zahnradgetrieben................................................... 176 17.2 Leistungsverluste in Zahnradgetrieben ................................................ 179 17.3 Erwärmung von Zahnradgetrieben....................................................... 181 17.4 Temperaturen in Zahnradgetrieben ..................................................... 182 17.5 Zahnflankentemperaturen .................................................................... 184 18 Dichtung von Getrieben .................................................................... 186 18.1 Statische Dichtung ............................................................................... 186 18.2 Berührende, dynamische Dichtung ...................................................... 187 18.3 Berührungsfreie, dynamische Dichtung ............................................... 189 18.4 Schmiertechnische Gehäuseausbildung .............................................. 193 18.5 Dichtungsaufgaben und ihre Lösung ................................................... 195 19 Werkstoffe und Fertigung ................................................................. 200 19.1 Gehäuse-Werkstoffe ............................................................................ 200 19.2 Gehäuse-Werkstoffe für Sonderfälle .................................................... 202 19.2.1 Werkzeuge zur Bearbeitung von Getriebegehäusen ........................... 204 19.3 Radwerkstoffe ...................................................................................... 206 19.3.1 Werkstoffkonzepte für große Bauteile .................................................. 206 <?page no="9"?> 19.4 Verzahnungs-Fertigung ....................................................................... 208 19.5 Verzahnungsschleifen.......................................................................... 213 19.5.1 Wälz- und Profilschleifen mit abrichtbaren Werkzeugen ...................... 214 19.5.2 CBN- Schleifen .................................................................................... 218 19.6 Verzahnungshonen.............................................................................. 223 20 Pulvermetall- und beschichtete Getriebeteile ................................. 226 20.1 Pulvermetall ......................................................................................... 226 20.2 Beschichtungen ................................................................................... 228 20.3 PVD- Beschichtung als konstruktives Element .................................... 230 21 Übertragungselemente für den Getriebe An- und Abtrieb ............. 236 21.1 Kupplungen.......................................................................................... 236 21.1.1 Anforderungen ..................................................................................... 236 21.1.2 Bauarten .............................................................................................. 236 21.1.3 Auswahl ............................................................................................... 237 21.2 Wellen- Naben Verbindungen .............................................................. 250 21.3 Funktionsprinzipien .............................................................................. 252 22 Drehmomenterfassung...................................................................... 257 22.1 Messen direkt an der Welle ................................................................. 257 22.2 Berührungslos Messen ........................................................................ 258 22.3 Der Codierungsprozess ....................................................................... 259 22.4 Drehmoment- Mess-System für kleinste Drehmomente ...................... 260 22.5 Drehmomentgeber ............................................................................... 261 22.6 Drehmoment- Messkupplung ............................................................... 261 23 Sensor Überwachung und Schadensfrüherkennung ..................... 263 23.1 Beispiele aus der Praxis ...................................................................... 264 23.2 Schnittstellen und Software ................................................................. 265 23.3 Dauerhaltbarkeitsprüfung..................................................................... 265 23.4 Selbstlernende Systeme ...................................................................... 266 24 Qualitätsregelkreis bei Zahnrad- und Getriebeproduktion............. 268 24.1 3D- Koordinatenmessung .................................................................... 269 24.2 Zweiflankenwälzprüfung ...................................................................... 270 24.3 Einflankenwälzprüfung ......................................................................... 271 24.4 Fertigungszellen................................................................................... 273 24.5 Prüfkonzept.......................................................................................... 275 25 Instandhaltung, Ausfallursachen, Schäden und Verfahren zur Schadensfrüherkennung von Zahnradgetrieben ...................... 276 25.1 Zahnschäden an einsatzgehärteten Stirnrädern und Kegelrädern .................................................................................. 277 25.2 Ausfallursachen ................................................................................... 279 25.3 Verfahren der Schadensfrüherkennung ............................................... 282 25.4 Instandhaltung ..................................................................................... 285 <?page no="10"?> 26 Betriebswirtschaftlichkeit von Getrieben ........................................ 287 26.1 Lebensdauer- Verlängerung bei Zahnradgetrieben ............................. 287 26.1.1 Lebensdauerverhältnis......................................................................... 289 26.1.2 Zahnflankenwechsel im Betrieb ........................................................... 291 26.2 Zusammenfassung .............................................................................. 292 26.3 Tragfähigkeitssteigerung von Schneckengetrieben ............................. 292 26.4 Zusammenfassung .............................................................................. 294 27 Auslegungssoftware von Getrieben und für den Antriebsstrang.. 295 27.1 Berechnungssoftware „Bearinx“ ........................................................... 295 27.2 Auslegungssoftware für den Antriebsstrang ........................................ 298 27.3 Effiziente Auslegung von Getrieben mit „KISSsoft“ .............................. 300 27.4 Auslegungshilfen.................................................................................. 302 28 Energieeffizienz in der elektromechanischen Antriebstechnik ..... 304 28.1 Forderungen an die Antriebe ............................................................... 306 28.1.1 Intelligente Bereitstellung der Energie ................................................. 307 28.1.2 Einsatz von Komponenten mit hohem Wirkungsgrad .......................... 308 28.2 Bremsenergie nutzen ........................................................................... 308 28.3 Auslegung rückspeisefähiger Frequenzumrichter ................................ 309 28.4 Checkliste für den Praktiker ................................................................. 310 29 Anwendungsbeispiele ....................................................................... 311 30 Literaturverzeichnis ........................................................................... 355 Stichwortverzeichnis ......................................................................... 361 <?page no="11"?> 1 1 Einleitung Die Entwicklung im Getriebebau ist heute von der Forderung nach immer höheren übertragbaren Leistungen und Drehmomenten bei gleichzeitiger Reduzierung von Baugröße und Gewicht geprägt, und zwar in allen Leistungsklassen. Dies lässt sich durch höhere Drehzahlen beziehungsweise Zahnradumfangsgeschwindigkeiten, durch höhere Übersetzungen und durch verschleißfestere Werkstoffe (hochlegierte, einsatzgehärtete Stähle) erreichen. Rechneroptimierte Zahngeometrie, verfeinerte Fertigung (Schleifen, Schaben, Honen), Oberflächenbeschichtung (Phosphatieren, Verkupfern), verbesserte Qualitätskontrolle (elektronisch) und Einlauf, ermöglichen eine gleichmäßige Lastverteilung über die Zahnbreite und auf mehrere im Eingriff stehende Zähne und erhöhen den „mikroskopischen“ Traganteil der Zahnflankenoberfläche. Das Leistungsgewicht von Zahnradgetrieben (kW/ kg) lässt sich weiterhin durch Leistungsverzweigung (zum Beispiel Planetengetriebe), durch Leichtbauweise (zum Beispiel Leichtmetallgehäuse, Hohlwellen) und durch Erhöhung der Wärmegrenzleistung (zum Beispiel durch Einsatz synthetischer Getriebeöle) steigern. Gewichtsvergleich bei gleichem Antriebsdrehmoment <?page no="12"?> 2 Die entstehende Verlustwärme muss in immer kleiner werdenden Getrieben abgeführt werden Dies hat steigende Betriebstemperaturen zur Folge, die die Lebensdauer der Zahnradgetriebe und der Schmierstoffe beeinträchtigen. Maßnahmen, welche die in Zahnradgetrieben auftretenden Leistungsverluste und Temperaturen senken, gewinnen damit zunehmend an Bedeutung. Im Einzelnen sind dies alle Maßnahmen, die die Reibungsverluste der verschiedenen Getriebebauelemente (Zahnräder, Lager, Dichtungen, Pumpen und andere), vermindern und die Kühlung der Getriebe verbessern. Als kostengünstige Möglichkeit zur Senkung der Leistungsverluste und der Betriebstemperaturen hat sich in zahlreichen Fällen der Einsatz von reibungsmindernden, synthetischen Getriebeschmierstoffen erwiesen. Zunehmende Leistungsdichte führt auch zu erhöhten mechanischen Zahnflankenbelastungen (zur Zeit Hertz’sche Pressungen bis 2.000 N/ mm²). Dies bedingt eine erhöhte Neigung zu Abriebverschleiß, Fressen und Grübchenbildung. Gegenwärtig werden bereits einsatzgehärtete Zahnräder über 3 m Durchmesser und über 3 t Gewicht geschliffen. Zur Werkstoff- und Energieeinsparung werden für kleinere Zahnräder zunehmend Verfahren der spanlosen Fertigung eingesetzt (zum Beispiel Kaltfließpressen). Der rationellen Fertigung von Zahnradgetrieben und Ersatzteilen dient auch das Baukastenprinzip (gleiche Zahnräder und Wellen für verschiedene Getriebetypen). Beispiel eines schrägverzahnten Getriebes <?page no="13"?> 3 2 Bauarten von Getrieben Getriebe sind Drehzahlund/ oder Drehmomentwandler. Sie wandeln die Antriebsbewegungen von Kraftmaschinen (zum Beispiel Elektromotor, Verbrennungsmotor, Gas- oder Dampfturbine, Windrad) in die benötigten Werte der angeschlossenen Arbeitsmaschinen um. Die Umwandlung erfolgt durch Änderung von Drehmoment und Drehzahl. Zusätzlich kann eine Änderung der Bewegungsrichtung oder eine Umwandlung von drehender in geradlinige Bewegung erfolgen .Bei mechanischen Getrieben werden Kräfte durch Formschluss (zum Beispiel Zahnrad-, Kettengetriebe) oder durch Kraftschluss (zum Beispiel Reibrad-, Riemengetriebe) übertragen. Bei hydraulischen Getrieben erfolgt die Kraftübertragung mit Hilfe von Flüssigkeiten. Zahnradgetriebe sind die am häufigsten verwendete Getriebeart. Sie besteht aus einem oder mehreren Zahnradpaaren, die vollständig (geschlossene Getriebe) oder teilweise (offene Getriebe) von einem Gehäuse umschlossen sind. Die Abbildung gibt einen Überblick über die bestehenden Arten von Zahnradgetrieben. Der in der Tabelle aufgeführte Gleitfaktor Kg gibt das Verhältnis der Gleitzur Umfangsgeschwindigkeit an der Eingriffsstelle an. Zunehmende Werte von Kg haben erhöhte Verschleißbeanspruchung und damit verschärfte Schmierungsbeanspruchung zur Folge. Einteilung der Getriebe Getriebe für Drehbewegungen Bauart: - Feste Getriebe - Verstellgetriebe Art der Kraftübertragung - Formschlüssige Getriebe - Kraftschlüssige Getriebe Getriebe für andere Bewegungen - Kurvengetriebe - Kurbeltrieb - Flaschenzug Getriebe für Drehbewegungen: Der Einsatz dieser Form von Getriebe erfolgt hauptsächlich zur: - Wandlung der Drehzahl - Wandlung des Drehmoments <?page no="14"?> 4 Das Getriebe wird meist zwischen dem Antriebsaggregat (Motor) und dem zu treibenden Maschinenteil häufig mittels Kupplung eingebunden. Bauart: - Feste Getriebe Drehzahlverhältnis und Drehmomentwandler sind nicht veränderbar - Verstellgetriebe können in gestufte und stufenlose Getriebe unterteilt werden - Schaltgetriebe Drehzahl und Drehmoment können abgestuft geschaltet werden. Die Funktion kann auch in einer Drehrichtungsumkehr in Form eines Rückwärtsganges liegen. (typische Verwendung in Kraftfahrzeugen.) - Leistungsteilungsgetriebe zum Beispiel Differentialgetriebe - Zugmittelgetriebe (Kettengetriebe, Riemengetriebe, Schubgliederband) Getriebe für andere Bewegungen: Kurvengetriebe: Als Kurvengetriebe werden Mechanismen bezeichnet. Beispiele sind Schwenkmechanismen von Türen. Bei Kurvengetrieben erfolgt der Antrieb meist durch die Drehung eines Elementes oder mit Hilfe von Linearantrieben (zum Beispiel Hydraulikstempel). Eingangsgröße ist also eine Rotation oder Translation (Linearverschiebung), Ausgangsgröße ist eine Kurve, die von der Konstruktion des Mechanismus abhängt. Die Berechnung von Kurvengetrieben von Hand ist sehr aufwändig. Es gibt jedoch Software, mit der sich diese Aufgabe leichter erledigen lässt. Kurbeltrieb: Der Kurbeltrieb gehört mit in die Gruppe der Kurvengetriebe, da er eine rotatorische (drehende) Bewegung in eine translatorische (geradlinige) Bewegung oder umgekehrt, umsetzt. Anwendung findet er zum Beispiel an Dampfmaschinen oder im Kolbenmotor. <?page no="15"?> 5 Zahnriemengetriebe Ein Zahnriemengetriebe verwirklicht die an ein Getriebe zu stellenden Forderungen besonders wirtschaftlich. Zahnriemen sind hinsichtlich Steifigkeit und formschlüssiger Kraftübertragung eine Kombination von Flachriemen und Kette. Sie erreichen eine Verschleißfestigkeit wie hochverschleißfeste Stähle. Ungleichförmig übersetzende Getriebe Ungleichförmig übersetzende Getriebe wandeln eine gleichmäßige rotatorische Antriebsbewegung, beispielsweise durch einen Elektromotor; in eine ungleichförmige Abtriebsbewegung, das heißt, die Übertragungsfunktion ist nicht linear, das Übersetzungsverhältnis also nicht konstant. Dies betrifft: - Kurvengetriebe - Koppelgetriebe - Unrundrädergetriebe - Schrittgetriebe - Koppelgetriebe mit Stellantrieb - Überlagerungsgetriebe. Die Realisierung dieser ungleichförmig übersetzenden Getriebe wird in einem folgenden Abschnitt beschrieben <?page no="16"?> 6 Kraftschlüssige Getriebe Schneckengetriebe Kettengetriebe Zahnriementrieb <?page no="17"?> 7 Formschlüssige Getriebe Stirnradgetriebe Planetengetriebe Kegelradgetriebe Schraubenradgetriebe <?page no="18"?> 8 3 Zahnradgetriebe Bauarten von Zahnradgetrieben 3.1 Stirnradgetriebe Sie sind durch zylindrische Zahnradform und parallele Achsen gekennzeichnet. Unterschieden werden geradverzahnte, doppelschrägverzahnte und pfeilverzahnte Zahnräder sowie Zahnräder mit Außen- und Innenverzahnung. Während des Zahneingriffes besteht über die gesamte Breite der Zahnflanke Linienkontakt. Geradverzahnte Zahnräder sind einfach herstellbar. Ihre Belastbarkeit ist relativ niedrig, da im Regelfall nur ein oder zwei Zahnpaare abwechselnd im Eingriff stehen. Sie laufen außerdem geräuschvoll. Durch Hochverzahnung (jeweils 2 oder mehr Zahnpaare im Eingriff) lässt sich die Geräuschbildung niedrig halten. Hierbei auftretende hohe Gleitanteile am Zahnkopf und Zahnfuß steigern jedoch die Neigung zu Abrieb- und Fressverschleiß. Schrägverzahnung erhöht die Zahl der im Eingriff stehenden Zähne und verbessert dadurch Laufruhe und Belastbarkeit. Schrägverzahnte Stirnräder verursachen einen Axialschub, der einen Druckring oder aufwändige Lager erfordert. Durch Doppelschrägverzahnung lässt sich der Axialschub vermeiden. Die aufwändig und ungenau zu fertigende Pfeilverzahnung ist heute kaum noch im Einsatz. Innenverzahnte Zahnräder ergeben einen relativ kleinen Achsabstand. Sie finden in Planetengetrieben Verwendung. Diese Getriebe sind bei gleicher Leistung wesentlich kompakter als Stirnradgetriebe. <?page no="19"?> 9 Geradverzahnte Stirnräder Schrägverzahnte Stirnräder a) Pfeilverzahnung b) Doppelschrägverzahnung Innenverzahntes Stirnrad <?page no="20"?> 10 3.2 Kegelradgetriebe Die Achsen der Kegelartigen Räder kreuzen sich. Die Zähne können gerad-, schräg- oder bogenförmig sein. Geradverzahnte Kegelräder laufen geräuschvoll. Die anderen Verzahnungsarten ermöglichen leiseren und gleichförmigeren Lauf und zugleich größere übertragbare Leistungen. Kegelradpaare erzeugen einen Axialschub. Beim Eingriff tritt Linienberührung auf. Geradverzahnte Kegelräder Schrägverzahnte Kegelräder Bogenverzahnte Kegelräder <?page no="21"?> 11 3.3 Schraubengetriebe Die Achsen der Kegelartigen Räder kreuzen sich. Die Zähne können gerad-, schräg- oder bogenförmig sein. Geradverzahnte Kegelräder laufen geräuschvoll. Die anderen Verzahnungsarten ermöglichen leiseren und gleichförmigeren Lauf und zugleich größere übertragbare Leistungen. Kegelradpaare erzeugen einen Axialschub. Beim Eingriff tritt Linienberührung auf. 3.3.1 Stirnradschraubgetriebe Diese Getriebeart ist gekennzeichnet durch sich kreuzende Wellen und zylindrische Grundform der Wälzkörper. Die Zahnformen der Schraubräder gleichen genau denen von schrägverzahnten Stirnrädern. Durch die winkelversetzten Achsen entsteht beim Zahneingriff lediglich Punktberührung, das heißt beim Kämmen zweier Zahnflanken greifen nicht wie bei einem Stirnradgetriebe mit parallelen Wellen Flankenlinien ein, sondern es treffen nur Einzelberührungspunkte aufeinander. Dies führt zu einer hohen Gleitgeschwindigkeit und in der Folge zu hoher Thermischer Beanspruchung der Zahnflanken. Stirnradschraubgetriebe eignen sich deshalb nur zur Übertragung von Bewegungen und dürfen nur gering belastet werden. Schrägverzahntes Stirnschraubgetriebe 3.3.2 Kegelradschraubgetriebe (Hypoidgetriebe) Hyperbolische Form der Zahnräder, sich kreuzende Wellen und eine zur Mitte des Tellerrades versetzte Achse des Ritzels kennzeichnen die Hypoidgetriebe. Die Zahnflankenlinien sind bogenförmig. Durch die Achsversetzung weist das Hypoidritzel einen größeren Durchmesser auf als das Ritzel eines Kegelradgetriebes bei gleichem Tellerraddurchmesser. Hypoidgetriebe haben deshalb bei gleicher Übersetzung eine höhere Tragfähigkeit. Beim Zahneingriff entsteht Punktkontakt mit ellipsenförmiger Kontaktfläche. Die Folge sind neben den Gleitbewegungen in Zahnhöhenrichtung zusätzlich hohe Gleitanteile in Zahnlängsrichtung. Aufgrund der höheren Gesamtüberdeckung und der zusätzlichen Gleitanteile laufen Hypoidgetriebe wesentlich ruhiger als Kegelradgetriebe. <?page no="22"?> 12 Von Nachteil ist aber, dass die Gleitbewegung in Zahnlängsrichtung mit zunehmender Achsversetzung die Fresstragfähigkeit mindert und zu geringem Wirkungsgrad führt. Zusammengefasst ist zu sagen: Hypoidgetriebe zeichnen sich gegenüber Kegelradgetrieben durch besseres Geräuschverhalten, größeres Übersetzungsverhältnis und dadurch bei gleicher Baugröße durch höhere übertragbare Leistung aus. Der Wirkungsgrad dagegen ist schlechter. Geradeverzahntes Hypoidgetriebe 3.4 Schneckengetriebe Diese Getriebeart ist gekennzeichnet durch sich kreuzende Wellen; der Kreuzungswinkel beträgt 90°. Das Bild zeigt die häufigsten Arten der Paarung von Schnecke und Rad mit unterschiedlichen Wälzkörper-Grundformen. Am gebräuchlichsten sind Zylinder-Schneckengetriebe. Schneckengetriebe zeichnen sich durch hohe Übersetzungen aus (i = 5 bis 70), so dass sie üblicherweise nur einstufig ausgeführt sind. Sie ermöglichen die Übertragung großer Leistungen bei nur geringer Baugröße. Im Vergleich zu allen anderen Zahnradgetriebearten weisen sie das beste Geräuschverhalten auf, allerdings auch sehr hohe Gleitanteile. Bedingt dadurch treten große Reibungsverluste auf, wodurch sich Schneckengetriebe stärker erwärmen und einen niedrigeren Wirkungsgrad haben. Schneckengetriebe können selbsthemmend ausgeführt werden (i > 50). Schneckengetriebe mit Globoidrad <?page no="23"?> 13 Zylinderschneckengetriebe (Zylinderschnecke - Globoidrad) Stirnradschneckengetriebe (Globoidschnecke - Stirnrad) Globoidschneckengetriebe (Globoidschnecke - Globoidstirnrad) <?page no="24"?> 14 3.5 Kombinierte Getriebe Alle zuvor behandelten Getriebebauarten können in mehrstufigen Getrieben miteinander kombiniert werden. Kegelstirnradgetriebe Kegelstirnradgetriebe Schneckenstirnradgetriebe Schneckenstirnradgetriebe <?page no="25"?> 15 3.6 Sonderbauarten 3.6.1 Turbogetriebe Schnelllaufende Getriebe zur Übertragung großer Leistungen zum Beispiel für den Generatorantrieb von Stromerzeugungsanlagen. Turbogetriebe weisen meist Drehzahlen oberhalb 3.000 U/ min bis 70.000 U7/ min auf. Sie werden fast ausschließlich als Stirnradgetriebe hergestellt. Die Zahnradwellen laufen in Gleitlagern. An die Zuverlässigkeit von Turbogetrieben werden extrem hohe Anforderungen gestellt. Schiffsgetriebe mit Leistungsverzweigung (Doppelgetriebe) 3.6.2 Leistungsverzweigungsgetriebe Durch Leistungsverzweigung lässt sich das Leistungsgewicht von Getrieben verbessern und damit ihre Baugröße reduzieren. 3.6.3 Planetengetriebe (Umlaufgetriebe) Getriebe mit mindestens drei in Wirkrichtung hintereinander angeordneten Zahnrädern, bei dem die Radachsen zweier Räder koaxial (mit gleicher Achse) angeordnet sind und das dritte Rad als Zwischenrad (Umlaufrad, Planetenrad) in einem um die koaxialen Radachsen drehbaren Steg (Planetenradträger) gelagert ist und mit dem Steg umläuft. Planetengetriebe werden vorwiegend als Stirnrad-Umlaufgetriebe gebaut. Besonders hohe Übersetzungen lassen sich mit Planetenschraubgetrieben erzielen. <?page no="26"?> 16 Geradeverzahntes Planetengetriebe (Umlaufgetriebe) 3.6.4 Getriebemotoren Kompakte Kombinationen von Elektromotor und Zahnradgetriebe in einer Baueinheit. Als Getriebe finden überwiegend ein- oder mehrstufige Stirnradgetriebe Verwendung, daneben auch Kegelrad-, Schneckenrad- und Planetengetriebe oder Kombinationen verschiedener Getriebearten einschließlich stufenlos regelbarer Getriebe. Getriebemotoren werden allgemein als Fuß-, Flansch- oder Aufsteckversion angeboten. <?page no="27"?> 17 Getriebemotoren-Kombinationen Quelle: SEW <?page no="28"?> 18 4 Zahnriemengetriebe Das mechanische Zahnriemen-Übersetzungssystem stellt eine sehr einfache und kostengünstige Getriebeform dar. d W Wirkdurchmesser I A Achsabstand F S Auslenkkraft S Riemenauslenkung des Zahnriemengetriebes <?page no="29"?> 19 a = Powergrip-HTD b = Linearriemen mit AT Zahnprofil c = Vergleich der Zahnformen d = Zahnflankenspiel beim AT-Zahnriemen Quelle: Flender Der Einsatz von Zahnriemen an numerisch gesteuerten Achsen erfordert die Beachtung einiger Bedingungen: - Die getriebene Zahnriemenscheibe am Abtrieb sollte aus einem Werkstoff mit niedrigem spezifischem Gewicht (Aluminiumlegierung, Kunststoff) bestehen, um das Trägheitsmoment klein zu halten. Das Material muss jedoch genügend Abriebfestigkeit haben, was durch eine entsprechende Oberflächenbehandlung erreichbar ist. - Der kleinste zulässige Durchmesser der treibenden Zahnriemenscheibe wird vom Zahnriemenhersteller festgelegt und richtet sich unter anderem nach der im Eingriff befindlichen Zähnezahl und dem Umschlingungswinkel. Dieser kleinstmögliche Durchmesser ist anzustreben, um die dynamischen Anforderungen an den Vorschubantrieb erfüllen zu können. Es muss jedoch dabei auf die erforderliche Nabenstärke für die Spannelemente geachtet werden, damit eine der Beanspruchung standhaltende Befestigung auf den Wellenenden erreicht wird. - Standard für laufruhige und genaue Getriebe sind Zahnriemen mit Kreisbogen- Zahnform (HTD-und MGT-Profil) mit Glascord-Zugkörper. Verwendbar sind bei etwas geringeren Ansprüchen an Laufruhe und Positioniergenauigkeit auch die WF-Flex-Zahnriemen mit dem trapezförmigen AT-Profil und Stahlcord- <?page no="30"?> 20 Zugkörper. Als Riemenmaterial finden Polychloroprene und Polyurethan Verwendung. - Zur Vermeidung elektrostatischer Aufladung mit Funkenbildung sollen insbesonders bei Polyurethanriemen elektrisch leitfähige PU-Mischungen oder Beschichtungen gewählt werden. Die Entladungen können die Istwertgebersignale stören. - Ein zusätzliches Trägheitsmoment und eine Minderung der Steifigkeit, kann durch die Montage der Zahnriemenscheiben direkt auf die Motorwelle beziehungsweise der Gewindespindel vermieden werden. - Für eine einwandfreie Funktion des Zahnriemengetriebes ist eine parallele Ausrichtung der Wellen und Zahnriemenscheiben erforderlich. Unzulässige Abweichungen von der Parallelität verursachen Randspannungen im Riemen, wodurch der Riemen zur Seite der größten Spannung hin abläuft und stark verschleißt. Mindestens eine Scheibe muss mit beidseitigen Bordscheiben ausgeführt sein .Empfohlen werden die Bordscheiben auf der getriebenen, meist größeren Scheibe. Aus Kostengründen und wegen des Trägheitsmoments werden sie jedoch häufig auf der antreibenden, kleineren Scheibe angebracht. Bei Übersetzungen i > 3, bei vertikaler Wellenanordnung und bei Achsabständen größer dem 8-fachen Durchmesser der kleineren Scheibe müssen beide Zahnriemenscheiben mit Bordscheiben ausgestattet sein. - Zahnriemengetriebe verursachen Übertragungsfehler. Die Hersteller bieten zur Verminderung der entsprechenden Positionsfehler modifizierte Zahngeometrie an. - Störend können Oberschwingungen im Drehzahlistwert auftreten, die mit der Zahneingriffs- und / oder der Riemenumlauffrequenz mechanische Resonanzen anregen können. - Zum Ausgleich der Fertigungstoleranz der Zahnriemenlänge, zur Vermeidung von Umkehrspiel und zur Erhöhung der Steifigkeit muss der Zahnriemen gespannt werden. Sinnvollerweise wird dazu der Antriebsmotor radial verschiebbar angeordnet, was zum Beispiel mit einem exzentrischen, drehbaren Ring an der Flanschbefestigung erreicht werden kann. Auch Spannrollen sind, unter Beachtung der folgenden Kriterien, möglich. - Bei größeren freien Zahnriemenlängen (größer 10 … 15 mal Riemenbreite) und hohen Drehzahlen sind unter Umständen zur Dämpfung von Riemenschwingungen Andrückrollen erforderlich. Die Masse der Rollen muss mit beschleunigt werden. Ihr Trägheitsmoment dividiert durch (d spann / d w1 ) ist dem antreibenden Ritzel mit d w1 zuzuschlagen und so in die dynamische Berechnung einzuschließen. <?page no="31"?> 21 <?page no="32"?> 22 4.1 Anwendungsbeispiel eines Zahnriemengetriebes Das Zahnriemengetriebe ist an verschiedenen Stellen einer Papier-Produktionsanlage einbeziehungsweise angebaut und damit unterschiedlichen Umweltbedingungen wie Nässe, Verschmutzung durch saugfähigen Papierstaub und hohen Temperaturen ausgesetzt. In der Getriebeeinheit ist aus diesem Grund der Zahnriemen „Poly Chain GT2“ Fabrikat Flender, eingebaut. Die elastische Mischung, aus der Rücken und Zähne des Riemens bestehen, ist ein speziell für gute Adhäsion zum Cord und Gewebe entwickeltes und optimiertes Polyurethan. Der Zugkörper besteht aus Aramidfasern, ist thermisch stabil und damit ebenfalls besonders für den Einsatz bei hohen Temperaturen geeignet. Durch den Eingriff der Riemenzähne in die Verzahnung der Antriebsscheiben ist eine formschlüssige, synchrone und vor allem spielfreie Kraftübertragung gegeben, die beispielsweise bei einem Zahnradgetriebe nur durch eine höchst präzise Abstimmung der Zahnräder aufeinander möglich wäre. Schlupf und damit Drehzahlabweichungen sind ausgeschlossen. Im Getriebe sind unter Berücksichtigung wirtschaftlicher Gesichtspunkte sowohl mechanisch gefertigte, wie auch Zahnscheiben aus Sintermetall eingesetzt. Die Zahnscheiben erhalten eine Spezial-Verzahnung, die absolut teilungsgenau im Abwälzverfahren hergestellt wird. Während zum Beispiel Zahnradgetriebe grundsätzlich geschmiert werden müssen, da ansonsten ein frühzeitiger Verschleiß und eine Zerstörung der Zahngeometrie eintritt, arbeitet das Zahnriemengetriebe ohne jegliche Schmierung. Dadurch wird der Konstruktions- und Betriebsmittelaufwand minimiert und die Umgebung des Antriebs bleibt frei von Verunreinigungen. Eine Tatsache, die gerade in der Papierindustrie von höchster Bedeutung ist. Durch die geringen Verluste des Zahnriementriebes ergibt sich ein hoher Wirkungsgrad von bis zu 98 % für das gesamte Getriebe. Durch den modularen Aufbau können anhand der Gleichteile, beziehungsweise eine Veränderung der Zahnscheibenpaarung, Übersetzungsverhältnisse von 2: 1 bis 20: 1 abgebildet werden. <?page no="33"?> 23 Anwendungsbeispiel Zahnriemen Quelle: Fischer <?page no="34"?> 24 5 Ungleichförmig übersetzende Getriebe Getriebe sind Maschinenelemente zum Wandeln oder Übertragen von Bewegungen und Energien (Übertragungsgetriebe) oder zum Führen von Punkten eines Körpers auf bestimmten Bahnen (Führungsgetriebe). Dabei wird unterschieden zwischen gleichförmig übersetzenden und ungleichförmig übersetzenden sowie zwischen ebenen und räumlichen Getrieben. In vielen Maschinen und Bewegungseinrichtungen, in Kraftfahrzeugen und Sportgeräten, werden ungleichförmig übersetzende Mechanismen für komplexe Bewegungsaufgaben eingesetzt. Ungleichförmig übersetzende Getriebe Unveränderliches Bewegungsgesetz - Kurvengetriebe - Koppelgetriebe - Unrundräder-Getriebe Veränderliches Bewegungsgesetz - Mehrgliedrige Koppelgetriebe + Stellantrieb - Elektronische Kurvenscheiben - Überlagerungsgetriebe Schrittgetriebe Ungleichförmig übersetzende Getriebe Ungleichförmig übersetzende Getriebe wandeln eine gleichmäßige rotatorische Antriebsbewegung, beispielsweise durch einen Elektromotor, in eine ungleichförmige Abtriebsbewegung, das heißt, die Übertragungsfunktion ist nicht linear, das Übersetzungsverhältnis also nicht konstant. Das jeweilige Bewegungsgesetz für eine rotatorische Abtriebsbewegung, beziehungsweise für die Bewegung eines Koppelpunktes auf einer vorgegebenen Bahn wird dabei durch die konstruktivmechanische Gestaltung der bewegten Bauteile realisiert und ist somit im Allgemeinen unveränderlich. Während bei gleichförmig übersetzenden Getrieben Beschleunigungsmomente nur bei einer Änderung des Bewegungszustandes - beim Beschleunigen, Bremsen oder Reversieren - auftreten, kommen diese bei ungleichförmig übersetzenden Getrieben periodisch, also auch im stationären Betriebszustand vor. <?page no="35"?> 25 5.1 Kurvengetriebe Mit Kurvengetrieben lässt sich prinzipiell jeder vorgegebene Bewegungsablauf verwirklichen. Jede (ebene) Kurvenscheibe beziehungsweise (räumliche) Kurventrommel (Zylinderkurve) kann als körperlich dargestelltes Weg-Zeit-Diagramm, und zwar in kartesischen in polaren Koordinaten, aufgefasst werden. Vom Kurvenverlauf sind Geschwindigkeit und Beschleunigung direkt abhängig und somit auch die periodisch auftretenden Kräfte beziehungsweise Drehmomente. Diese wiederum wirken an der Berührungsstelle zwischen Kurvenscheibe und Kurvenrolle. Deshalb sind Kurvengetriebe meist verschleißanfälliger als Koppel- oder Gelenkgetrieben. Die einfachste Form einer Kurvenscheibe ist eine exzentrisch gelagerte Kreisscheibe. Als Grundlage für die Berechnung und die Fertigung von Kurvenscheiben und Kurventrommeln stehen als Bewegungsgesetze vor allem trigonometrische Gesetze, Potenzgesetze und Kombinationsgesetze zur Verfügung. Ruckfreie Bewegungen erfordern eine stetige Krümmungsänderung. Besonders harmonische Bewegungsabläufe können entweder mit einem Polynom 5. Grades oder mit einem Bewegungsgesetz mit „geneigter Sinuslinie“ erzielt werden. Mit dem Einsatz von Rechnern bei der kinematischen Analyse und Synthese bis hin zu CAD/ CAM-Anwendungen sind die notwendigen geringen Fertigungstoleranzen möglich geworden. Damit auch bei größeren Hubwegen beziehungsweise höheren Drehzahlen der Kurvenscheibe die Kurvenrolle nicht von den Kurvenflanken abhebt, muss deren Zwangslauf durch zusätzliche Maßnahmen gewährleistet werden. Dies kann kraftschlüssig, etwa über Federkraft, oder formschlüssig durch eine Nutkurve beziehungsweise eine Doppelkurvenrolle mit einer zusätzlichen gegenläufigen Kurvenscheibe (Doppelkurvenscheibe) erfolgen. Zudem ist zur Reduzierung einer Schwingungsanregung ein möglichst vollständiger Ausgleich der (einseitigen) dynamischen Massenkräfte angebracht, zum Beispiel durch eine gegenläufige Kurvenscheibe als Ausgleichsmasse. Ebene oder räumliche Kurvengetriebe finden hauptsächlich im Maschinenbau, beispielsweise bei kurvengesteuerten Automaten, sowie in der Montage- und Handhabungstechnik Verwendung, aber auch als Nockenwellen zur Ventilsteuerung in Verbrennungsmotoren. <?page no="36"?> 26 Kurvengetriebe-Varianten <?page no="37"?> 27 5.2 Koppelgetriebe Die Aufgabe von Kurbel- oder Koppelgetrieben ist es, Gliedpunkte entlang bestimmter Bahnkurven zu führen. Bei ebenen Koppelgetrieben sind deren Glieder durch Dreh- oder Schubgelenke miteinander verbunden, die sich in parallelen Ebenen bewegen. Viergliedrige Koppelgetriebe kommen hierfür besonders häufig zur Anwendung. Eine spezielle Aufgabe solcher viergliedriger Koppelgetriebe ist die Realisierung von bereichsweise Geradführungen oder von gegebenen Umkehrlagen. Mit mehr als vier Gliedern, zum Beispiel sechsgliedrigen Koppelgetrieben, lassen sich noch anspruchsvollere Bewegungsaufgaben lösen. Werden solche Getriebe mit hohen Drehzahlen oder Geschwindigkeiten betrieben, ist ein zusätzlicher Massenbeziehungsweise Momentenausgleich zur Reduzierung dynamischer Belastungen empfehlenswert. Für die Auswahl geeigneter Koppelgetriebe stehen heute bereits digitale Bibliotheken mit bekannten Koppelkurven in Datenbanken zur Verfügung. Die infrage kommenden Getriebe können zudem meist auch noch einer dynamischen Simulation unterzogen werden. Typische Anwendungen von ungleichförmigen Koppelgetrieben sind neben dem Maschinenbau vor allem auch in Kraftfahrzeugen zu finden, etwa als Scheibenwischer- Antrieb oder als Mechanismus für Cabriolet-Verdecke. <?page no="38"?> 28 Koppelgetriebe - Varianten <?page no="39"?> 29 Kurbelgetriebe mit Geradführungen - Varianten <?page no="40"?> 30 5.3 Unrundrädergetriebe Als Unrundräder werden solche Getrieberäder bezeichnet, bei denen die Wälzbewegung nicht auf einem zu den Rotationszentren konzentrischen Kreisen erfolgt. Sie dienen zur Erzeugung von periodisch veränderlichen Übersetzungen. Unrundrädergetriebe können als umlauffähige Zahnradgetriebe oder auch als Zahnsegmente ausgeführt werden. Die verzahnten Räder müssen dabei gepaart sein und die Wälzkurven sich bei konstantem Abstand paralleler Achsen zu jedem Zeitpunkt in genau einem Punkt berühren. Der Berührungspunkt muss zudem auf der direkten Verbindungslinie der beiden Achszentren liegen. Die Änderung der augenblicklichen Übersetzung bewirkt ein Wandern des momentanen Wälzpunktes entlang dieser Verbindungsgeraden zwischen den beiden Achszentren und ergibt sich analog zu runden Stirnrädern aus dem jeweiligen Wälzradien-Verhältnis. Ähnlich wie bei runden Stirnrädern können Unrundräder grundsätzlich mit den üblichen Verzahnungsprofilen Evolventen-, Kreisbogen- oder Zykloidenverzahnung ausgeführt werden. Unter Berücksichtigung eventueller Zahneingriffsstörungen im Bereich großer Krümmungsänderungen der Wälzkurve hat sich jedoch das achsabstandsunempfindliche Evolventenprofil bewährt. Für die Berechnung der Wälzkurven stehen computergestützte Simulationsprogramme zur Verfügung. Ein praktisch beliebiger Achsabstand ist dagegen möglich, wenn das Unrundzahnrad-Paar keine direkte Berührung aufweist, sondern über ein Zugmittel, zum Beispiel einen Zahnriemen, miteinander verbunden ist. Unrundrädergetriebe erlauben aufgrund der geringstmöglichen Anzahl von Bauteilen gegenüber Koppelgetrieben eine kompaktere Bauweise und höhere Leistungsdichte. Außerdem können Antriebs- und Abtriebswelle beiderseitig gelagert werden. Allerdings lassen sich damit keine Rasten oder gar Rückwärtsbewegungen erzeugen. Mit Unrundrädergetrieben lässt sich bei Antrieben mit stark schwankendem Drehmomentbedarf eine Vergleichmäßigung des Antriebsmomentes realisieren beziehungsweise im umgekehrten Fall, beispielsweise bei Fahrrädern, ein gleichmäßigeres Abtriebsmoment erzielen. Außerdem finden sie vor allem in Textil-, Verpackungs- und Werkzeugmaschinen sowie bei Pressen Anwendung. <?page no="41"?> 31 Beispiel für Unrundrädergetriebe Unrund-Zahnriemengetriebe <?page no="42"?> 32 5.4 Schrittgetriebe Spezielle und komplizierte Bewegungsaufgaben - wie die Erzeugung von Rasten oder von intermittierenden und reversierenden Bewegungen - lassen sich im Allgemeinen durch die Kombination von Grundgetrieben, insbesondere von Koppel- und Rädergetrieben, realisieren. Solche Räderkoppelgetriebe bestehen aus einem einfachen gleichförmig übersetzenden Zahnradgetriebe und einem ungleichförmig übersetzenden Koppelgetriebe. Damit lassen sich in einfacher und raumsparender Bauweise Bewegungsaufgaben lösen, die ansonsten nur durch Koppelgetriebe mit mehr ungleichförmig bewegten Gliedern möglich wäre. Aufgrund ihrer harmonischen, ruck- und stoßfreien Rastbewegung ist ihre Schwingungs- und Lärmanregung gering. Selbst Pilgerschrittbewegungen sind mit Räderkoppelgetrieben möglich. Eine schrittweise Weiterschaltung von Rundtischen oder Bearbeitungsstationen kann auch mit Malteserkreuz-Getrieben erreicht werden. Daneben bietet der Markt noch eine Reihe weiterer Alternativen von Schrittgetrieben an. Als Beispiel seien genannt: Rollensterngetriebe, Globoidkurvengetriebe und Parallelkurven-Schrittgetriebe. Globoidkurvengetriebe <?page no="43"?> 33 5.5 Getriebe mit veränderlichen Bewegungsgesetzen Alternativ zu den ungleichförmig übersetzenden Getrieben mit einer unveränderlichen Abtriebsbewegung sind auch Getriebe mit veränderlichen Bewegungsgesetzen bekannt. Die Beeinflussung des abtriebsseitigen Bewegungsablaufes erfolgt - bei gegenüber den ungleichförmig übersetzenden Getrieben unveränderter gleichmäßiger Antriebsbewegung durch einen Hauptantrieb - mittels eines zusätzlichen Stellantriebes oder durch einen rechnergesteuerten Servoantrieb. Der Einsatz verstellbarer Getriebe erweitert das Spektrum an Lösungen für komplexere Lösungen, insbesondere bei solchen Anwendungen, bei denen die technologischen Prozesse eine entsprechende Anpassbarkeit verlangen. 5.6 Koppelgetriebe mit Stellantrieb Um variable Bewegungen zu erzeugen, insbesondere variable Bahnkurven, werden in einem mehrgliedrigen Koppelgetriebe ein gleichmäßig rotierender Hauptantrieb und ein gegebenenfalls periodisch arbeitender Stellantrieb überlagert. Dabei ist es die Aufgabe des Stellantriebes, die kinematischen Abmessungen des Getriebes, das heißt entweder die Position eines Gelenkpunktes oder die wirksame Länge eines Koppelgliedes (Hebels), zu verändern. Die Funktion des Stellantriebes ist nicht linear und muss daher über entsprechende Transformationsbeziehungen angesteuert sowie mit der Bewegung des Hauptantriebes koordiniert werden. Ungleichförmig übersetzende Koppelgetriebe mit einem rechnergesteuerten Stellantrieb werden beispielsweise für Bewegungsabläufe mit Rasten, Teilrückdrehungen oder Abschnitten mit konstanter Geschwindigkeit verwendet. <?page no="44"?> 34 5.7 Elektronische Kurvenscheibe Elektronische Bewegungssteuerungen („Elektronische Kurvenscheiben“) verfügen grundsätzlich über den Vorteil einer sehr hohen Flexibilität in der Wahl der Bewegungsgesetze und deren Parameter, welche ausschließlich von einer rechnerintegrierten Steuerung (CNC) vorgegeben und durch einen Winkelgeber an der Antriebswelle gemessen werden. Sie vermeiden zudem alle Nachteile, die mechanischen Getrieben zu eigen sind (Verdrehspiel, Geräusch, Verschleiß). Nachteilig sind jedoch die meist höheren Kosten und die aufgrund der begrenzten Antriebsdynamik geringeren möglichen Beschleunigungen. Die dynamische Auslegung der hierfür erforderlichen Servoantriebe verlangt eine detaillierte Analyse der gestellten Anforderungen, insbesondere wegen der veränderlichen Lastmomente. Bewegung mit „geneigter Sinuslinie“ als Bewegungsgesetz Kraft- und Bewegungsdiagramm im viergliedrigen Koppelgetriebe <?page no="45"?> 35 5.8 Überlagerungsgetriebe Umlaufrädergetriebe, die als Summiergetriebe verwendet werden, eignen sich besonders vorteilhaft zum Erzeugen ungleichförmiger Bewegungen. Hierzu werden bei mindestens zwei Getriebefreiheitsgraden mehrere gleichförmige oder ungleichförmige Bewegungen zu einer Gesamtbewegung überlagert. Damit sind praktisch beliebige Bewegungsgesetze, insbesondere auch ungleichförmige Bewegungen möglich. Als Überlagerungsgetriebe kommen beispielsweise dreiwellige Planetengetriebe in Frage, die einen linearen Funktionszusammenhang zwischen allen beteiligten Wellen aufweisen. Die dritte Welle entsteht durch eine drehbare Lagerung des Gehäuses. Somit lassen sich an zwei Wellen beliebige Winkelgeschwindigkeiten vorgeben (Antriebswelle), wodurch dann die Winkelgeschwindigkeit der dritten Welle (Abtriebswelle) feststeht. Meist wird zum Erzielen einer ungleichförmigen Abtriebsbewegung der gleichmäßigen Grunddrehzahl an einer Eintriebswelle (Hauptantrieb) eine das Bewegungsgesetz prägende veränderliche Steuerdrehzahl an der zweiten Eintriebswelle (Stellantrieb) überlagert. In einem solchen Überlagerungsgetriebe addieren sich jedoch nicht nur die entsprechenden antriebsseitigen Winkelgeschwindigkeiten, sondern auch die eingekoppelten Antriebsmomente nach: M 1 + M 2 + M s = 0 Somit steht an der Abtriebswelle schließlich die arithmetische Summe aus den eingespeisten Winkelgeschwindigkeiten und den Drehmomenten zur Verfügung. 5.9 Zusammenfassung In dem Überblick wurden Möglichkeiten zur Realisierung von ungleichförmigen Bewegungen für unterschiedliche Anwendungsbereiche aufgezeigt. Trotz erheblicher Fortschritte bei rechnergesteuerten elektrischen Servoantrieben werden sich auch künftig Mechanismen mit ungleichförmigen Bewegungsgesetzen behaupten. Das jeweilige Anforderungsprofil, die erforderlichen Bewegungsgeschwindigkeiten und -beschleunigungen sowie die Kosten sind hierfür die entscheidenden Kriterien. <?page no="46"?> 36 Anwendungsbeispiele für Getriebe mit Unrundrädern <?page no="47"?> 37 5.10 Anwendungsbeispiel Aufgabe: Kartondosenböden sollen nach der Vereinzelung um 180° gedreht werden und 460 mm tiefer in einen Transportstern abgelegt werden. Lösungsansatz: Durch eine Kombination von Kurvenscheibengetriebe, Stirnradstufe und einem Hebelsystem wurde die Aufgabe gelöst. Prinzipieller Aufbau: 1- Drehpunkt des Kurvengetriebes 2- Abtrieb des Kurvengetriebes mit Stirnrad 1 3- Drehpunkt Stirnrad 2 4- Anbindung der Saugerkombination 5- Saugpunkt für Kartonböden und Arbeitspunkt 12- Gehäuse des Kurvengetriebes 13- Zahnriementrieb 1: 1 23- Gehäuse des Kurvengetriebes in dem die Stirnradstufe gelagert ist 34- Hebel 45- Saugerkombination 212- Stirnrad 1 313- Stirnrad 2 <?page no="48"?> 38 Konstruktive Umsetzung Das Bild zeigt den Gesamtaufbau des Mechanismus. Er besteht aus einem stabilen Gussgehäuse 1, das mittels eines Flansches am Maschinengestell befestigt ist. Das Gehäuse entspricht dem Verbund der Elemente 12-13-23. Der Drehpunkt des Gehäuses, identisch Gelenkpunkt 1, ist als Hohlwelle 6 ausgeführt. Im Gehäuse ist das Antriebselement des Kurvengetriebes 2 und die übersetzte Abtriebswelle 3 gelagert. Diese Teile, bzw. deren Drehachsen, entsprechen den Gelenkpunkten 2 und 3. Mittels Spannelement ist der Hebel 4 an der Abtriebswelle 3 fixiert. Dieser Hebel entspricht dem Element 34. In diesem Hebel ist die Welle 5 drehbar gelagert, die dem Gelenkpunkt 4 entspricht. Die Welle 5 ist starr mit einem Zahnriemenrad 7 verbunden, das über dem Zahnriemen 8 mit dem Zahnriemenrad 9 verbunden ist. Das Zahnriemenrad 9 ist starr mit dem Gehäuse 1 verbunden. Die Durchmesser Zahnriemenräder 7 und 9 sind identisch. Am Außendurchmesser des Gehäuses ist ein Zahnriemenprofil eingebracht, über das die Antriebsbewegung eingeleitet wird. Schematische Darstellung der Bewegungsaufgabe Getriebeschema des Gesamtmechanismus <?page no="49"?> 39 Schnittdarstellung des Gesamtmechanismus Quelle: Heinz <?page no="50"?> 40 6 Gleichförmig übersetzende Getriebe Das Bild zeigt eine Übersicht verschiedener Bauarten gleichförmig übersetzender Getriebe. Systematik gleichförmig übersetzender Getriebe 6.1 Getriebe mit stufenweise verstellbaren Abtriebsdrehzahlen Zu den gestuften Getrieben werden sowohl die Getriebe mit einer festen Übersetzung (nicht schaltbar) als auch die Getriebe mit mehreren Abtriebsdrehzahlen (schaltbar) gerechnet. Im Maschinenbau findet man gestufte Getriebe in Form von Zahnradgetrieben, Ketten- oder Riementrieben. (Polumschaltbare oder drehzahlsteuerbare Elektromotoren zählen nicht zu den Getrieben). Riemen- und Kettentriebe bezeichnet man als Umschlingungsgetriebe. Man unterscheidet Getriebe mit kraftschlüssiger (Flach- und Keilriemen) und mit formschlüssiger (Zahnriemen und Ketten) Bewegungsübertragung. Die kraftschlüssigen Getriebe zeichnen sich durch eine besonders gleichförmige, geräuschärmere Bewegungsübertragung aus. Sie können je nach Belastung Schlupf behaftet sein. Die formschlüssigen Getriebe laufen schlupffrei, sind jedoch nicht so geräuscharm. Umschlingungsgetriebe weisen bei gleicher übertragender Leistung größere Baumaße und Achsabstände auf als Zahnradgetriebe. <?page no="51"?> 41 Zahnradgetriebe sind die am häufigsten benutzten Getriebe im Werkzeugmaschinenbau. Vorteile dieser Getriebe sind ihr einfacher, kompakter Aufbau sowie ihre hohe Betriebssicherheit und ihr hoher Wirkungsgrad. Je nach Bauart unterscheidet man zum Beispiel Stirnrad-, Kegelrad- oder Schneckengetriebe. Kegelrad- und Schneckengetriebe können nur in einstufiger Ausführung eingesetzt werden. Die einfachste Ausführung eines Zahnradgetriebes ist das einstufige Getriebe. Es besteht aus einem einzigen Zahnradpaar. Ein schaltbares Getriebe besitzt mindestens zwei Zahnradpaare (zweistufig). Je nach Anordnung dieser Zahnradpaare unterscheidet man mehrere prinzipielle Bauformen. Zugmittel für Umschlingungsgetriebe 6.2 Bauformen von Schaltgetrieben Zur Schaltung der Getriebe bedient man sich verschiedener konstruktiver Mittel, wie zum Beispiel Schieberäder, mechanisch und elektrisch wirkende Kupplungen und so weiter. Das zweistufige Grundgetriebe ist die kleinste schaltbare Einheit mit zwei Abtriebsdrehzahlen. Die nächst größere Einheit ist das dreistufige Grundgetriebe mit drei Abtriebsdrehzahlen. <?page no="52"?> 42 Dreistufige Grundgetriebe Bei dem im Bild dargestellten Lastschaltgetriebe erfolgt das Umschalten zwischen den einzelnen Drehzahlen mit Hilfe von schaltbaren Kupplungen. Das Umschalten kann hierbei durch die Verwendung geeigneter Kupplungen - zum Beispiel Lamellenkupplungen - unter Last erfolgen. Alle miteinander kämmenden Zahnpaare sind ständig im Eingriff. Nur das jeweils für eine bestimmte Übersetzung notwendige Radpaar wird durch eine Kupplung auf die Arbeitswelle geschaltet. Die Kupplungsgröße bestimmt häufig die Getriebegröße. Lastschaltgetriebe sind daher im Allgemeinen größer gebaut als die entsprechenden Schieberadgetriebe, die nur im Stillstand oder bei kleinen Differenzdrehzahlen zu schalten sind. Durch den ständigen Eingriff aller Zahnradpaarungen entsteht bei Kupplungsgetrieben eine höhere Verlustleistung im Getriebe. Bei dem im Bild gezeigten Schieberadgetriebe erfolgt die Schaltung durch Schieberäder. Die drei oberen Zahnräder sitzen dabei torsionssteif auf der Welle und lassen sich aber zum Schalten axial verschieben. Die Anordnung der Schieberäder ist sowohl auf der Antriebswie auf der Abtriebswelle möglich. Zweckmäßig werden die leichteren Räder verschoben, da zum einen weniger Masse zu bewegen ist und zum anderen auf Grund der kleineren Durchmesser kleinere Momente übertragen werden müssen. Außerdem kann mit kürzeren Schaltgabeln gearbeitet werden. Damit eine kleine Baugröße erreicht wird, ist die enge Anordnung gegenüber der weiten Anordnung der Schieberäder zu bevorzugen. Bei der weiten Anordnung ist die Länge in Achsrichtung größer, dadurch müssen die Wellen wegen der höheren Biege- und Torsionsbeanspruchung stärker dimensioniert werden. <?page no="53"?> 43 Durch Hintereinanderschalten der Grundgetriebe erhält man Getriebe mit mehreren Abtriebsdrehzahlen. Zwei hintereinander geschaltete zweistufige Grundgetriebe ergeben zum Beispiel ein vierstufiges Getriebe mit vier Abtriebsdrehzahlen. Vierstufige Dreiwellengetriebe Um kleinere Baulängen zu erreichen und um Räder einzusparen werden Gebundene Getriebe verwendet. Dabei gehören ein oder mehrere Räder verschiedenen Teilgetrieben an. Da die gebundenen Räder mit zwei Zahnrädern in Eingriff stehen, müssen alle drei Räder den gleichen Modul haben. Die Größe des Moduls ist durch das Teilgetriebe mit dem größten Drehmoment festgelegt, wodurch unter Umständen größere Achsabstände entstehen. Die geringere Baulänge in axialer Richtung kann deshalb eine Vergrößerung des Getriebes in radialer Richtung bedeuten. Eine häufig angewendete Bauform ist das Vorgelege Dieses Getriebe besteht aus drei Wellen, wobei die Welle1 und 3 konzentrisch laufen und geschachtelt sind. Hierbei geht der Kraftfluss entweder von Welle 1 direkt zur Welle 2 und von dort auf die Welle 3. Im ersten Fall ist das Rädergetriebe zwar im Eingriff, jedoch ohne Wirkung, so dass Ein- und Ausgangsdrehzahl gleich groß sind. Im anderen Fall erreicht man durch das Hintereinanderschalten zweier Radpaare eine große Gesamtübersetzung. Vorgelege werden meist an die Abtriebswelle gesetzt, um innerhalb des vorgelagerten Antriebsstranges solange wie möglich mit hohen Drehzahlen, das heißt mit kleinen Momenten arbeiten zu können. <?page no="54"?> 44 Räderplan und Drehzahlbild eines Vorgeleges (Prinzip) 6.3 Getriebe mit stufenlos verstellbaren Abtriebsdrehzahlen Als stufenlose Getriebe verwendet man elektrische, hydraulische und mechanische Getriebe. Sie werden vorwiegend bei Haupt- und Vorschubantrieben eingesetzt. Ihr Vorteil liegt in der exakten Einstellbarkeit der für die jeweiligen Arbeitsbedingungen optimalen Schnittbeziehungsweise Umformgeschwindigkeiten und des Vorschubes. Nachteilig gegenüber gestuften Getrieben sind der geringere Wirkungsgrad und der größere Aufwand. 6.3.1 Elektrische Getriebe Zur Erzeugung variabler Abtriebsdrehzahlen aus einer konstanten Antriebsdrehzahl zählt der Leonardsatz zu den elektrischen Getrieben. Er besteht aus einem fremd erregten Gleichstrommotor, dem Abtrieb (Leonardmotor), dessen Ankerkreis mit veränderlicher Spannung gespeist wird. Zur Erzeugung der veränderlichen Spannung dient ein fremd erregter Gleichstromgenerator (Leonardgenerator). Dieser wird meist von einem Asynchronmotor mit konstanter Drehzahl angetrieben. Durch die Entwicklung der Gleichstrom- und Drehstrommotoren hat der Leonardsatz heute an Bedeutung verloren. Im Werkzeugmaschinenbau werden fast ausschließlich drehzahlverstellbare Motoren in Verbindung mit zwei- oder dreistufigen Schaltgetrieben eingesetzt. Diese Kombination zählt jedoch nicht zu den elektrischen Getrieben. <?page no="55"?> 45 6.3.2 Hydraulische Getriebe Hydraulische Getriebe verwenden zur Leistungsübertragung eine unter Druck stehende Flüssigkeit, meist Öl. Die hydraulischen Getriebe an Werkzeugmaschinen sind fast ausschließlich hydrostatische Getriebe. Hier spielt im Gegensatz zu den hydrodynamischen Getrieben, die kinetische Energie der Flüssigkeit kaum eine Rolle. Die unter Druck stehende Flüssigkeit dient lediglich der Übertragung und Erzeugung des Drehmomentes. Hydraulische Getriebe stellen meist eine Einheit aus Pumpe und Motor dar. Zur Verstellung der Antriebsdrehzahl des Motors gibt es zwei Möglichkeiten. Zum einen kann man das Fördervolumen der Pumpe ändern (Primärverstellung), zum anderen das Schluckvolumen des Motors (Sekundärverstellung). Ölhydraulische Systeme finden auf Grund vieler Vorteile breite Verwendung in Werkzeugmaschinen. Hydraulisches Schaltbild einer Waagerecht-Stoßmaschine <?page no="56"?> 46 Grundlegende Vorteile dieser hydraulischen Ausrüstung sind: - Große Kräfte und Leistungen, die bei geringen Abmaßen und Massen der Elemente mit Leichtigkeit erreicht werden, kleine Trägheitsmomente und Trägheitskräfte in hydraulischen Elementen im Vergleich zu anderen Antriebsarten. - Einfache Gewährleistung der stufenlosen Geschwindigkeits- und Vorschubregelung zur Erreichung optimaler Zerspanungswerte. - Regelung der Zerspanungswerte (Geschwindigkeits- und Vorschub-Änderung) während der Bewegung der Mechanismen und selbsttätige Schnittwert-Änderung nach vorgegebenem Programm. - Erreichung gleichmäßiger Bewegungen, die die Standzeit der Schneidwerkzeuge erhöhen, sowie in einigen Fällen eine erhebliche Erhöhung der zulässigen Zerspanungswerte (zum Beispiel bei Räummaschinen). - Möglichkeit der häufigen und schnellen Umschaltung bei geradliniger oder drehender Bewegung. - Einschränkung von umfangreichen mechanischen Antrieben, die Schmierung und Pflege brauchen, da sie bedeutendem Verschleiß unterworfen sind. - Möglichkeit der zweckmäßigen Anbringung der hydraulischen Einrichtung an der Maschine unabhängig von der Lage der mechanischen Getriebeteile. - Selbstschmierung hydraulischer Elemente durch die Betriebsflüssigkeit. - Einfachheit der Steuerung - Kontrollmöglichkeit des Druckes und der Kraft in hydraulischen Systemen in unmittelbarer Nähe von Arbeitselementen. - Einfache Realisierung von Schutzmaßnahmen gegen Überlastung der Maschinenteile und Schneidwerkzeuge. Möglichkeit der Steuerung durch feste Anschläge. Zu den Nachteilen hydraulischer Ausrüstungen gehören: - Verlust durch Flüssigkeitsreibung in den Rohrleitungen und an Stellen der Geschwindigkeits- oder Stromrichtungsänderung. Diese Verluste steigen rasch bei der Vergrößerung der Durchflussgeschwindigkeit. Diese Tatsache begrenzt die Durchflussgeschwindigkeit in den Rohrleitungen (gewöhnlich nicht mehr als 9 bis 10 m/ s) oder die Drehzahl der Hydropumpe und Hydromotor in Maschinen (bis 3.500 U/ min) - Innere und äußere Leckölverluste, die den Wirkungsgrad verringern und die Betriebskennlinie der Hydraulikanlage verschlechtern. Bedeutende Leckölmengen sind unter Belastung der Grund für eine ungleichmäßige Bewegung der Elemente, begrenzen den Drehzahlbereich und erschweren den Betrieb des Systems bei geringen Förderströmen. <?page no="57"?> 47 - Änderung des Förderstromes und der Geschwindigkeit der Arbeitsorgane, die durch die Änderung der Temperatur und dichte des Betriebsmittels sowie durch dessen Zusammendrückbarkeit hervorgerufen werden. Die Zusammendrückbarkeit der Flüssigkeit hat bei kleinen Betriebsvolumina einen geringen und bei größeren Betriebsvolumina einen stärkeren Einfluss auf den Betrieb der Hydraulikanlage. In einigen Fällen ist die Zusammendrückbarkeit des Betriebsmittels zur Gewährleistung einer beständigen Bewegung notwendig. - Infolge von Lecköl und der Zusammendrückbarkeit des Betriebsmittels sind die Bewegungen der einzelnen Arbeitsorgane, wie zum Beispiel im Getriebeplan von Gewinde- und Zahnbearbeitungsmaschinen gefordert werden, durch einfache hydraulische Einrichtungen nicht genau zu koordinieren. - Eindringen von Luft in das Betriebsmittel und Bildung von Luftvolumina in der Anlage. Dies wird hervorgerufen durch den starken Druck und die Dehnung der Luft und führt zu ungleichmäßiger, sprunghafter Bewegung der Arbeitsorgane. - Dehnung und Verengung der Rohrleitungen durch Druckschwankungen im Hydrauliksystem, die zur Lösung der Rohrverbindungen und Dichtungen führen, - Möglichkeit starker Erwärmung des Betriebsmittels, besonders bei einem niedrigen Wirkungsgrad und geringer Wärmeabgabe der Hydraulikanlage. - Die Temperaturveränderung der Elemente kann zu einer Betriebsungenauigkeit der betreffenden Maschine führen. Zur Verminderung der außergewöhnlichen Erwärmung des Betriebsmittels und der Maschine strebt man eine Verringerung der hydraulischen Verluste und Wärmeausscheidungen sowie die Verwendung von Kühleinrichtungen für das Betriebsmittel an. - Feuergefährlichkeit der als Betriebsmittel verwendeten Mineralschmieröle. - Notwendigkeit geringer Spiele in Passteilen von hydraulischen Geräten (Steuerschieber, Ventile) sowie die Verwendung hochwertiger thermisch bearbeitbarer Werkstoffe. Zur Gewährung der Bearbeitungsgenauigkeit wichtiger Einzelteile sind Alterung (um einen folgenden Verzug zu vermeiden), Schleifen, Honen und Läppen notwendig, dadurch wird der Fertigungsaufwand vergrößert. <?page no="58"?> 48 Werkzeugmaschine mit hydraulischem Antrieb <?page no="59"?> 49 Die genannten Nachteile hydraulischer Ausrüstungen können bedeutend verringert oder kompensiert werden durch eine rationelle Wahl des Ölkreislaufes und durch gute konstruktive Gestaltung der Elemente. Hydraulische Getriebe werden unterschieden in kinetische (Turbogetriebe) und statische. Kinetische Getriebe machen sich hauptsächlich die Strömungsenergie des Arbeitsmediums zunutze. Diese Getriebe (hydraulische Kupplungen und hydraulische Wandler) sind bei hohen Leistungen und großen Umfangsgeschwindigkeiten von etwa 50 m/ s wirtschaftlich. Das erhebliche Absinken der Drehzahl bei Erhöhung der Belastung sowie die Kompliziertheit ihrer Regelung und des Wandels der Drehrichtung machen diese Turbogetriebe nur begrenzt verwendbar. Das statische Getriebe arbeitet mit der potentiellen Energie (Energie des Druckes) der durch die Pumpe in die Anlage gedrückten Flüssigkeit. Mit solchen Getrieben kann man durchaus die erforderlichen Haupt- und Vorschubbewegungen erzielen. Sie sind kompakt und leicht regelsowie umsteuerbar. Daher werden für spanende Werkzeugmaschinen ausschließlich solche hydraulischen Getriebe verwendet und zwar in Gestalt von Zylindern mit Kolben und Kolbenstangen, Zylindern mit Plungern, hydraulischen Zahnrad- und Schraubenpumpen, Flügel- und Kolbenzellenpumpen sowie -motoren. 6.3.3 Mechanische Getriebe Von der Vielzahl der mechanischen stufenlosen Getriebe werden im Maschinenbau hauptsächlich die Umschlingungsgetriebe eingesetzt. Bei dem im Bild gezeigten PIV-Getriebe, umfasst eine endlose Kette zwei Kegelscheibenpaare .Je eine der Scheiben ist axialverschiebbar, während die andere fest angeordnet ist. Eine stufenlose Drehzahländerung wird durch gegenläufige Axialverschiebung der Wegscheiben bewirkt. Zur Momentübertragung ist eine Anpresskraft zwischen Kette und Kegelscheiben erforderlich. Die Höhe dieser Anpresskraft wird durch das zu übertragende Drehmoment und die Laufradien der Kette bestimmt. Die Anpresskraft wird entsprechend dem Drehmoment mit Hilfe von zwei Kurventrägern und Anpressrollen erzeugt. Die Abtriebsdrehzahl kann mechanisch, oder durch eine Druckölsteuerung eingestellt werden. Dabei fördert eine im Getriebe eingebaute Pumpe das Öl zum hydraulischen Steuergerät. Der Steuerkolben steuert die Ölzufuhr entsprechend der am Stellknopf gewählten Getriebeübersetzung und der Stellung der Wegscheibe. Der Regelbereich solcher Getriebe, also das Verhältnis von maximaler zu minimaler Abtriebsdrehzahl, kann bis zu 6 betragen. Dabei können je nach Getriebegröße Leistungen von 5 bis 175 kW übertragen werden. <?page no="60"?> 50 <?page no="61"?> 51 Stufenloses Umschlingungsgetriebe mit kraftschlüssiger Kette Quelle: PIV Zur Leistungsübertragung werden verschiedene Kettenarten verwendet. Bei der Wiegedruckstückkette dienen die Wiegegelenkbolzen gleichzeitig der Kraftübertragung auf die Kegelscheiben. Die relativ leichte Kettenkonstruktion ermöglicht Kettengeschwindigkeiten bis 30 m/ s. Diese Kettenart läuft auf glatten Scheiben, die gehärtet und geschliffen sind. Infolge der geringen Kegelneigung entstehen hohe Anpresskräfte, so dass ein sicherer Kraftschluss gewährleistet ist. Es können Leistungen bis zu 175 kW übertragen werden. Verschiedene PKW-Getriebe arbeiten mit dieser Kettenart. Die Lamellenkette enthält axial verschiebbare Blechlamellen, die sich beim Einlauf in die Lücken der verzahnten Kegelscheiben schieben, so dass das Moment formschlüssig übertragen wird. Da sich bei jedem Einlauf die Zähne neu bilden, erfahren die Lamellen hohe Querbeschleunigungen, so dass die Kettengeschwindigkeit auf etwa 10 m/ s begrenzt ist. Lamellenketten werden deshalb für Leistungen bis etwa 30 kW angewendet. <?page no="62"?> 52 Der Wirkungsgrad der PIV-Getriebe ist mit etwa 90 % etwas geringer als bei den gestuften Zahnradgetrieben beziehungsweise Riementrieben. Bei kleineren Leistungen von stufenlosen Getrieben sind Abwälzgetriebe wirtschaftlicher als solche mit Stahlgliederkette, da ihr konstruktiver und fertigungstechnischer Aufwand geringer ist. Das Kugelscheibengetriebe wird bis zu 3 kW gebaut. Mit diesem Getriebe sind Abtriebsdrehzahlen bis auf Null bei konstantem Abtriebsmoment möglich. Bei dieser Bauart befinden sich zwischen den ebenen Stahlscheiben, in einem Käfig gehalten, Stahlkugeln, die das Drehmoment kraftschlüssig von einer Scheibe auf die andere übertragen. Die Abtriebsdrehzahl ist Null, wenn sich der Kugelkäfig achsgleich zur Antriebswelle befindet Der nötige Anpressdruck der Scheiben wird über Tellerfedern erzeugt. Das Getriebe ist im Lauf und im Stillstand einstellbar, die Stellkräfte sind gering und die Drehzahlübertragung ist gleichförmig. Das Getriebe wirkt bei überhöhter Belastung wie eine Überlast-Rutschkupplung. Stufenloses Kugelscheibengetriebe Quelle: PIV <?page no="63"?> 53 Gebräuchliche, mechanische Verstellgetriebe und ihre Kennlinien <?page no="64"?> 54 Drehzahl-Leistungsdiagramm einer Drehmaschine - Quelle: Monforts <?page no="65"?> 55 6.3.4 Kombination von gestuften Getrieben mit stufenlosen Antriebsmotoren Für Hauptantriebe im Maschinenbau werden heute Drehstrommotoren mit stufenlos veränderlichen Drehzahlen eingesetzt. Dadurch können die jeweils technologisch optimalen Arbeitsbedingungen (zum Beispiel Schnittgeschwindigkeiten) eingestellt werden. Der Drehzahlstellbereich der Elektromotoren reicht für viele Anwendungen, vor allem im hohen Leistungsbereich, jedoch nicht aus. Durch ein nachgeschaltetes Stufengetriebe besteht die Notwendigkeit, den Drehzahlbeziehungsweise Drehmomentenbereich des Antriebes zu erweitern. Im Allgemeinen werden hierfür zweibis dreistufige Getriebe eingesetzt. Bei einer solchen Kombination ergibt sich der Drehzahlbereich des gesamten Antriebs als Produkt aus dem Drehzahlbereich des Motors und des Drehzahlbereiches des Stufengetriebes. <?page no="66"?> 56 7 Hochuntersetzende Getriebe Eigenschaften wie Präzision, Spielfreiheit, hohe Drehmomentkapazität und hohe Untersetzung werden immer mehr vom Markt gefordert. Während der Trend im Werkzeugmaschinenbereich, in der Handhabung und der Robotik zunehmend zu schnelleren und dynamischeren Anwendungen geht, werden in der Messtechnik, der Optik oder der Medizintechnik hohe Untersetzungen mit sehr guten Wiederhol- und Übertragungsgenauigkeiten gefordert. ZF-DUOPLAN Im folgenden Kapitel werden unterschiedliche Bauarten dieses Getriebetyps mit ihrer Technologie und den Vor- und Nachteilen der jeweiligen Ausführung besprochen. <?page no="67"?> 57 7.1 ZF-Ratiomax Die Besonderheit dieses Getriebes erkennt man am besten, wenn man das System auf der Basis eines bekannten Planetengetriebes heraus entwickelt. a: Grundschema eines Planetengetriebes b: Erweiterung des Planetengetriebes mit einem abtriebsseitigen Stufengetriebe c: ZF-Ratiomax: Das Hohlrad der Planetenradstufe ist nicht mehr ortsfest, sondern drehend gelagert Hierzu dient das Im Bild dargestellte Grundschema eines Planetengetriebes mit Antrieb über Sonne und Abtrieb über Steg/ Planetenträger. Dies ist ein klassisches einstufiges Planetengetriebe. Mit dieser Bauform lassen sich sinnvolle Untersetzungen im Bereich i = 3 bis i = 12 erreichen. In dem gezeigten Beispiel ist die gängige Zähnezahl dargestellt, wie sie bei einem Getriebe mit der Untersetzung i = 10 üblich ist. Das mittlere Bild zeigt eine einfache Erweiterung des Planetengetriebes mit einem abtriebsseitigen Stufengetriebe. Mit dieser Kombination erreicht man eine Erhöhung der Untersetzung um die Stufenuntersetzung. Im gezeigten Beispiel wird von einer Stirnraduntersetzung ausgegangen. Hiermit wird eine Gesamtuntersetzung der Kombination von i = 50 erreicht. <?page no="68"?> 58 Die eigentliche Neuerung ist im letzten Bild zu sehen. Hier wird das Hohlrad der Planetenradstufe nicht mehr ortsfest gehalten, sondern ist drehend gelagert. Dadurch muss sich das Haltemoment anderweitig abstützen. Hierfür wird das Hohlrad mit einem zusätzlichen Zwischenrad gekoppelt, welches über eine zusätzliche Verzahnung in das Abtriebsrad eingreift. Dadurch ist die Kraftkette wieder geschlossen! Hierdurch wird eine vollständige Leistungsteilung auf zwei ausgeglichene Leistungspfade erreicht. Der eigentliche Effekt dieser Aufteilung ist, dass durch das gegensinnig drehende Hohlrad der Planetenstufe eine Erhöhung der Untersetzung erreicht wird. Im dargestellten Beispiel wird die bisher konventionell erreichte Untersetzung verdoppelt. Hiermit wird mit einem relativ einfachen Getriebeschema eine sehr hohe Untersetzung erreicht welches eine sehr leistungsdichte Bauform besitzt und eine Hohlwelle im Abtrieb ermöglicht. Je nach Ausführungen sind Untersetzungen bis i = 1.000 realisierbar. Die Forderung nach einem großen zentralen Mitteldurchlass lässt sich mit dieser Getriebebauart sehr einfach und kostengünstig erreichen. Für Anwendungen, welche integrierte Kabelführungen, Versorgungsleitungen durch die Zentralachse der Bewegung führen müssen, ist dies ein ideales Getriebesystem! Der Aufbau als evolventenverzahntes Überlagerungsgetriebe bietet die geringsten Verluste. Ein hoher Wirkungsgrad antriebsseitig wie auch abtriebsseitig trotz hoher Untersetzung wird dadurch erreicht. Durch die Aufteilung der Leistung auf zwei Pfade kann die Baugröße des Getriebes bei gleicher Leistung deutlich reduziert werden. Durch die Kombination von Überlagerungsgetriebe und Planetenstufe wird eine sehr hohe Leistungsdichte erreicht. Darüber hinaus kann durch eine individuelle Anordnung der zwei Leistungsstränge am Umfang des Antriebs eine spezifisch optimale Anordnung erreicht werden. 7.2 Bauteiltechnologie Die Qualität der Eigenschaften eines Getriebes wie beispielsweise Gleichlauf, Wiederholgenauigkeit oder Verdrehspiel werden bei einem mehrstufigen Zahnradgetriebe hauptsächlich von den Qualitäten und Genauigkeiten der Räder der Abtriebsstufe beeinflusst. Also auch die gleiche Stufe, welche durch das hohe zu übertragende Abtriebsdrehmoment baulich am größten ausgeführt werden muss. Im Sinne einer wertanalytischen Rangordnung sind dies auch die Bauteile, welche die Kosten des Gesamtsystems am meisten beeinflussen. Die Ausführung dieser Bauteile im vorliegenden System als einfache, außen verzahnte Räder bietet hier erhebliche Kostenvorteile gegenüber Systemen, welche innen verzahnte Abtriebsräder in hohen Genauigkeiten benötigen. <?page no="69"?> 59 7.3 Harmonic Drive Planetengetriebe Das Harmonic Drive Getriebe besteht im Prinzip aus nur drei Bauteilen; einem unrunden Kern, dem sogenannten „ Wave Generator“, dem flexiblen Ring mit Außenverzahnung „Flexspline“ und dem feststehenden, innenverzahnten Ring „Circular Spline“. Bauteile des Harmonic-Drive-Getriebes <?page no="70"?> 60 Der elliptische Wave Generator als angetriebenes Teil verformt über das Kugellager den Flexspline, der in zwei gegenüberliegenden Bereichen mit dem Circular Spline kämmt. Mit drehen des Wave Generators verlagert sich die große Ellipsenachse und damit der Zahneingriffsbereich. Da der Flexspline zwei Zähne weniger besitzt als der Circular Spline, vollzieht sich pro Umdrehung des Wave Generators eine sehr langsame Relativbewegung zwischen Flexspline und Circular Spline um zwei Zähne. Um den Flexspline zu verformen, sind je nach Anwendungsbereich drei unterschiedliche Generatorbaureihen im Einsatz. Alternative Generatorbauarten links Planeten, rechts Rollen Neben dem klassischen Kugellager mit elastischem Außenring kann vor allem für kostenintensive Anwendungen ein Generator mit zwei planetenartigen Rollen eingesetzt werden. Die Weiterentwicklung daraus ist eine Planetenvorstufe als Generator, die ohne zusätzlichen Platzbedarf extrem hohe Untersetzungen von je nach Baugröße bis zu 7.200 : 1 ermöglicht. Besonders kurz bauen die Getriebe, wenn man anstelle eines topfförmigen Flexspline, ein zweites Hohlrad als Abtriebs-Kupplungsstufe einsetzt. Das Prinzip des dünnwandigen Hohlrades trägt durch seine definierte Verformung zur Minimierung des Zahnflankenspieles bei. Das flexible Hohlrad lässt die Fertigungstoleranzen sämtlicher Bauteile zu. Somit wird das Zahnflankenspiel durch eine geringe radiale Vorspannung zwischen Planetenträger und Hohlrad auf ein Minimum reduziert. Mit dem Einsatz des verformbaren Hohlrades vereinfacht sich der konstruktive Aufbau der Planetengetriebe. Die ausgleichende Funktion des Hohlrades ermöglicht eine gleichmäßige Lastverteilung zwischen Hohlrad und Planetenrädern. So lässt sich eine hohe Laufruhe des Getriebes erreichen. Als Abtriebslagerung setzt Harmonic Drive ein spielfreies, kippsteifes und kompaktes Kreuzrollenlager ein, mit dem sich hohe Belastungen aufnehmen lassen, ohne dass diese einen negativen Einfluss auf das Laufverhalten des Getriebes haben. Eine zusätzliche Lagerung kann entfallen. Vorteile: <?page no="71"?> 61 Schnitt Harmonic-Drive-Flachgetriebe mit Planetenvorstufe <?page no="72"?> 62 7.4 Planetengetriebe für kleinste Servoantriebe Bei linearen und rotatorischen Bewegungsachsen in kleinen Maschinen sind präzise, hochdynamische Getriebe erforderlich. Die Baugröße 11 ist das kleinste Präzisionsplanetengetriebe für Servo- und Schrittmotoren im Leistungsbereich kleiner 100 W. Diese Baugröße bietet alle Vorteile, die auch die größeren Planetengetriebe haben. Keine Spielzunahme über die gesamte Lebensdauer, Verdrehspiel kleiner als drei Winkelminuten, hohe mögliche Eingangsdrehzahlen bis 10.000 U/ min und modularer Aufbau bei Untersetzungen von i = 5 bis i = 45 sind Eigenschaften, die von den größeren Bauarten übernommen wurden. <?page no="73"?> 63 7.5 Kunststoffgetriebe Die Kunststoffgetriebe sind im Drehmoment- und Genauigkeitsspektrum unterhalb der Stahl-Pendants angesiedelt und können mit Durchmessern von etwa 8 bis 70 mm sinnvoll hergestellt werden. Die Mikrogetriebe erfordern aufgrund der kleinen Verzahnungsmodule (teilweise unter 100 μm) höchste Genauigkeit im Spritzgießprozess. Der Leistungsbereich umfasst je nach Baugröße etwa 20 Nm bis 5 Nm, je nach Randbedingungen der jeweiligen Anwendung auch höher. Diese Getriebe aus Kunststoff weisen gegenüber herkömmlichen Bauweisen eine Reihe von technischen Vorteilen auf. Sie gestatten mit wenigen Einzelteilen die Realisierung von hohen Untersetzungen (je nach Größe etwa 20 : 1 bis 100 : 1, mit Planeten-Generatoren auch deutlich höher). Sie bauen extrem kurz und sind prinzipbedingt spielfrei. Eine hohe Leistungsdichte und Möglichkeit, eine große Hohlwelle zu realisieren, sind weitere Vorteile. Die Kunststoffgetriebe weisen darüber hinaus ein extrem reduziertes Gewicht und natürlich günstige Herstellkosten durch das Spritzgießverfahren auf. Sie sind optional nicht magnetisch, was den Einsatz sogar in Magnetresonanz (Kernspin-)Tomographen ermöglicht, und können selbsthemmend ausgeführt werden, was häufig den Einsatz einer gesonderten Bremse am Abtrieb erspart. Polymer-Antriebe zielen aufgrund der je Anwendung erforderlichen Investitionen in Spritzgießformen vor allem auf Märkte mit großen Stückzahlen, in erster Linie natürlich die Automobilindustrie mit mannigfaltigen Einsatzmöglichkeiten im Interieur- und Komfortbereich sowie an der Karosserie. In der Medizintechnik bieten sich wegen der kompakten Abmessungen und des sehr niedrigen Gewichts Anwendungen zum Beispiel in patientengetragenen Diagnosesystemen oder Dosierpumpen an, aber auch in chirurgischen Instrumenten. Neben Volumenanwendungen in der Feinmechanik (optische Systeme, Kameras, Justagevorrichtungen) ermöglicht die kostengünstige Fertigung im Spritzguss erstmals auch den Einsatz von Präzisionsantrieben in der Haustechnik (Heizung, Klima, Fassaden) und sogar im Consumer-Bereich, etwa in Möbeln. 7.6 Nabtesco Zykloid-Präzisionsgetriebe RV Funktionsweise des RV-Getriebes: Die Drehbewegung des Servomotors wird über das Antriebsritzel auf die Stirnräder (spur gear) übertragen. Die Drehzahl wird entsprechend der Übersetzung zwischen dem Antriebsritzel und den Stirnrädern verringert. Die Stirnräder sind über eine Vielkeilwelle direkt mit den Exzenterwellen (crankshaft) verbunden. Die Exzenter bewegen über Nadellager die Kurvenscheiben. Mit Kegelrollenlagern sind die Exzenterwellen in der Antriebswelle und dem Halteflansch gelagert. Je nach Getriebegröße sind 2 oder 3 Exzenterwellen vorhanden. Die Kurvenscheiben werden über die Exzenter um die Verbindungssockel zwischen Abtriebs- und Halteflansch bewegt. Die Außenbolzen sind mit dem Teilungsabstand der Kurvenscheiben im Bolzenring angeordnet. Der Bolzenring besitzt eine Teilung mehr als die Kurvenscheibe. Wenn die Exzenter eine volle Drehung durchlaufen, drehen sich die Kurvenscheiben außermittig um eine Teilung weiter, wobei alle Kurven der Kurvenscheiben die Außenbolzen berühren. Die Drehbewegung wird von der Antriebswelle über das Stirnradge- <?page no="74"?> 64 triebe auf die Exzenter übertragen, die dann die Kurvenscheiben im Bolzenring abwälzen und somit die reduzierte Drehzahl erzeugen. Das Gesamtübersetzungsverhältnis ist das Produkt des ersten Untersetzungsverhältnisses und des zweiten Übersetzungsverhältnisses. Merkmale: - Allseitige Lagerung - hohes Drehmoment bei kleinem Bauraum - hohe Schockbelastbarkeit (bis zum 5-fachen des Nenndrehmomentes) - hohe Steifigkeit - hohe Präzision (Spiel < 1 arc-min) bei 2-stufiger Untersetzung - weniger Vibration - kleines Massenträgheitsmoment Integrierte Schrägkugellager - geringer Verschleiß - höhere Lebensdauer - geringes Losbrechmoment - hoher Wirkungsgrad <?page no="75"?> 65 Zykloidgetriebe Quelle: Nabtesco 7.7 Maximale Integration Bei Antrieben liegt der Nutzen für den Anwender oft in einer möglichst hohen Integration verschiedener mechatronischer Funktionen, vom Motor über das Getriebe bis hin zur Sensorik und Busanbindung. Der Hersteller der Antriebe bietet seinen Kunden das komplette Leistungsspektrum, von der Ausarbeitung eines Konzeptes, über die Auslegung leistungsfähiger Getriebe und die Entwicklung hochintegrierter Antriebsbaugruppen mit dem jeweils bestgeeigneten Motorprinzip (DC-Motor, EC-Trommel- oder Flachmotor, Schrittmotor) bis hin zu Fertigung und Montage kompletter Antriebseinheiten sowie zur Lieferung aus einer Hand. <?page no="76"?> 66 8 Schaltgetriebe Maschinen und Roboter sind aus dem modernen Fertigungsalltag nicht mehr wegzudenken. Präzision ist allerdings keine Selbstverständlichkeit Exakte Bewegungsabläufe stellen ganz besondere Anforderungen an die Antriebstechnik. Flexible Systeme nach dem Baukastensystem und maßgeschneiderte Produkte bieten für jede Anwendung die passende Lösung. Von Getrieben für Druck- und Werkzeugmaschinen, über hochuntersetzende Getriebe bis hin zu Bremsen und schaltbaren Kupplungen. Die Palette der stationären Antriebe ist umfangreich: Sie reicht von Zweigang- Schaltgetrieben über Präzisionsgetriebe und Getriebe für die Anwendung in Druckmaschinen bis hin zu Brems-/ Kupplungseinheiten Das Zweigang-Schaltgetriebe wird in Werkzeugmaschinen und Prüfständen eingesetzt. Es eignet sich besonders für Anwendungen, die ein hohes Drehmoment benötigen, beziehungsweise eine Erhöhung der Drehmomente oder eine Reduzierung der Drehzahlen erfordern. Es kann sowohl horizontal, zum Beispiel für Drehmaschinen, als auch vertikal, etwa für Bearbeitungszentren, verwendet werden. Durch die variabel schaltbare Übersetzung wird eine Werkzeugmaschine universell einsetzbar, sodass unterschiedliche Materialien wirtschaftlich bearbeitbar werden. LKW-Schaltgetriebe <?page no="77"?> 67 Hohe Schnittgeschwindigkeit für weiche Materialien und hohe Schnittkräfte für harte Materialien werden benötigt. Diese können durch den Einsatz eines schaltbaren Getriebes erreicht werden, wodurch die hohen Drehzahlen des Antriebmotors (i = 1 : 1) beibehalten werden, aber auch zusätzlich durch die Übersetzung (zum Beispiel i = 4) das Abtriebsdrehmoment des Motors vervielfacht und die Drehzahl um den selben Faktor reduziert wird. Die Schnittleistung ist somit konstant und steht über einen großen Drehzahlbereich zur Verfügung. Nur durch ein Getriebe ist diese Flexibilität kostengünstig zu erreichen. Drehmoment und Leistung Je nach Motor-Regelbereich mit konstanter Leistung können mit dem zweistufigen Getriebe Regelbereiche konstanter Leistung bis 1 : 20 an der Hauptspindel erreicht werden. Damit ergeben sich einerseits im unteren Drehzahlbereich hohe Drehmomente und andererseits im oberen Drehzahlbereich hohe Geschwindigkeiten, mit denen die Schnittleistung moderner Werkzeuge ausgenutzt werden kann. Drehmomentsteigerung Leistungsbandbreite des Motors des Motors um 400 % wird konstant verdoppelt Anwendungsbeispiel: ZF Zweigang-Schaltgetriebe ZF-Duoplan Es handelt sich um ein Zweigang-Schaltgetriebe in einstufiger Planetenbauweise mit Schaltung. <?page no="78"?> 68 ZF-Duoplan Schaltgetriebe Das Planetengetriebe hat gegenüber einer herkömmlichen Stirnradstufe in Vorgelegebauweise den markanten Vorteil, durch die Leistungsteilung auf 4 beziehungsweise 5 Planeten eine sehr kompakte und platzsparende Bauart zu ermöglichen. Zusätzlich ermöglichen die Planetenräder mit gleichzeitigem Zahneingriff und Schrägverzahnung auch bei hohen Drehzahlen einen geräuscharmen Lauf. Konzentrizität und Achsabstandsänderungen werden durch das schwimmend gelagerte Sonnenrad ausgeglichen, womit das Planetengetriebe auf Toleranzen wesentlich unkritischer reagiert. Anschlussmöglichkeiten Offene Bauform Geschlossene Bauform Geschlossene Bauform <?page no="79"?> 69 Getriebeadaptionen Offene Bauform Die offene Version bezeichnet das Getriebe ohne Adapterplatte. Die Abdichtung erfolgt an der Motorabtriebswelle. Geschlossene Bauform (mit Nabenlagerung und Wellendichtring) Für bestimmte Motoren ist eine Variante mit Kugellager erhältlich, worin die Nabe zusätzlich gelagert wird, um ein axiales Wandern der Nabe zu verhindern beziehungsweise Axialkräfte aus der Schrägverzahnung auf die Motorwelle aufzufangen. Zudem ist durch die werkseitig eingestellte Nabenposition eine vereinfachte Montage ohne aufwändiges Ausmessen möglich. Auch wird die Toleranz der Motorwellenlänge dadurch unbedeutend. Geschlossene Bauform (mit Wellendichtring) Diese Variante beinhaltet eine Adapterplatte mit Wellendichtring, wodurch das Getriebe eine kompakte, geschlossene Einheit bildet. Abtriebslagerung Die Wahl der Abtriebslagerung ist abhängig von Art und Höhe der Belastung auf die Abtriebswelle. Bei hohen Radialkräften, zum Beispiel bei Riemenscheibenantrieben, sind Zylinderrollenlager zu verwenden. Dagegen eignen sich Schrägkugellager bei koaxialem Abtrieb, wenn ein geringes Radialspiel gefordert wird, oder beim Auftreten von Axialkräften. Durch die flexible Gestaltung der Lagergehäuse und Abtriebswellen ist eine variable Auswahl möglich. <?page no="80"?> 70 ZF-Douplan Schaltgetriebe <?page no="81"?> 71 8.1 Einsatzbereiche Werkstückbearbeitung mit kontinuierlichem Schnittkraftverlauf Normales Verdrehspiel Klasse 3 : < 30‘ Nur für Antriebe von Drehmaschinen bei Werkstückbearbeitung mit kontinuierlichem Schnittkraftverlauf. a) Für Antriebe von Drehmaschinen, wenn bei der Bearbeitung der Werkstücke kein unterbrochener Schnitt auftritt oder bei überwiegender Plandrehbearbeitung, bei der die Schnittgeschwindigkeit angepasst wird. b) Bohrwerke c) Fräsmaschinen und Bearbeitungszentren Extreme Fräsarbeiten Eingeengtes Verdrehspiel Klasse 2 : < 20‘ Für Fräsmaschinen und Bearbeitungszentren, mit denen extreme Fräsarbeiten ausgeführt werden, zum Beispiel Werkzeug-Scheibenfräser mit sehr grober Teilung (unterbrochener Schnitt), Werkstücke aus zähem Material, überfräsen von gerippten Werkstücken. Hochdynamische Werkzeugmaschinen Minimal eingeengtes Verdrehspiel Klasse 1 : < 15‘ Einsatz bei der Klasse 2, jedoch in leicht gebauten, hochdynamischen Werkzeugmaschinen, deren Bauteile eine hohe Eigenelastizität aufweisen, Resonanzschwingungen sollen vermieden werden. 8.2 Schmierung Tauchschmierung Die Standard-Ausführung B5 der Schaltgetriebe hat Tauchschmierung. Die Tauchschmierung ist geeignet für Intervallbetrieb. Dabei werden häufig Gangwechsel, unterschiedliche Drehzahlen und Stillstandzeiten, wie zum Beispiel bei Werkzeugwechsel auftreten, vorausgesetzt. Umlaufschmierung Bei den Getriebetypen 2K120 / 2K121 / 2K250 und 2K300 verlangen die Einbaulagen vertikal V1 und vertikal V3 Umlaufschmierung. Dabei ist die Art der Umlaufschmierung davon abhängig, welches Betriebstemperaturniveau im Einsatz gefordert wird. Die Getriebe 2K800 / 2K801 / 2K802 und 2K2100 müssen grundsätzlich mit Umlaufschmierung betrieben werden. Standardumlaufschmierung bei V1/ B5-Betrieb mit Tank Der Ölzulauf wird anstelle der Ölablaufschraube angeschlossen. Ölzulaufmenge etwa 1,5 l/ min. Bei Einbaulage vertikal V3 kann das Schmieröl sowohl radial als auch zentral zugeführt werden. <?page no="82"?> 72 Der Tank des Pumpenaggregates muss belüftet sein. Ein Ölrückstau durch die Rücklaufleitung in das Getriebe ist zu vermeiden (Durchmesser min. 20 mm). Das Tankvolumen soll mindestens das Zehnfache der Ölumlaufmenge betragen. Zusätzlich soll ein 60 μm-Filter und ein Druckbegrenzungsventil zur Absicherung verwendet werden. Umlaufschmierung mit Wärmetauscher In der Umlaufschmierung wird ein Wärmetauscher installiert, um eine zusätzliche Temperaturreduzierung zu erreichen. Um eine optimale Getriebekühlung ohne Einfluss auf die Schmierung zu erhalten, sind je nach Einbaulage und Betriebsart verschiedene Anschlüsse für die Umlaufschmierung am Getriebe vorhanden. Um ein optimales Temperaturverhalten im Getriebe zu erzielen und die hohen Maximaldrehzahlen zu ermöglichen, wird ein integriertes Schmierölsystem vorgesehen. Öl-Luft-Wärmetauscher mit Ölpumpe zur Senkung der Getriebetemperatur Das Getriebe kann ohne Probleme mit Maximaltemperatur von 120 °C betrieben werden. In einigen Fällen ist aber ein erhöhter Temperatureinfluss in die Werkzeugmaschine unerwünscht, oder es werden konstante Verhältnisse gefordert. Zwei verschleißfreie Kühlsysteme stehen zur Auswahl: 0,3 kW und 0,6 kW bei 1,8 dm³/ min. Zur Erhöhung der Ölumlaufmenge und der dadurch erzielbaren Öltemperaturreduzierung steht ein Zusatztank mit 19 Litern für das Kühlsystem zur Verfügung. Hierbei wird der Standard-Behälter der Pumpe durch den Zusatztank getauscht. Es stehen zwei Pumpenvarianten mit 1,8 dm³/ min oder 3,4 dm³/ min zur Auswahl. Die Temperaturreduzierung ist abhängig von der Belastung am Abtrieb, der Drehzahl, der Drehrichtung, der Ölumlaufmenge, der Ölviskosität und vom Anschluss der Umlaufschmierung. Bei Einbaulagen V1 / V3 wird generell eine Umlaufschmierung vorgeschrieben, bei B5 ist sie empfehlenswert. Das integrierte Schmierölsystem bei 2K250/ 300 erlaubt eine Trockensumpfschmierung, wobei keine Pantschverluste produziert und dadurch geringere Temperaturen erzielt werden. Zudem sind keine drehrichtungsabhängigen Temperatureinflüsse vorhanden. Hierbei wird das Öl mit Hilfe einer Umlaufschmierung gezielt an die zu schmierenden Stellen geführt. <?page no="83"?> 73 9 Verspannte Getriebe Spielarmut ist in vielen Anwendungsfällen eine wichtige Getriebeeigenschaft. Spielarme Getriebe werden überall dort benötigt, wo es auf - genaue und gleichmäßige Übertragung von Drehbewegungen - exakte Einhaltung einer bestimmten, vorgegebenen Position ankommt. Insbesondere sollen sie vermeiden, dass Drehmomentwechsel oder - Schwankungen am Abtrieb die Gleichförmigkeit der Kinematik beeinflussen. Beispiele für den Einsatz spielarmer Getriebe sind: - Druckmaschinen - Werkzeugmaschinen - Stellantriebe für Richtantennen und Sonnenkollektoren - Industrieroboter - Messgeräte Bei Zuliefergetrieben muss mit Umkehrspiel gerechnet werden. Meist wird auf die Abtriebsseite bezogen ein Winkel für das Verdrehspiel angegeben der auf die abtriebsseitige Gewindespindelsteigung oder dem Ritzelumfang auf ein Umkehrspiel umgerechnet werden kann. Hierzu kommt Elastizität, die zu Stabilitätsproblemen im Lageregelkreis führen kann. <?page no="84"?> 74 <?page no="85"?> 75 9.1 Spieleinstellung bei Zahnradgetrieben Geringes Spiel bei Zahnradgetrieben wird zum Beispiel dadurch erreicht, dass in jeder Stufe zwei Räder gleicher Zähnezahl verwendet werden, welche durch Federkraft gegeneinander verdreht oder im spielfreien, vorgespannten Zustand gegeneinander verschraubt werden. Sitzt das Getriebeantriebsritzel direkt auf der Motorwelle, so muss der Motor radial verschiebbar sein, damit das Antriebsritzel spielfrei an das nachfolgende Getrieberad angestellt werden kann. Dies wird beispielsweise durch einen exzentrisch ausgebildeten Zwischenring erreicht. Die Zahnräder in verspannten Getrieben müssen eine erhöhte Genauigkeit haben (mindestens Qualität 5 nach DIN 3967) und vor Inbetriebnahme eingelaufen sein. Gegebenenfalls müssen die Räder während des Einlaufens mehrmals nachgestellt werden. Die Verspannung der Zahnräder braucht nicht auf das maximale Antriebsdrehmoment ausgelegt werden, weil dies beim Bahngesteuerten Fahren und beim Positionieren mit entsprechend niedrigen Geschwindigkeiten nicht auftritt. HSC-Bearbeitungen mit entsprechend höheren Beanspruchungen werden möglichst ohne Getriebe ausgerüstet. Bei der Festigkeitsberechnung verspannter Getriebe sind die Verspannkräfte zu berücksichtigen. Außerdem ist zu beachten, dass die Torsionssteifigkeit der Ritzelwelle und die Zahnsteifigkeit am Ritzel wesentlichen Einfluss auf die Gesamtsteifigkeit haben. Sie bestimmen somit auch die Reibungsumkehrspanne. Gerade bei großen Maschinen mit Zahnstange-/ Ritzel-Antrieb wird häufig ein direktes Messsystem eingesetzt, bei dem die Reibungsumkehrspanne selbst bei Spielfreiheit durch Vorspannung unerwünschte Pendelbewegungen verursachen kann. Bedingung sind spielfreie Verbindungen zwischen Wellen und Rädern. Diese werden erreicht mit kraftschlüssigen Verbindungen, wie zum Beispiel mit Schrumpfverband, Öl-Pressverband, Druckhülsen, Spannelementen und Kegelsitzen. Die Kraftübertragung Rad-Welle erfolgt dabei ausschließlich über die Flächenpressung. Vorhandene Passfedern sollten nur zur Fixierung der Räder dienen. Die reine formschlüssige Verbindung ist ungeeignet. Links: Verspannung durch geteilte Räder und Federkraft Rechts: Verspannung durch radiale Verschiebung <?page no="86"?> 76 9.2 Mechanisch vorgespannter Zahnstangen-/ Ritzel-Antrieb Durch Anordnung eines zweiten Ritzels, das gegenüber dem ersten Ritzel durch ein Drehmoment mechanisch vorgespannt wird, lassen sich die Torsionssteifigkeit und die Verzahnungssteifigkeit erhöhen und die Reibungsumkehrspanne, sowie das durch Fertigungs- und Montagefehler entstehende Umkehrspiel minimieren. Bei einer mechanischen Lösung für diese Vorspannung wirkt zum Beispiel auf eine Welle im Getriebe in axialer Richtung eine Federkraft. Zwei entgegengesetzt schräg verzahnte Ritzel auf dieser Welle geben durch die dadurch bewirkte axiale Verschiebung über zwei Getriebezweige A und B ein entgegengesetztes Drehmoment auf die beiden Zahnstangenritzel. Das Bild zeigt ein in dieser Art ausgeführtes Getriebe. Die schräg verzahnten Räder auf den folgenden Wellen bringen axiale Kräfte auf die Lagerstelle. Die Lager müssen zum Beispiel als Schrägkugel- oder Kegelrollenlager ausgeführt und entsprechend diesen Kräften bemessen werden. Verspanntes Ritzel / Zahnstangengetriebe <?page no="87"?> 77 Getriebeschema des verspannten Ritzel / Zahnstangengetriebes 9.3 Spieleinstellung bei Schneckengetrieben Schneckengetriebe laufen geräuscharm und dämpfend, ermöglichen große Übersetzungen in einer Stufe und bauen bei gleicher Leistung und Übersetzung kleiner als andere Zahnradgetriebe. Ein breites Anwendungsfeld finden sie im Bereich spielarmer beziehungsweise spieleinstellbarer Antriebe. Wobei die folgenden Vorteile von Schneckengetrieben voll zur Geltung kommen: - Realisierung hoher Übersetzungen in einer Stufe - Achswinkel 90° - Geräusch- und schwingungsarmer, dämpfender Lauf - Hohe Leistungsdichte bei guten Wirkungsgraden - Einfache Realisierung von Selbsthemmungsfähigkeit. <?page no="88"?> 78 9.3.1 Prinzip des Ott-Schraubgetriebes Um der Forderung nach möglichst geringer Wälzabweichung entsprechend dem i-Wert von Schnecke-Schneckenrad vom i-Sollwert nachzukommen, muss das Getriebe einen hohen Überdeckungsgrad aufweisen. Das bedeutet, dass viele Zähne beziehungsweise Gänge der zwei Getriebeteile Rad und Schnecke im Eingriff sind. Im Zahnradbau wird dies durch Wahl eines kleinen Eingriffwinkels und sehr langer Zahnflanken (Hochzahnung) erreicht. Dies lässt sich wiederum mit der Wahl eines komplementären Bezugsprofils, einer sehr großen Radzähnezahl und einer positiven Profilverschiebung realisieren. Begrenzt wird Vorstehendes durch das Spitzwerden der Schneckenradzähne und des Schneckenwendels. Ott Schraubgetriebe Eine weitere Voraussetzung ist die einfache Flankenspieleinstellung des Getriebes ohne Achsabstandsveränderung beim Neueinsatz und nach einem eventuellen Flankenverschleiß. <?page no="89"?> 79 Bei der vorab genannten, positiven Profilverschiebung bewegen sich die Eingriffsfelder für die Rechts- und Linksflanken des Getriebes auseinander. Diese Tatsache wurde genutzt und die Profilverschiebung gezielt gewählt, sodass die Eingriffsfelder der jeweiligen Flanken außer Deckung geraten. Die Profilverschiebung wurde so groß gewählt, dass der Wälzpunkt C außerhalb der Verzahnung zu liegen kommt. Siehe dazu das folgende Bild. Dadurch, dass die Eingriffsfelder der jeweils zugeordneten Flanken sich nicht überlagern, wurde die Möglichkeit geschaffen, für die Rechts- und Linksflanken des Rades jeweils eine Schnecke zu konzipieren. Durch gegenseitiges Verdrehen oder Verschieben der Schnecke und nachträglichem Fixieren ist die Möglichkeit gegeben, das Flankenspiel in großen Grenzen zu verändern. Es muss auch bemerkt werden, dass die im Rad liegenden Schnecken verschiedene Aufgaben zu erfüllen haben. Je nach Drehrichtung des Rades treibt die eine oder andere Schnecke als Treiber den Triebling Rad. Die Flanken haben unter Last Kontakt. Jede Position von Schnecke und Rad wird von diesen Flanken berührt. Bei nur einer Drehrichtung hat die andere Schnecke überhaupt keine Drehfunktion zu erfüllen. Diese Schnecke hat Rückschläge am Rad aufzufangen, was bei vielen Drehvorgängen vor allem im Werkzeugmaschinenbau sehr wichtig ist. Bei Positionieraufgaben muss das Flankenspiel so klein wie nur möglich sein, denn innerhalb der Flankenspielgröße wird die Positionierung streuen. Da die nicht zur Drehung notwendige Schnecke auch schiebbar, durch elastische Elemente wie Federn, mit Medien beaufschlagte Kolben, angeordnet werden kann, ist die Möglichkeit gegeben, absolut spielfrei zu positionieren. Die treibenden Flanken sind dann die Referenzflanken, von denen aus die Positionierung Bezug nimmt. Dies gibt die Möglichkeit, etwaige Fehler an den Referenzflanken elektronisch über die Dreheinleitung zu kompensieren. Mit dieser Möglichkeit können Wälzfehler beliebig genau ausgesteuert werden. Vor allem die Summenteilungsfehler F i . <?page no="90"?> 80 Durch die Wälzpunktlage außerhalb der Verzahnung findet im Eingriffsbereich kein Gleitrichtungswechsel statt, der die Ölfilmbildung stört. Die Rückwendeln der Schneckenwendel liegen kontaktlos im Rad. Dadurch ist eine bessere Wärmeabfuhr gewährleistet. Je nach Getriebeaufgabe kann der Eingriff mehr zum Lastgetriebe hin oder zum Genauigkeitsgetriebe ausgelegt werden. Durch die ungewöhnliche Wälzpunktlage und den kleinen Eingriffswinkel bilden die Schneiden des Radwerkzeuges von der Radmitte weg mehr oder weniger Schleifenevolventen (Trachoiden) aus. Durch diese Gegebenheit werden Radflankenteile freigeschnitten. Siehe nachfolgendes Bild. OTT Schraubgetriebe - Schnecke <?page no="91"?> 81 Werkstoffe Die Ott-Schraubschnecken werden grundsätzlich aus dem Stahl 30CrNiMo8 gefertigt. Sie durchlaufen nachfolgend eine Wärmebehandlung und Spezialnitrierung. Die Teile mit Lagerlaufbahnoberflächen werden je nach Gegebenheit aus den Stoffen 100Cr6, 20MnCr5, oder 16MnCr5 hergestellt und der entsprechenden Wärmebehandlung unterzogen. Die Schraubschneckenräder werden in zwei Bauarten gefertigt. Einmal aus Massivbronze, zum anderen aus einem Bronze-Stahl- oder Gusseisenverbund, der eine besondere Fügetechnik durchläuft. Der Zahnungsteil der Räder wird aus geeigneten Bronzen gefertigt und zwar aus: GzSnBz12 oder PAN12. Der Stoff PAN12 ist höher belastbar, jedoch auch teurer als GzSnBz12. 9.3.2 Prinzip der Duplex-Verzahnung Duplex-Radsätze erlauben die Einstellung des Verdrehflankenspiels auf ein Minimum. Sie eignen sich zum Einbau in hochempfindlichen Maschinen, die nahezu spielfreie Verzahnung erfordern, zum Beispiel für Spindelantriebe in Werkzeugmaschinen (Fräserantriebe), wo es bei stark unterbrochenem Schnitt auf äußerste Laufruhe und auf die Schonung Hartmetallbestückter Werkzeuge ankommt. Für Teilgetriebe sind die Radsätze nicht geeignet. Die kinematische Beeinflussung des Verdrehflankenspiels erfolgt durch Verschieben der Schnecke in axialer Richtung. Im Gegensatz dazu führen alle anderen Methoden (außer dem Ott-Prinzip), zur Veränderung des Flankenspiels, wie zum Beispiel das nachträgliche Verändern des Gehäuse-Achsabstandes, bei allen Arten von Schneckenverzahnungen zu Eingriffsstörungen. Besonders nachteilig wirken sich derartige Eingriffe bei kleineren Übersetzungen, das heißt bei mehrgängigen Schnecken aus. Wirkungsweise Bei der Duplex-Zylinderschnecke haben die Rechts- und Linksflanken unterschiedliche Moduln und somit auch voneinander verschiedene Steigungswinkel. Hieraus ergeben sich über die Länge des Schneckengewindes gleichmäßig zunehmend dicker werdende Schneckenzähne. Das Duplex-Schneckenrad ist ebenfalls mit den unterschiedlichen Moduln der Schnecke und den sich daraus ergebenden Steigungswinkeln zwischen Rechts- und Linksflanken verzahnt. Hierbei bleiben im Gegensatz zur Schnecke die Zahndicken beziehungsweise Zahnlücken untereinander am Umfang gleich. Infolge der unterschiedlichen Wälzkreisdurchmesser (verschiedene Profilverschiebungen) ergeben sich voneinander abweichende Zahnformen zwischen den Rechts- und Linksflanken. Diese Abweichungen sind umso stärker, je größer die Modul-Differenz ist. Durch die axiale Verschiebung der Duplex-Zylinderschnecke kann nur das Verdrehflankenspiel beeinflusst werden, wobei innerhalb des zulässigen Verschiebeweges stets ein völlig einwandfreier Zahneingriff stattfindet. Damit ist es möglich, das Verdrehflankenspiel auf beliebig kleine Werte je nach Betriebsverhältnissen einzustellen, beziehungsweise bei etwa nach längerer Laufzeit des Radsatzes aufgetretenem Verschleiß beliebig nachzustellen. <?page no="92"?> 82 Einstellbarkeit Für einen Antrieb mit Duplex-Radsatz muss schon bei der Konstruktion berücksichtigt werden, dass sich die Schnecke in Achsrichtung - möglichst kontinuierlich - verschieben und einstellen lässt. Die Länge des Schneckengewindes ist entsprechend dem maximalen Verschiebeweg länger als normal ausgeführt. Das Schneckenrad ist, wie bei allen anderen Schneckengetrieben, nur bei der Montage in axialer Richtung einzustellen um das günstigste Tragbild zu erzielen. Beispiele für die Ausführung der Axialverschiebung der Schnecke zeigt das folgende Bild. Eingriffsgeometrie einer DUPLEX-Schneckenverzahnung <?page no="93"?> 83 Einbaubeispiele für die Nachstellung der Schnecke <?page no="94"?> 84 Fräskopf mit verspanntem Schneckengetriebe 9.4 Elektrische Verspannung Eine weitere Möglichkeit zur Vorspannung des Ritzel-/ Zahnstangensystems ist die Verwendung von zwei Motoren mit Getriebe. Eine entsprechende Schaltung ist im folgenden Bild gezeigt. <?page no="95"?> 85 Dabei werden beide Motoren im Stillstand Entgegengesetzte Drehmomente vorgegeben. Bei Drehung in einer Richtung muss der treibende Motor zusätzlich zum Lastdrehmoment dieses Verspannungsmoment aufbringen. Das Gesamtträgheitsmoment wird durch die zwei Motoren mit ihren Getrieben erhöht. Das muss bei der Auslegung berücksichtigt werden. Das Schaltbild zeigt eine Master-Slave-Anordnung der beiden Antriebe. Ein Lageregler gibt für beide Drehzahlregler den Sollwert n-soll vor. Die Aufschaltung des Verspanndrehmoments ist wahlweise auf den Master- oder auf Slave-Antrieb möglich, in Sonderfällen auch auf beide Antriebe. Welche Schaltung gewählt wird, hängt von der Stabilität der verkoppelten Reglerschleifen ab, die wiederum von den Nichtlinearitäten beeinflusst wird. Über die Wichtung kann die Auswirkung von Drehmomentdifferenzen angepasst werden. Die elektrische Verspannung lässt sich einfach einstellen und arbeitet ohne Verschleiß einer mechanischen Getriebevorspannung. Durch die verschiedenen Schaltungsvarianten lässt sie sich gut an verschiedenartige Aufgaben anpassen. Die Anwendung ist nicht nur bei der Verspannung von Ritzeln geeignet, sondern es lassen sich allgemein parallel auf eine gemeinsame Mechanik arbeitende Antriebe damit ausführen. Bei derartig verspannten Ritzeln ist die Steifigkeit jedes Ritzels, seiner Lagerung und der Getriebe zu berechnen und bei der Ermittlung der Gesamtsteifigkeit unter Berücksichtigung des Verspanndrehmoments parallel wirkend zu betrachten. Elektrisch verspannter Zahnstange-/ Ritzel-Antrieb mit zwei Motoren <?page no="96"?> 86 10 Anwendungsgesichtspunkte von Getrieben an Vorschubachsen Getriebe werden an Vorschubachsen aus folgenden Gründen eingesetzt: - Anpassung der Drehzahl des Servomotors an eine kleinere Drehzahl der Kugelgewindespindel oder des Zahnstangenbeziehungsweise Zahnriemenritzels - Reduzierung der Lastträgheitsmomente bezogen auf die Motorwelle - Erhöhung des Drehmoments an der Abtriebswelle - Anpassung der räumlichen Lage des Motors in der Maschinenkonstruktion. Ob ein Getriebe an einer Vorschubeinheit sinnvoll ist, hängt davon ab, wie wesentlich einer der genannten Punkte bei der konstruktiven Auslegung bewertet wird. Zumeist steht die Anpassung der Drehzahl und die Erhöhung des Drehmomentes im Vordergrund. Bei Beschleunigungsantrieben, bei langen Gewindespindeln und bei großen zu bewegten Massen ist die Anpassung des Lastträgheitsmomentes eine wesentliche Aufgabe des Getriebes. Der Anbau des Getriebes und des Vorschubmotors ist am Beispiel der Gewindespindel-Einheit gezeigt. Anbauart Die Bauform 1 ist die Lösung mit dem geringsten Aufwand. Es bestehen jedoch nur die Freiheitsgrade „Gewindespindelsteigung“ und „Motordrehzahl“, um sich an die gewünschte Vorschubgeschwindigkeit und die geforderte Vorschubkraft anzupassen. Sie wird überwiegend im Drehmomentbereich 15 - 40 Nm bei Drehzahlen bis maximal 3.000 U/ min der Servomotoren gewählt. Diese Bauform bringt die größte Torsionssteifigkeit, also die kleinste Reibungsumkehrspanne. Das Umkehrspiel des Anbaues ist bei spielfreier Kupplung null. Die Bauform 2 wird häufig wegen günstigerer konstruktiver Möglichkeiten gewählt. Damit werden kleine Maschinenbaumaße erreicht, wodurch die Kippmomente durch mitfahrende Achsen und Verkantungen der Vorschubeinheiten vermindert werden. Hier werden bevorzugt Zahnriemengetriebe eingesetzt, da dabei der Achsabstand größer gewählt werden kann. Bei der Bauweise 2 und 3 wird zweckmäßigerweise auf eine Kupplung verzichtet. Das Abtriebsrad des Getriebes wird direkt auf die Gewindespindel gesetzt. So erreicht man einen steiferen Anbau und eine kürzere Baulänge. Die Bauform 4 ist häufig die Anbaulösung bei Handhabungseinrichtungen und Roboterantrieben. Das Getriebe wird ein- oder zweistufig als Planetengetriebe ausgeführt. Neben den Planetengetriebe werden auch Cycloiden-Getriebe oder das Harmonic- Drive-Getriebe eingesetzt. Durch die Wahl der Übersetzung können Gewindespindeldrehzahl und -drehmoment angepasst werden, jedoch sind Maßnahmen zur Verminderung der Umkehrspanne erforderlich, zum Beispiel spielarme Ausführungen und/ oder Überdimensionierung. <?page no="97"?> 87 Bauformen von Getrieben bei Schubachsen <?page no="98"?> 88 10.1 Vorteile und Nachteile eines Getriebes Die Entscheidung über den Einsatz eines Getriebes ist für jeden Anwendungsfall neu zu prüfen. Dazu ist die Kenntnis der grundsätzlichen Vor- und Nachteile eines Getriebes erforderlich. Vorteile eines Getriebes - Die Achsen von Vorschubmotor und Gewindespindel müssen nicht fluchten, das heißt, es existieren mehr Möglichkeiten für den Anbau des Motors - Das Lastträgheitsmoment J wird im Verhältnis 1/ i² auf die Motorwelle reduziert, der Drehmomentbedarf an der Motorwelle um 1/ i verkleinert, das heißt, es können kleinere Motoren mit höherer Drehzahl, die proportional zu i steigt, verwendet werden. - Die Getriebeübersetzung i stellt bei geforderter Eilganggeschwindigkeit neben der Gewindespindelsteigung h sp einen weiteren Parameter für die Anpassung der Motordrehzahl dar. Das bedeutet, der Maschinenhersteller kann sich unabhängig von der Motordrehzahl auf eine Standard-Gewindespindelsteigung festlegen. - Die Getriebeübersetzung kann hinsichtlich der Anpassung der Lastträgheitsmomente und der damit verbundenen Dynamik des Vorschubantriebes optimiert werden. Nachteile eines Getriebes - Das Getriebe ist ein zusätzliches Bauteil. - Ein Getriebe erzeugt Verlustwärme, die so abgeführt werden muss, dass keine Maßfehler durch den Wärmegang entstehen. - Der Vorschubmotor kann bei einem angebauten Getriebe nach den Bauformen 3 und 4 thermisch nur eingeschränkt genutzt werden, da seine Wärmeabfuhr durch das Getriebe behindert wird. Zusätzlich erwärmt die Verlustwärme des Getriebes den Motor. - Ein Getriebe bringt unter Umständen zusätzliche Nichtlinearität (Umkehrspiel und Gleichlauffehler) in den Lageregelkreis. Ein Vermeiden dieser Nichtlinearität ist nur zum Teil möglich. Sie erfordern einen deutlichen Mehraufwand bei der Inbetriebnahme. Die Herstellkosten der Maschine steigen. - Ein Getriebe vermindert die Steifigkeit des Antriebs. Dadurch vergrößert sich die Reibungsumkehrspanne und die kleinste mechanische Eigenfrequenz wird kleiner. Die Folge können ein geringerer K v -Faktor und eine Verminderung der Genauigkeit sein. - Durch die Getriebeübersetzung werden zwar alle Trägheitsmomente auf der Getriebeabtriebsseite um den Faktor 1 / i² bezogen auf die Eintriebswelle reduziert. Das Getriebeeigenträgheitsmoment addiert sich jedoch zum Gesamtträgheitsmoment. - Der Verschleiß im Getriebe kann zum allmählichen Entstehen von Umkehrspiel führen. - Ein Zahnradgetriebe erfordert erhöhten Wartungsaufwand (Schmierung). <?page no="99"?> 89 Zahnriemengetriebe Die genannten Punkte treffen in ähnlicher Form ebenso für die Zahnriemengetriebe zu. Bei diesen ist jedoch hervorzuheben: - Der Zahnriementrieb ist kostengünstiger herzustellen als ein Zahnradgetriebe, da er weniger genau gefertigte Bauteile enthält. - Er ist geräuschärmer. Die Riementriebe ergeben erst bei hohen Drehzahlen stärkere Laufgeräusche. Durch die Wahl der Zahnform können sie beeinflusst werden. - Geringes Umkehrspiel erfordert Zahnriemenbauarten mit spielarmer Zahnform oder eingeschränktem Spiel. - Bei Polyurethanriemen sind elektronische Aufladungen durch Beschichtung oder leitfähiges PU zu vermeiden. Ein Vergleich ergibt, dass bei einem Zahnradgetriebe die Nachteile überwiegen. Vor allem die Geräuschbildung und die großen Anstrengungen, ein Zahnradgetriebe spielfrei zu bekommen, werden in der Praxis als sehr störend empfunden. Kann aus konstruktiven Gründen auf eine Getriebestufe nicht verzichtet werden, so ist ein Zahnriemengetriebe einem Zahnradgetriebe vorzuziehen. <?page no="100"?> 90 11 Anforderungen an ein Getriebe Ein Getriebe, das entweder durch ein Zahnrad- oder ein Zahnriemengetriebe realisiert wird, hat folgende Forderungen zu erfüllen: - Kleines Trägheitsmoment der Getrieberäder bezogen auf die Motorwelle - Ausreichend hohe Steifigkeit - Spielfreiheit - Gleichlaufqualität und Geräuscharmut durch geringe Zahnform- und Zahnteilungsfehler. Solche Getriebe können vom Maschinenhersteller selbst konstruiert und gebaut werden. Es ist jedoch am Markt eine Vielzahl von direkt am Motor anflanschbaren Stirnrad- und Planetengetrieben von verschiedenen Zulieferanten erhältlich. Dabei muss beachtet werden, dass die Steifigkeit in die Reibungsumkehrspanne eingeht. Steifigkeit und Umkehrspiel können später an der ausgeführten Maschine nicht mehr korrigiert werden. 11.1 Trägheitsmoment Ein trägheitsarmes Getriebe ist für das dynamische Verhalten des gesamten Antriebes wichtig. Für die Räder müssen Werkstoffe mit hoher Festigkeit und geringer Dichte verwendet werden. Durch die Formgebung lässt sich eine weitere Verminderung des Trägheitsmomentes erreichen. Die Durchmesser der Räder sollten möglichst klein gewählt werden, da sie mit der 4. Potenz in das Trägheitsmoment eingehen. Dies gilt besonders für das Rad auf der Getriebeeintriebswelle, da sein Trägheitsmoment nicht durch eine Übersetzung reduziert wird. <?page no="101"?> 91 Vergleich des Trägheitsmomentes eines einstufigen Getriebes mit dem Trägheitsmoment eines zweistufigen Getriebes <?page no="102"?> 92 Aus diesen Gründen und wegen eines erforderlichen Mindesteingriffs der Zähne ist die Größe der möglichen Übersetzung einer Getriebestufe eingeschränkt. Bei Zahnriemengetrieben liegt die maximal ausführbare Übersetzung bei etwa i = 3, weil der Umschlingungswinkel am kleinen Ritzel nicht zu klein und das Trägheitsmoment der Getrieberäder nicht zu groß werden darf. Bei Zahngetrieben kann man bis etwa i = 4 pro Stufe gehen. Bei vielen Aufgaben, insbesondere in der Handhabungstechnik, werden deshalb handelsübliche Planeten- oder mehrstufige Zahnradgetriebe eingesetzt, um so eine größere Übersetzung zu erreichen. Bei einer mehrstufigen Getriebeausführung ist jedoch bei der Verzahnung und bei der Lagerung der Getriebewellen ein größerer Aufwand erforderlich, um das Umkehrspiel klein und die Steifigkeit groß zu halten. Deshalb sollte bevorzugt ein einstufiges Getriebe zum Einsatz kommen. 11.2 Torsion und Biegung Um eine hohe Gesamtsteifigkeit der mechanischen Übertragungsglieder zu erreichen, muss die Torsionsfederkonstante im Getriebe möglichst groß sein. Zahnriemenantriebe haben bei richtiger Bemessung und richtiger Vorspannung eine hohe Steifigkeit. Bei Zahnradgetrieben müssen die Getriebewellen möglichst kurz sowie biege- und torsionssteif gehalten werden. Innerhalb des Getriebes liegende Wellen sind beidseitig mit Wälzlagern entsprechender Größe und mit ausreichender Radialsteifigkeit zu lagern. Geradverzahnte Räder sind schrägverzahnten vorzuziehen, wenn mit der Geradverzahnung eine ausreichende Zahnsteifigkeit erreicht wird. Nachteilig ist jedoch die große Schwankung der Steifigkeit durch die wechselnde Zahl der im Eingriff befindlichen Zähne. Das bewirkt Gleichlaufschwankungen und Geräusche. Schrägverzahnte Räder haben eine größere und konstantere Biegesteifigkeit der Zähne. Dadurch ist der Gleichlauf besser und die Laufgeräusche sind geringer. Schrägverzahnung erfordert aber eine zusätzliche Axiallagerung, um die Verschiebekräfte in Wellenrichtung aufzunehmen. Biegesteifigkeit der Getrieberad-, Ritzel- und Zahnstangenzähne Die Biegesteifigkeit einer Zahnpaarung ist nicht konstant, sonder ändert sich über der Eingriffsstrecke und mit der Anzahl der gleichzeitig im Eingriff stehenden Zähne. Sie ist außerdem abhängig von der Art der Verzahnung. Durch eine Überdeckung größer zwei, wie sie bei Schrägverzahnung möglich ist, kann man den unstetigen Steifigkeitsverlauf weitgehend vermeiden. Die über die Eingriffsstrecke wechselnde Biegesteifigkeit der Zahnpaarung ist unter Umständen eine Ursache von in Getrieben auftretenden selbsterregten Torsionsschwingungen und den damit verbundenen Geräuschen. <?page no="103"?> 93 Geradverzahnte-Getriebe-Endwelle Getriebestufen mit schräg verzahnten Getrieberädern haben eine höhere Biegesteifigkeit als mit geradverzahnten Rädern. Das Bild gibt Anhaltswerte für die spezifische Biegesteifigkeit eines Zahnradpaares pro mm Zahnbreite. Spezifische Biegesteifigkeiten von Zahnpaarungen <?page no="104"?> 94 Der aus dem Bild entnommene und mit der Zahnbreite multiplizierte Wert ist eine auf den Teilkreis des Zahnradpaares bezogene tangentiale Steifigkeit Cz. Bei Rädern innerhalb des Getriebes wird sie umgerechnet, um die auf die lineare Bewegung des Tisches bezogene Steifigkeit zu erhalten. Werden Betrachtungen bezüglich der Torsion durchgeführt, so ist die Biegesteifigkeit der Zähne in eine entsprechende Torsionssteifigkeit umzurechnen. Die auf die Motorwelle bezogene Ersatztorsionsfederkonstante der umgerechneten Biegesteifigkeit der Zähne beträgt. C t zn = Czn x Rn² / i² m-n Mit Rn gleich dem Teilkreisradius des betrachteten Getrieberades und i m-n der Übersetzung zwischen Motorwelle und der Welle, auf der das betrachtete Zahnrad sitzt. Beispiel eines Zahnstangen / Ritzel-Antriebes mit Getriebe <?page no="105"?> 95 Für das im Bild dargestellte Getriebe soll eine Abschätzung der Steifigkeit durchgeführt werden. Vernachlässigt werden die ersten drei Getriebestufen und die notwendige Vorspannung des Zahnstangenritzels. Torsion der Ritzelwelle 5: Die Länge l = 13 0mm ist der Abstand zwischen den beiden Ritzeln. Die Torsionssteifigkeit zwischen dem Zahnstangenritzel und dem Getrieberad beträgt: C T05 = 7,85 x 10 - ³ x 80 4 Nm / 0,13 rad = 2,47 x 10 6 Nm / rad Umgerechnet auf die Steifigkeit in der Bewegungsrichtung ergibt sich: C a T05 = 2,47 x 10 6 Nm / rad x 1 / (60 x 10 - ³m)² = 686 x 10 6 N / μm 11.3 Umkehrspiel Die Umkehrspielfreiheit im Übertragungsweg zwischen Motor und Kugelgewindespindel lässt sich mit der Bauform 1 nach vorherigem Bild (Kapitel 10, Anbauarten), am besten erreichen. Auch die Bauformen 2 und 3 mit Zahnriementrieben sind weitgehend umkehrspielfrei. Ritzel-/ Zahnstangen-Systeme oder Schnecken-Antriebe erfordern meistens mehrstufige Zahnradgetriebe oder aufwändige mechanische Verspann-Systeme. Bei allen Getrieben ist auf Spielarmut und Torsionssteife zu achten. Die Summe aus Umkehrspiel und Reibungsumkehrspanne wirkt als Hysterese im Signalfluss der Lageregelung. Bei den Zuliefergetrieben nach der Bauform 4 muss mit Umkehrspiel gerechnet werden. Meist wird auf die Antriebsseite bezogen ein Winkel für das Verdrehspiel angegeben, der mit der Gewindespindelsteigung oder dem Ritzelumfang auf ein Umkehrspiel umgerechnet werden kann. Hierzu kommt Elastizität, die zu Stabilitätsproblemen im Lageregelkreis führen kann Geringes Spiel bei Zahnradgetrieben wird zum Beispiel dadurch erreicht, dass in jeder Stufe zwei Räder gleicher Zähnezahl verwendet werden, welche durch Federkraft gegeneinander verdreht oder im spielfreien, vorgespannte Zustand gegeneinander verschraubt werden. Die Verspannung der Zahnräder braucht nicht auf das maximale Antriebsdrehmoment ausgelegt werden, weil dies beim bahngesteuerten Fahren und beim Positionieren mit entsprechend niedrigen Geschwindigkeiten nicht auftritt. HSC-Anwendungen mit entsprechend höherer Beanspruchung werden möglichst ohne Getriebe ausgerüstet. Bei der Festigkeitsberechnung verspannter Getriebe sind die Verspannkräfte zu berücksichtigen. Spielfreie Verbindungen zwischen Wellen und Rädern werden mit kraftschlüssigen Verbindungen, zum Beispiel mit Schrumpfverband, Öl-Pressverband, Druckhülsen, Spannelementen und Kegelsitze, erreicht. Die rein formschlüssige Verbindung ist ungeeignet, da sie im Laufe der Zeit spielbehaftet wird. <?page no="106"?> 96 12 Getriebe-Auslegung Voraussetzung für den Getriebe-Entwurf ist der Getriebe- und der Kraftflussplan. Der Getriebeplan gibt die Anordnung und die Anzahl von Wellen, Zahnrädern und eventuell verwendeten Kupplungen an. Der Aufbau wird durch Sinnbilder verdeutlicht. Der Kraftflussplan zeigt, welche Räder in den einzelnen Schaltstellungen den Kraftfluss übertragen. Dem Kraftflussplan kann man weiterhin entnehmen, wie die einzelnen Schaltblöcke zur Erzeugung einer bestimmten Abtriebsdrehzahl zu schalten sind. Das folgende Bild zeigt die Vorgehensweise bei der Getriebe-Auslegung. Die geplanten und gewünschten Bearbeitungsrichtwerte der Maschine (maximaler und minimaler Werkstückbeziehungsweise Werkzeugdurchmesser, maximale Schnittgeschwindigkeit und maximal zulässiger relativer Schnittgeschwindigkeitsbeziehungsweise Drehzahlsprung) bestimmen die Eckdaten des Getriebes, nämlich den Drehzahlbereich B, den Stufensprung , die Stufenzahl z sowie die maximale und minimale Gesamtübersetzung i max und i min . Vorgehensweise bei der Getriebeauslegung <?page no="107"?> 97 Danach werden der Getriebeaufbau und die Getriebekinematik festgelegt. Die erforderliche Stufenzahl bestimmt die Anzahl und Anordnung der entsprechenden Teilgetriebe. Dadurch ergibt sich die Anzahl der erforderlichen Zahnräder und Wellen. Sämtliche End- und Zwischendrehzahlen werden als Ergebnis im Drehzahlbild dargestellt. Abschließend müssen alle Bauteile des Getriebes entsprechend ihrer Belastung dimensioniert werden. Die Belastung der einzelnen Bauteile wie Wellen, Lager und Zahnräder können dem Getriebeplan entnommen werden. Die Berechnung der Tragfähigkeit der Verzahnung erfolgt nach DIN 3990. Hier wird die Sicherheit gegenüber den drei Schadensfällen wie Zahnbruch, Grübchenbildung und Fressen nachgerechnet. Die theoretischen Lösungsmöglichkeiten bei der Auslegung von Getrieben sind durch konstruktive Grenzen eingeschränkt. Aufbaunetze gestufter Teilgetriebe <?page no="108"?> 98 Darstellungswerkzeuge für den Getriebeentwurf 12.1 Konstruktive Grenzen: - Bei Hauptantrieben, die große mechanische Leistungen übertragen, sollen die Einzelübersetzungen von Schaltgetrieben zwischen 0,5 und 4 liegen. - Bei Übersetzungen < 4 (ins Langsame) ergeben sich große Zähnezahlsummen, große Achsabstände und dadurch auch ein großer Raumbedarf des Getriebes. - Bei Übersetzungen i < 0,5 (ins Schnelle) entstehen zwischen den Zahnrädern ungünstige Wälzbedingungen und bei Vorhandensein von Verzahnungsfehlern erhöhte dynamische Zusatzkräfte. - Bei der Grenzzähnezahl ist zu beachten: Zur Vermeidung von Unterschnitt ist als minimale Zähnezahl 17 beziehungsweise 14 (für eine Evolventenverzahnung mit 20° Eingriffswinkel) einzuhalten. Diese Grenzzähnezahl darf nur bei besonderen Modifikationen der Zahnform unterschritten werden (positive Profilverschiebung, Vergrößerung des Eingriffswinkels). - Beim Modul ist zu beachten: Die Tragfähigkeit der Verzahnung wächst mit der Größe des Moduls. Da sich die Außendurchmesser der Zahnräder aber ebenfalls vergrößern, erhöht sich gleichzeitig der Raumbedarf des Getriebes analog (DIN 3990). <?page no="109"?> 99 - Bei der Profilverschiebung ist zu beachten: Die Profilverschiebung bedeutet die radiale Verschiebung des Werkzeugprofils. Mit dieser Modifikation beeinflusst man die Zahnform, die Dicke des Zahnes und die Form der Fußausrundung. Bei der drehzahlmäßigen Auslegung von Getrieben kann man mit Hilfe der Profilverschiebung die Grenzzähnezahl verringern oder bei gegebener Zähnezahl einen bestimmten Achsabstand erreichen (DIN 3960). - Der Zahnrad Bohrungsdurchmesser: Die Mindestwanddicke zwischen Zahnfuß und Bohrung des Rades soll mindestens das Dreifache des Moduls betragen. Unter Umständen muss man das Rad vergrößern oder Welle und Zahnrad aus einem Stück fertigen. - Der Achsabstand: Geringer Achsabstand bedeutet, dass sich infolge der kleinen Räder die Baugröße des Getriebes und die Massenkräfte innerhalb des Getriebes verringern. Bei vorgegebenem Abtriebsdrehmoment wachsen mit kleiner werdendem Achsabstand allerdings die Zahnkräfte und damit auch die Lagerbelastungen. - Die Wellen: Neben der festigkeitsmäßigen Auslegung der Wellen sind ihre Biege- und Torsionsverformungen zu berücksichtigen, da sich diese unter Umständen negativ auf den Zahneingriff auswirken können. Außer Fluchtungsfehlern und Verringerung der aktiven Flankenflächen treten vor allen Dingen Flankenrichtungsfehler auf, wodurch es zu einseitigem Tragen der Verzahnung und damit zur Verminderung der Tragfähigkeit kommt. Über die aufgeführten konstruktiven Grenzen hinaus sind sämtliche Bauteile des Getriebes wie Lager, Wellen, Zahnräder und so weiter festigkeitsmäßig auszulegen. Für Zahnräder gibt es dazu verschiedene Verfahren, zum Beispiel die Tragfähigkeitsberechnung nach DIN 3990. 12.2 Anpassgetriebe Auslegung In einfachster Form werden die Motorkennlinien (M,P) an die der Maschine angepasst.. Dabei sind keine Schaltstufen erforderlich. Der Gesamt- oder ein eingegrenzter (schaltungstechnisch) Bereich (n M1 … n M2 ) der Kennliniencharakteristik des Motors wird auf die Spindel durch eine Konstantübersetzung übertragen. Dies sind Zahnradstufen oder auch Riementriebe (Keil- oder Zahnriemen, seltener Flachriemen). Die Übersetzung i entscheidet darüber, ob die Anpassung zu kleineren, gleich oder größeren Drehzahlen erfolgt. In diesem Sinne wird auch die Drehmomentwandlung (M sp = M m x i) vorgenommen. Im Bild ist der Fall i > 1 dargestellt. Die Knickdrehzahl n s pk wird zu niedrigeren Werten (ns pk < n Mn ) und somit der Bereich konstanter Leistung zu kleineren Drehzahlen verschoben. Damit erhöht sich auch das maximale Moment am Getriebeausgang (Spindel), nach dem die Bauteile zu dimensionieren sind. <?page no="110"?> 100 Anwendung: - n k < n N mit Erhöhung des nutzbaren Momentes für die Bearbeitung und Verschiebung des Bereiches konstanter Leistung zu kleineren Drehzahlen. - Mittlerer Drehzahlbereich mit noch akzeptablen Maximaldrehzahlen n SPmax . Varianten mit Anpassgetriebe Leistungs-Drehmomentkennlinie (Logarithmische Darstellung) <?page no="111"?> 101 12.3 Bereichsgetriebe Anpassung Weitreichende Anpassungen der Motorcharakteristik an die Maschine werden durch Bereichsgetriebe realisiert. In der Praxis haben 2- und 3-stufige Schaltgetriebe Bedeutung erlangt, wobei die Tendenz eindeutig zur ersten Art vorliegt. Am Beispiel der 2-stufigen Ausführung können folgende konstruktive Varianten unterschieden werden: Variante mit 2-stufigem Schaltgetriebe Der Kennlinienverlauf zeigt, dass neben der für diese Getriebe typischen „Aufweitung“ der (genutzten) Motorkennlinie der Bereich konstanter Leistung vergrößert wird. Allerdings sind durch die Einschränkung der maximalen Übersetzungsverhältnisse i max 2,8 (4) diesen Zielstellungen Grenzen gesetzt. Anwendung: - n k > n N oder n k n N , wobei n k < n N vorwiegend auftritt - mittlerer Drehzahlbereich mit vergrößertem Bereich konstanter Leistung Variante mit zweistufigem Schaltgetriebe <?page no="112"?> 102 Variante mit Vorgelege Durch Vorgelegebauweise mit interner 2-stufigern Übersetzung können die Gesamtübersetzungen wesentlich erhöht werden i vorgel . bis (i zul )². In den Kennlinien sind Verläufe ohne und mit Lücke möglich. Lücken ergeben sich durch zwischenliegende Intervalle mit abfallenden Leistungscharakteristiken aus dem Motorverhalten. Anwendung: - n k < n N - erhöhte Drehzahlbereiche mit wesentlich vergrößertem Anteil konstanter Leistung Variante mit Vorgelege <?page no="113"?> 103 Variante mit Zwischenwellengetriebe Anstelle der „klassischen“ Vorgelegebauart werden im mechanischen Eintriebsstrang die Schaltmöglichkeiten über Zwischenwellen aufgebaut Die Ausführungen sind sowohl mit als auch ohne gebundenem Rad möglich. Ein gebundenes Rad ist sowohl mit der vorgelagerten als auch mit der nachgelagerten Welle über Zahneingriff verbunden. Durch die Zwischenwelle ergeben sich wie bei der Vorgelegebauart günstige Möglichkeiten für große Übersetzungen. Die Kennlinie und auch die Anwendung entsprechen denen der Vorgelegevariante. Oben: Zwischenwellengetriebe mit gebundenem Rad Unten: Zwischenwellengetriebe ohne gebundenem Rad <?page no="114"?> 104 12.4 Kombinationsmöglichkeiten bei Seriengetrieben Das Getriebegehäuse bildet den Grundkörper des Getriebes und muss deshalb in ein durchdachtes System passen. Die differenzierten Kundenwünsche können am wirtschaftlichsten mit baukastenartig zusammenstellbaren Antriebselementen erfüllt werden. Der Umfang der Möglichkeiten ist vom Lieferprogramm der Herstellerfirma abhängig und kann sich zum Beispiel beziehen auf Verstellgetriebe für variable Drehzahlen, Anlaufkupplungen für Sanftanlauf, Doppelgetriebe für besonders niedrige Abtriebsdrehzahlen und so weiter. Für eine systematische Baukasten-Kombination bringen runde Flansche mit IEC- Abmessungen an der eintreibenden Seite des Getriebes wesentliche Vorteile gegenüber unrunden, ebenen Deckeln, die einen besonderen Zwischenflansch erfordern. Im folgenden Bild sind einige Einheiten eines Baukastensystems für Stirnradgetriebemotoren dargestellt und zeigt die Kombination mit einem Verstellgetriebe mit verstellbaren Drehzahlen. <?page no="115"?> 105 12.4.1 Bemessung der Radsätze Die Radsätze werden bei einer Neukonstruktion zunächst überschlägig bestimmt. Eine direkte Berechnung und Auffindung der endgültigen Verzahnungsdaten für eine Getriebereihe ist wegen der vielen Einflussgrößen nicht möglich. Vielmehr wird unter Annahme einiger Werte eine Näherungsrechnung nach allgemein bekannten Methoden ausgeführt und die sich ergebenden Daten dann auf die Erfordernisse der Getriebereihe abgestimmt. Bei der anschließenden Nachrechnung mit den üblichen Verfahren, wird die Tragfähigkeit der Stirnradpaarung ermittelt. Die erste und zweite Getriebestufe sind zweckmäßigerweise schrägverzahnt. Durch die biegesteiferen Zähne und die allmähliche Krafteinleitung ergeben sich günstigere Belastungsverhältnisse, wodurch sich auch das Laufgeräusch vermindert. Die Mindestzähnezahl des Ritzels verringert sich mit steigendem Schrägungswinkel, jedoch steigen die Axialkräfte an. Als günstiger Schrägungswinkel hat sich = 15° bis 30° erwiesen. Die langsam laufenden Stufen werden meist geradverzahnt. Die Vorteile der Schrägverzahnung wirken sich bei niedrigen Umfangsgeschwindigkeiten nicht so stark aus und die in den Lagern zusätzlich aufzunehmenden hohen Axialkräfte sind nachteilig. Entschließt man sich bei Hochleistungsgetrieben trotzdem zur Schrägverzahnung in den langsam laufenden Stufen, so wählt man = 8° bis10°. Hierbei wird eine ganzzahlige Überdeckung angestrebt, um die Eingriffsverhältnisse zu optimieren. Bogen- oder Pfeilverzahnung, bei denen die Axialkräfte ausgeglichen werden, sind wegen der teuren Herstellung und den besonderen Einbauverhältnissen nicht üblich. In den schrägverzahnten Zwischenwellen heben sich zum Teil die Axialkräfte durch entsprechende Wahl von Schrägungswinkel und Schrägungsrichtung auf. 12.4.2 Wahl der Achsabstände Für die systematische Abstufung des Achsabstandes und die vielseitige Verwendung gleicher Radsätze innerhalb einer Getriebereihe gibt es verschiedene Möglichkeiten. Bei stetiger Vergrößerung des Achsabstandes von Stufe zu Stufe können Radsätze der oberen Stufe eines kleinen Getriebetyps für die untere Stufe eines nächstgrößeren Typs verwendet werden. Dem Vorteil der sehr günstigen Achsabstandsanpassung an das zu übertragende Moment stehen als Nachteile die konstruktiven Schwierigkeiten bei der Ritzelwellengestaltung gegenüber, so dass meist nur die Räder systematisch verwendet werden. <?page no="116"?> 106 Stufenweise Achsabstandsvergrößerung Ein anderes System, vor allem für Getriebe mit zentrischer Ein- und Abtriebswelle, ist die Anordnung der Lagerbohrung derart, dass im gleichen Gehäuse zwei- und dreistufige Übersetzungen untergebracht werden können. Dies hat sowohl für den Hersteller Vorteile als auch für den Verbraucher, der später zum Beispiel ein zweistufiges Getriebe durch Ändern der Radsätze in ein dreistufiges umbauen kann. Eine weitere Möglichkeit zur Systematik in der Rad- und Ritzelverwendung ist die Kombination von Rädern und Ritzeln aus Radsätzen verschiedener Übersetzungen. Wird das Ritzel eines bestimmten Radsatzes mit einem größeren Rad als dem ursprünglichen gepaart, so ergeben sich größere Übersetzungsverhältnisse bei größerem Achsabstand und ein höheres Abtriebsmoment, also ein Radsatz für einen größeren Getriebetyp. Dieser Möglichkeit sind jedoch durch Wellendurchmesser und Zahnbreite konstruktive Grenzen gesetzt. In der Praxis findet man meist Mischformen der drei möglichen Varianten. <?page no="117"?> 107 Gleiche Achsabstände für alle Stufen 12.5 Berechnungsbeispiel für ein Stirnrad-Getriebe (SEW) 12.5.1 Antrieb eines Drehtisches Für den Drehtisch einer Verarbeitungsmaschine ist ein Antrieb auszulegen. Der Tisch soll alle 30 s aus dem Stillstand beschleunigen, um 360° gedreht und dann mechanisch abgebremst werden. Die Drehzahl des Tisches beträgt bei Motornenndrehzahl n t = 9 U/ min. das auf die Rotorwelle reduzierte Massenträgheitsmoment des Tisches beträgt 0,45 kg m². Der Antrieb erfolgt über ein Ritzel in Mitte Wellenende (d w = 200 mm, -w = 20°, i = 7,8) und Zahnkranz. Ein Lastmoment tritt nicht auf. Reibverluste werden in einem Wirkungsgrad von =0,9 berücksichtigt. Tägliche Betriebszeit 16 h, Tisch J red = 0,45 kgm². Für Motor und Getriebe wird J red = 0,025 kgm² geschätzt; n = 1.400 U/ min; t a = 3 s. Drehtisch <?page no="118"?> 108 Motor: Das mittlere Hochlaufmoment M h errechnet sich aus: M h = I red x n / 9,55 x t a x M h = 0,475 x 1.400 / 9,55 x 3 x 0,9 Nm M h = 25,79 Nm Daraus Motor D 100 LS 4 BS mit M h = 30 Nm und P = 2,2 kW. Getriebe: Die Abtriebsdrehzahl des Getriebes ist: n a = n t x i n a = 9 x 7,8 U/ min n a = 70,2 U/ min Das Betriebsmoment ist aus: M b = 9550 x P x f b / n P = 2,2 kW, n a = 68 U/ min nach Katalog und f b = 1,25 nach Katalog M b = 9550 x 2,2 x 1,25 / 68 Nm M b = 386 Nm < 400 Nm Daraus Getriebe RF 70 mit M g = 400 Nm und n 2 = 68 U/ min. Kontrolle der Querkraft: F q = 9550 x P / n a x r x cos -w mit R = 0,1 m und cos -w = 0,94 F q = 9550 x 2,2 / 68 x 0,1 x 0,94 N F q = 3.287 N < F q zul = 7.000 N Nachrechnung der tatsächlichen Anlaufzeit: T a = J red x n / 9,55 x M h x Mit Tisch: J red = 0,45 kgm², Getriebe J red = 0,0005 kgm² und Motor: J = 0,0093 kgm², n = 1410 U/ min, M h und = 0,9 wird: J red = 0,45 + 0,0005 + 0,0093 = 0,46 kgm² <?page no="119"?> 109 t a = 0,46 x 1410 / 9,55 x 30 x 0,9 s t a = 2,52 s Die Höhe der Anlaufzeit ist für den Motor zulässig. Der Getriebemotor heißt RF70D100LS4BS BS. 12.5.2 Antrieb eines Transportwagens Der Antrieb für den Transportwagen einer Sprungtischvorrichtung ist zu bestimmen. Die Masse des Wagens beträgt m = 120 kg und wird von einer Rollenkette bewegt. Das Kettenritzel auf Wellenendmitte des Getriebemotors hat einen Teilkreisdurchmesser von d = 116 mm. Der Kettentriebwirkungsgrad ist = 0,9. Der Wagen soll alle 5 s in t a 0,2 s auf eine Geschwindigkeit v = 0,5 m/ s beschleunigt werden. Dem Verschieben setzt er eine Widerstandskraft von F = 900 N entgegen. Ferner sei: N motor = 1390 U/ min, f b = 1,1 (3h / Tag). Für Motor und Getriebe wird J = 0,0025 kgm² geschätzt. Lastmoment: Die erforderliche Getriebeübersetzung i ist maßgebend für das Lastmoment M L . i = n mot / n 2 N 2 = 1.000 x v x 60 / d x Oben eingesetzt ergibt: i = n mot x d x / 1.000 x v x 60 i = 1.390 x 116 x / 1.000 x 0,5 x 60 i = 16,9 M L 0 900 x 0,058 / 16,9 Nm M L = 3,09 Nm Beschleunigungsmoment Das Beschleunigungsmoment M a ergibt sich aus dem Massenträgheitsmoment des Tisches J red und dem Massenträgheitsmoment von Motor und Getriebe. J red = 91,2 x m x V² / n²mot J red = 91,2 x 120 x 0,25 / 1390² kgm² J red = 0,001416 kgm² M a = (J red + J) x n / 9,55 x t a <?page no="120"?> 110 M a = 0,003916 x 1390 / 9,55 x 0,2 Nm M a = 2,85 Nm Motor : Für die vorgeschriebene, kurze Hochlaufzeit t a muss der Motor ein mittleres Hochlaufmoment aufweisen von mindestens: M hmin = M L + M a / M hmin = 3,09 + 2,85 / 0,9 Nm M hmin = 6,6 Nm < 7,5 Nm Daraus Motor D80K4 mit M h = 7,5 Nm und P = 0,55 kW. Transportwagen <?page no="121"?> 111 Getriebe: Die Getriebeabtriebsdrehzahl n a ist: n a = n mot / i n a = 1390 / 16,9 U/ min n a = 82,3 U/ min Das Betriebsmoment M b des Getriebes ist: M b = 9550 x P x f b / n a M b = 9550 x 0,55 x 1,1 / 82,3 Nm M b = 70 Nm < 84 Nm Daraus Getriebe R40 mit M g = 84 Nm und n a = 85 U/ min. Schalthäufigkeit: Mit: M L = 3,43 Nm, M h = 7,5 Nm, J zus = J tisch + J getriebe J zus = 0,001663 kgm² und J mot = 0,0015 kgm² wird: Z zul = Z o 1 - M L / M h / 1 + J zus / J mot Z zul = 4.200 x 1 -3,43/ 7,5 / 1+ 0,001663/ 0,0015 Schaltungen / h Z zul = 1080 > Z = 720 Schaltungen / h Kontrolle der Querkraft F q = 9550 x P x K / n x r Mit K = 1,8 (Faktor zur Berücksichtigung der Kettenspannung) F q = 9550 x 0,55 x 1,8 / 85 x 0,058 N F q = 1917 N < F q zul = 2250 N Der Getriebemotor ist R40D80K4BS. 12.6 Vorwahl der Geradstirnrad Hauptabmessungen Für den Neuentwurf werden die Hauptabmessungen der Zahnräder (Modul, Zahnräder, Teilkreisdurchmesser, Breite) zunächst überschlägig mit Erfahrungsdaten festgelegt. <?page no="122"?> 112 Man unterscheidet folgende Fälle: a) Durchmesser d r der Welle für das Ritzel mit der höchsten Belastung und Übersetzung ist aus vorhergegangener Festigkeitsberechnung gegeben oder überschlägig bestimmt. Torsions- und biegebeanspruchte Wellen Gleichzeitige Torsions- und Biegebeanspruchung liegt bei Wellen am häufigsten vor, zum Beispiel bei Wellen mit Zahnrädern, Riemenscheiben und Hebeln. Durch die Zahnrad-, Riemenzug- und sonstigen Kräfte treten Biegebeanspruchungen und noch meist vernachlässigbar kleiner Schubspannung auf. Das Biegemoment ist oft zunächst unbekannt. Der Wellendurchmesser wird dann überschlägig berechnet: d ~ c 1 ~ c 2 / n d c 1 , c 2 M t P n mm 1 Nmm kW U/ min Beiwerte c 1 und c 2 sind abhängig von der zulässigen Torsionsspannung: man setzt: c 1 = 0,69 beziehungsweise c 2 = 146 bei S 235JR, c 1 = 0,625 beziehungsweise c 2 = 133 bei E 295, E 335 und jeweils vergleichbaren Stählen, c 1 = 0,58 beziehungsweise c 2 = 123 für Stähle höherer Festigkeit. Nach überschlägiger Berechnung der Welle lassen sich die erforderlichen Abmessungen (Radabstände, Lagerabstände) genügend genau festlegen und damit die Biegemomente und Biegespannungen ermitteln. Der für die weitere Vorauslegung erforderliche, möglichst kleine Ritzel-Teilkreisdurchmesser ergibt sich aus: d 1 1,8 d r z 1 / z 1 - 2,5 d 1 , d r mm z 1 1 Bei Ausbildung als Ritzelwelle (Welle und Ritzel aus einem Stück) wird: d 1 ~ 1,1 d 1 z 1 / z 1 - 2,5 Als Ritzelzähnezahl wählt man bei hohen Umfangsgeschwindigkeiten (v > 5 m/ s): z 1 ~ 20 .. 25 ; bei mittleren Umfangsgeschwindigkeiten ( v = 1 … 5 m/ s): z 1 ~ 18 … 22; bei kleinen Umfangsgeschwindigkeiten ( v < 1 m/ s): z 1 ~ 15 … 20. Zur Ermittlung von v = d 1 n / 60.000 wählt man zunächst d 1 ~ 2 d r beziehungsweise ~ 1,25 d r . Der Modul ergibt sich dann aus m = d 1 / z 1 ; gewählt wird der nächstliegende nach DIN 780. <?page no="123"?> 113 Zur Festlegung der Zahnbreite nimmt man für das höchstbelastete Ritzel aus b 1 ~ d d 1 und b 1 ~ m m etwa den mittleren Wert. Breitenverhältnis d ~ b 1 / d 1 . Breitenverhältnis m = b 1 / m ~ 10 bei gegossenen Zähnen; m ~ 15 bei geschnittenen Zähnen, Lagerung auf Trägern, Sockeln, Ritzel fliegend. m ~ 25 bei genau geschnittenen Zähnen, guter Lagerung in Getriebekästen. m 30 bei bester Verzahnung und genauester starrer Lagerung. Zur Vermeidung von „Radversetzungen“ und zum Ausgleich von Einbauungenauigkeiten wählt man die Breite des Großrades b 2 ~ b 1 - 5 mm. Breitenverhältnis : Quelle: Vieweg Kurve a: Schaltgetriebe und Getriebe mit kleinen Drehzahlen; Verzahnung und Wellenlagerung in mittlerer Ausführung; bei „fliegendem“ Ritzel Kurve b: Getriebe mit mittleren Drehzahlen; Universalgetriebe; Verzahnung und Wellenlagerung in guter, handelsüblicher Ausführung Kurve c: Schnelllaufende Getriebe mit hoher Lebensdauer; Verzahnung und Wellenlagerung mit hoher Genauigkeit Kurve d: Schnelllaufende Getriebe mit höchster Lebensdauer; Verzahnung und Wellenlagerung mit höchster Präzision bei starr gelagerten Wellen <?page no="124"?> 114 b) Wellendurchmesser sind noch unbekannt; nicht gebunden an bestimmten Achsabstand; Übertragung größerer Leistungen Man bestimmt den Teilkreisdurchmesser des treibenden Rades (meist des Ritzels) aus: d 1 ~ 950 / h lim x h lim / d x i +1 / i oder aus: d 1 ~ 20.500 / h lim x h lim / d n1 x i +1 / i d 1 M 1 P 1 h lim n 1 d 1 mm Nm kW N/ mm² U/ min 1 M t Drehmoment des treibenden Rades; P 1 zu übertragende Leistung; i Übersetzung des Radpaares; d Breitenverhältnis; h lim Hertz‘sche Pressung des Ritzels (Vorwahl des Ritzelwerkstoffes); n 1 Drehzahl des treibenden Rades. Nach der Vorwahl und Festlegung der Verzahnungsdaten wird die Zahnfußbeanspruchung und die Flankenbeanspruchung (Hertz’sche Pressung) nachgeprüft. Für umfangreichere Berechnungen zum Tragfähigkeitsnachweis bei Zahnrädern sind die Empfehlungen nach DIN 3990 (für Stirnräder), 3991 (für Kegelräder), 3996 (Zylinder- Schneckengetriebe). Außerdem stehen sehr bewährte Rechenprogramme zur Verfügung (eAssistent, KissSoft). <?page no="125"?> 115 13 Verzahnung von Zahnradgetrieben 13.1 Zahnräder Ein Zahnrad ist ein um eine Achse drehendes Maschinenelement, das aus Radkörper, Lagerflächen und Zähnen besteht. Je nach Lage der Verzahnung zum Radkörper wird zwischen Innen- und Außenverzahnung unterschieden. Ein Zahnradpaar besteht aus zwei Zahnrädern (das kleinere Rad wird als Ritzel und das größere als Rad bezeichnet), die durch den Achsabstand a getrennt sind . Bezeichnungen an einer Zahnradpaarung Die allgemeinen Begriffe und Bestimmungsgrößen für Zahnräder, Zahnradpaare und Zahnradgetriebe sind in DIN 869 definiert. In dieser Norm werden die wichtigsten Grundbegriffe erläutert. Weiter einschlägige Normen sind: DIN 3960, 3971, 3975 und 3989. 1 0 <?page no="126"?> 116 13.2 Zahnform Im Maschinenbau wird fast ausschließlich Evolventenverzahnung verwendet. Diese Zahnform hat gegenüber anderen Zahnformen wesentliche Vorteile: - Sie ist einfach und genau herzustellen. - Sie hat bei Geradzahnstirnrädern Satzeigenschaften (Austauschräder). - Sie ermöglicht gleichförmige Bewegungsübertragung auch bei Achsabstands- Abweichungen. - Richtung und Größe der Zahnnormalkraft (Lagerkraft) sind während des Eingriffs konstant. - Unterschiedliche Zahnformen und Achsabstände mit gleichem Werkzeug durch Profilverschiebung sind möglich. Profilkorrekturen, positive und negative , werden vorgenommen, um bei kleiner Zähnezahl Unterschnitt zu vermeiden und die Fußtragfähigkeit zu erhöhen Sie dienen außerdem der Verbesserung der Flankentragfähigkeit (größere Krümmungsradien) und der Beeinflussung (Verminderung) der Gleitanteile im Hinblick auf eine Verringerung der Zahnverlustleistung. Andere Verzahnungsarten, wie die Zykloidenverzahnung (zum Beispiel für Kammwalzgetriebe, Uhrwerke) und die Triebstockverzahnung (zum Beispiel Drehkranzantriebe), werden in Deutschland nur selten angewendet. Die Zykloidenverzahnung arbeitet zwar genauer als die Evolventenverzahnung, ist aber wesentlich empfindlicher gegenüber Veränderungen des Achsabstandes und teuer in der Herstellung. Im Ausland kommen zum Teil auch andere Verzahnungsarten zum Einsatz, zum Beispiel die Novikov-Verzahnung in Japan, Russland und China. Hochgenaue Getriebeumlenkungen werden mit zyklopalloid-verzahnten Kegelrädern ausgeführt. Dazu stehen nach dem „ HPG-S“ Verfahren (High-Power-Gear-Super) hergestellte Kegelräder zur Verfügung. Das HPG-S-Verfahren arbeitet auf der Basis der Zyklo-Palloid-Verzahnung mit speziellen Bornitritwerkzeugen um den bei der Wärmebehandlung entstandenen Verzug aus den Rädern herauszuschneiden. Dabei wird im Bereich von wenigen m bis hundertstel Millimeter spanend abgetragen. Der Spiralwinkel kann zwischen 0° und 90° gewählt werden. <?page no="127"?> 117 Bezeichnungen und Maße der Stirnradverzahnung (Evolventenverzahnung) <?page no="128"?> 118 13.3 Zahnrad-Werkstoffe und Bearbeitung Die aufgrund gestiegener Anforderungen in Bezug auf Drehzahl, Übertragungsgenauigkeit und Laufruhe bei immer geringeren Baugrößen und Gewichten der Getriebe, bedingen eine ständige Entwicklung höherwertiger Werkstoffe und verfeinerte Bearbeitungsverfahren für die Zahnflanken. Das folgende Bild zeigt auf, wie sich durch den Einsatz hochwertiger Werkstoffe, Verbesserung der Zahnflankenoberflächen, Anwendung besserer Härtemethoden und nicht zuletzt durch den Einsatz von Hochleistungsschmierstoffen, Größe, Gewicht und Herstellungspreis in sehr hohem Maße reduzieren ließen. Vergleich von Getrieben mit Zahnrädern aus unterschiedlichen Werkstoffen <?page no="129"?> 119 Festigkeitswerte für verschiedene Werkstoffe: <?page no="130"?> 120 Für Hochleistungs-Zahnradgetriebe werden heute in der Regel Zahnräder aus legiertem Stahl mit einsatzgehärteten Verzahnungen verwendet, die nach der Wärmebehandlung geschliffen werden. Werkstoff zum Beispiel 18CrNiMo7-6 DIN 1.6587 Bei hochbelasteten Schneckengetrieben besteht die Schnecke meist aus legiertem, einsatzgehärtetem Stahl und das Schneckenrad aus einer hochwertigen Bronzelegierung. Für niedriger belastete Getriebe werden als Zahnradwerkstoff unter anderem legierte Vergütungs- oder Nitrierstähle verwendet, aber auch legierter Stahlguss und Sphäroguss. Hochbelastete und genaue Kegelräder werden palloidverzahnt ausgeführt. Der Vorteil palloidverzahnter Kegelräder liegt unbestreitbar in einem größeren Überdeckungsgrad gegenüber geradverzahnten Kegelrädern. Die Palloidverzahnung ist besonders unempfindlich gegenüber Veränderungen im Zahneingriff (Tragbildveränderungen). Einschränkungen bestehen in der Wahl des Spiralwinkels, der zwischen 35 und 45 Grad gewählt werden sollte. Die Gleitbewegung erfolgt hierbei im Verlauf des Eingriffs zweier Zahnflanken gegenläufig, was zu einem ruhigen Lauf gegenüber geradverzahnten Kegelrädern führt. Die bei palloidverzahnten Kegelrädern größere Anzahl von im Eingriff befindlichen Zähnen ergibt auch eine höhere Belastbarkeit. Besondere Merkmale palloidverzahnter Kegelräder sind: - Konstante Zahnhöhe längs der Zahnbreite - Hohe Verzahnungsgenauigkeit durch kontinuierliches Wälzfräsverfahren - Stufenlos einstellbare Zahnlängsballigkeit - Gezielte Beeinflussung der Lage und Größe des Tragbildes. Zyklopalloidverzahnte Kegelräder erfüllen in hohem Maße die Forderungen nach optimalem Laufverhalten, da Tragbildlänge und Tragbildlage berechenbar sind. Der Weichverzahnung (Vor- und Fertigschneiden) folgt in der Regel eine Oberflächenhärtung nach verschiedenen Verfahren. Das paarweise Läppen und Zeichnen auf speziellen Läppmaschinen bildet, wie bei den palloidverzahnten Kegelrädern, den Fertigungsabschluss. Die Vielseitigkeit der Zyklopalloidverzahnung liegt in der Tragbildkontinuität auch bei großen Stückzahlen, dem breiten Modulbereich und der Möglichkeit, achsversetzte Spiralkegelräder herzustellen. Das Verzahnungsprinzip beruht dabei auf zwei exzentrisch angeordneten Messerkopfgruppen auf einem Messerkopf, der verschieden große Krümmungsradien aufweist. Dadurch entsteht die gewünschte ballige Form an der konkaven beziehungsweise konvexen Flanke. <?page no="131"?> 121 Die genaueste Kegelradverzahnung bildet die Hartverzahnung. Der Modul kann hierbei stufenlos zwischen 1,35 bis 6,5 liegen. Qualität 3 bis 6 nach DIN 3965 kann gefordert werden. Zahnflankenoberflächen in Schleifqualität R t 2 μm werden erreicht. Die bisherigen Fertigungsverfahren, insbesondere bei gehärteten Spiralkegelrädern, führten durch Härteverzüge zu Abweichungen in der Verzahnungsgeometrie und damit im Abrollverhalten. Aufgrund gestiegener Anforderungen wurde eine spanende Bearbeitung nach dem Härten erforderlich. Für das Hartverzahnen steht eine besondere Technologie, das „HPG-S“-Verfahren (High-Power-Gear-Super) zur Verfügung. Dieses Verfahren arbeitet mit speziellen Bornitritwerkzeugen, um bei der Wärmebehandlung entstandenen Verzug herauszuschneiden. Dabei wird im Bereich von wenigen μ bis hundertstel Millimetern spanend abgetragen. Merkmale von HPG-S-verzahnten Spiralkegelrädern: - konkurrenzlose Verzahnungsqualität - bis zu 30 % gesteigerte Flankenbelastbarkeit - deutlich bessere Laufruhe - durch absolute Reproduzierbarkeit ist ein Verzicht auf das Paaren der Radsätze möglich. - Gezielte Tragbildgestaltung <?page no="132"?> 122 Hartverzahnung Zyklopalloidverzahnung <?page no="133"?> 123 Palloidverzahnung Kronräder bilden eine interessante Alternative zu Antrieben mit Schneckengetrieben oder Kegel-Stirnradgetrieben. Aufgrund des besseren Wirkungsgrades von durchschnittlich mehr als 90 Prozent wird für die gleiche Leistungsabgabe wesentlich weniger elektrische Energie für den Antrieb aufgewendet als bei Einsatz von Schneckengetrieben. Das bedeutet bis zu 70 Prozent weniger Leistungsverlust oder einen bis zu 3,5-fach besseren Wirkungsgrad. Das bedeutet eine Bauraum- Minderung um mehr als 30 Prozent. Kunststoffzahnräder finden wegen ihrer geringen Tragfähigkeit nur in sehr begrenztem Umfang Verwendung. Sie werden eingesetzt, wenn besondere Anforderungen im Hinblick auf Vibrationsdämpfung, Geräuscharmut, Korrosionsbeständigkeit, Isolationsvermögen und Notlaufeigenschaften bei Mangelschmierung bestehen. Kunststoffzahnräder laufen zum Teil ohne Schmierung. Eine bessere Tragfähigkeit unter Beibehaltung der Vorteile von Kunststoffzahnrädern bieten kunststoffummantelte metallische Zahnräder. Zahnräder aus keramischen Werkstoffen befinden sich im Versuchsstadium. 13.4 Verzahnungsqualität Nach DIN 3961 bis 3963 werden 12 Genauigkeitsklassen (Qualitäten) unterschieden. Qualität 1 kennzeichnet die feinste (kaum herstellbare) Genauigkeit, Qualität 12 die gröbste. Dazwischen lassen sich Zahnräder aller Genauigkeiten einordnen. Jeder Qualität sind - abgestuft nach Radabmessungen - Kombinationen zulässiger Einzel- und Sammelabweichungen zugeordnet. Durch Übergang auf die nächsthöhere Genauigkeitsstufe verteuert sich die Zahnradfertigung. Deshalb sollten die vorgeschriebenen Toleranzen nicht feiner sein, als unbedingt notwendig ist. Bei der Auswahl der Toleranz ist zu beachten, dass sich andere Daten zum Teil stärker auf die Getriebefunktion auswirken können als die Maßabweichungen, zum Beispiel Schrägungswinkel, Sprungüberdeckung, Umfangskräfte, Wellensteifigkeit. <?page no="134"?> 124 Prozessschritte in der Massenproduktion <?page no="135"?> 125 Das folgende Bild verdeutlicht den Zusammenhang von Herstellungsverfahren und Verzahnungsqualität. Hohe „makroskopische“ Fertigungsgenauigkeit vermeidet Lastüberhöhungen. Dies senkt die Fress-, Grübchen- und Verschleißgefahr. Durch Feinbearbeitung erzeugte hohe „makroskopische“ Oberflächenqualität ergibt einen größeren Traganteil und senkt Reibungszahl, Verlustleistung und Erwärmung. Zusammenhang von Herstellungsverfahren und Verzahnungsqualität <?page no="136"?> 126 14 Getriebe-Lagerung - Allgemeine Hinweise Die Leistungssteigerung bei modernen Getrieben bringt auch höhere Anforderungen an die Lagerung mit sich. Damit ein Getriebe über lange Zeit betriebssicher und wirtschaftlich arbeitet, wählt man Wälzlager mit hoher Leistungsfähigkeit. Das Leistungsvermögen der Lager lässt sich aber nur dann voll ausnutzen, wenn alle Komponenten der Lagerung optimal ausgelegt sind. Der Konstrukteur muss dazu nicht nur die Wälzlager, sondern auch die Umgebungsteile, die Schmierung und die Abdichtung auf eine Reihe von Einflussgrößen abstimmen. 14.1 Einflussgrößen Bevor man mit der Konstruktion einer Getriebelagerung beginnt, sollte man sich eine Übersicht über alle Bedingungen und Forderungen verschaffen, die die Lagerung beeinflussen. - Belastung - Drehzahl - Einbauraum - Wellenanordnung - Wellenführung - Steifigkeit der Anschlussteile - Reibung - Lebensdauer - Statische Sicherheit - Umweltbedingungen - Schmierung - Montage - Wirtschaftlichkeit Welche Überlegungen für die einzelnen Einflussgrößen angestellt werden sollen, wird nachstehend erläutert: Belastung - Wie groß ist das Eigendrehmoment? - Bei veränderlichem Drehmoment: Wie ist sein zeitlicher Verlauf? - Welche Zahnkräfte und Lagerbelastungen treten auf? - Wirken außer den Zahnkräften noch andere Kräfte, zum Beispiel Kräfte aus einer Drehmomentstütze oder Gelenkwelle? - Laufen die Lager zeitweise unbelastet, zum Beispiel beim Probelauf? <?page no="137"?> 127 Bei zu niedriger Belastung kann Schlupf auftreten, der bei unzureichender Schmierung zu Lagerschäden führe kann. Die Mindestbelastung beträgt für Lager mit Käfig: P/ C = 0,02, für vollrollige Lager: P/ C = 0,04, wobei P die dynamische äquivalente Belastung und C die dynamische Tragzahl des Lagers ist. Drehzahl - Größe der Drehzahl und Drehsicherung? Reversierbetrieb? - Zeitlicher Verlauf der Drehzahl? Einbauraum - Ist der Einbauraum fest vorgegeben? - Welche Abmessungen können geändert werden? Die Entwicklung einer optimalen Lagerung wird manchmal dadurch erschwert, dass wenig Einbauraum zur Verfügung steht. Es sollte dann bekannt sein, inwieweit sich Abmessungen verändern lassen, ohne dass sich hierdurch unzulässige Auswirkungen ergeben. Wellenanordnung - Sind die Getriebewellen waagerecht, senkrecht oder geneigt angeordnet? Verändern die Wellen ihre Lage während des Betriebes? Wellenführung - In wieweit wirkt sich Lagerluft und Federung in der Lagerung auf den Zahneingriff aus? - Kann eine gewisse Axialverschiebung der Welle zugelassen werden, oder muss die Welle weitgehend spielfrei geführt werden? Von der Anforderung, die an die Wellenführung gestellt werden, hängt es ab, welche Wälzlagerbauart und -ausführung und welche Lageranordnung in Frage kommen. Steifigkeit der Anschlussteile - Muss bei einer Lagerstelle die Gehäuseverformung berücksichtigt werden? - Sind Schiefstellungen an den Lagerstellen infolge der Wellenbiegung zu berücksichtigen? Schiefstellungen, die in den Lagern nicht zwangsfrei ausgeglichen werden können, führen zu erheblichen Zusatzkräften in den Lagern. <?page no="138"?> 128 Reibung - Ist ein definiertes Reibungsverhalten erforderlich, um genaue Bewegungsabläufe einhalten zu können, zum Beispiel bei Verstell- oder Antennengetrieben? - Ist ein Spezialgetriebe zu lagern, bei dem es auf eine besonders niedrige Verlustleistung in der Lagerung ankommt? Lebensdauer - Welche Ermüdungslebensdauer wird gefordert? Die angestrebte Ermüdungslaufzeit hängt vom Verwendungszweck der Getriebe ab. Lässt sich eine Lagerung mit bewährten Lagerungen vergleichen, dann benutzt man zur Dimensionierung in der Regel Richtwerte (dynamische Kennzahl f L ). Fehlen Erfahrungen über vergleichbare Lagerungen, so ist die erweiterte Lebensdauerberechnung heranzuziehen. Statische Sicherheit - Treten Betriebszustände auf, bei denen die statische Sicherheit der Lagerung beachtet werden muss (zum Beispiel Stoßbelastung bei Baggerantrieben)? Die plastischen Verformungen im Stillstand dürfen bei anschließender Drehung die Laufruhe nicht beeinträchtigen. Umweltbedingungen - Arbeitet die Maschine in einem überdachten Gebäude? - Ist mit Staub, Sand, starker Sonneneinstrahlung, hoher Luftfeuchtigkeit oder Regen zu rechnen? - Sind aggressive Medien zu berücksichtigen? - Wie hoch sind die Umgebungstemperaturen? - Ist die Lagerung einer Fremderwärmung oder -kühlung ausgesetzt? - Treten bei Stillstand des Getriebes von anderen Anlagen herrührende Schwingungen auf? Die Umweltbedingungen wirken sich auf die Schmierung, die Abdichtung, die Lagerausführung und die Passungen aus. Schmierung - Sind für die Schmierung der Wälzlager bestimmte Bedingungen vorgegeben, zum Beispiel Tauchschmierung oder Umlaufschmierung. - Ist eine zentrale Ölversorgung aller Lagerstellen möglich? - Ist aus bestimmten Gründen Fettschmierung erforderlich? - Kann der Austritt auch kleinster Schmierstoffmengen sich schädlich auf die Funktion der Anlage oder des Fertigungsprozesses auswirken? <?page no="139"?> 129 Montage - Ist Einzelfertigung oder Serienfertigung vorgesehen? Bei einzeln angefertigten Getrieben sollten sich die Wälzlager ohne besondere Mess- und Montagevorrichtungen einbauen lassen. Bei Serienfertigung amortisieren sich die Kosten für diese Vorrichtungen eher. Entscheidend ist nicht nur der Aufwand bei der Erstmontage. Wenn die Getriebe in regelmäßigen Abständen demontiert werden müssen, um andere Teile warten zu können, hängt die Wartungsfreundlichkeit der gesamten Anlage stark vom Aufwand beim Aus- und Einbau der Lagerung ab. Wirtschaftlichkeit - Ist zugunsten einer erhöhten Funktionstüchtigkeit und Betriebssicherheit ein erhöhter Aufwand bei der Lagerung zu vertreten? - Wird zugunsten einer besseren Wartungsfreundlichkeit ein etwas höherer Preis für die Lagerung in Kauf genommen? 14.2 Lagerausführung 14.2.1 Wälzlager In Zahnradgetrieben mit niedriger bis mittlerer Leistung und Drehzahlen bis zirka 3.000 U/ min werden überwiegend Wälzlager verwendet. Positive Merkmale: - geringe Anlaufreibung - geringe Reibungsverluste über den gesamten Drehzahlbereich - kein Einfluss des Wellenwerkstoffes auf das Laufverhalten - einfache Schmierung, Dauerschmierung ist möglich - bessere Notlaufeigenschaften bei Schmierungsausfall - geringe Lagerbreiten bei gleicher Belastung - internationale Normung Negative Merkmale: - begrenzter Einsatzbereich bei hohen Drehzahlen (Fliehkräfte) - empfindlich gegenüber Schmierstoffverunreinigungen - begrenzte Lebensdauer Die Schmierung der Wälzlager kann sowohl mit Fett als auch mit Öl erfolgen. Bei Ölschmierung erfolgt die Schmierstoffversorgung der Lager üblicherweise durch Tauchen oder Spritzen. Bei höheren Anforderungen an die Schmierung wird auch Druckumlauf- und gegebenenfalls Einspritzschmierung praktiziert. Bei Fettschmierung ist durch Einmalbefüllung Lebensdauerschmierung möglich (abhängig von der vorgesehenen Getriebelebensdauer). <?page no="140"?> 130 Kegel-/ Stirnradgetriebe mit Wälzlagerung 14.2.2 Gleitlager Gleitlager werden üblicherweise immer dann eingesetzt, wenn die Leistungsgrenzen von Wälzlagern (Drehzahl, Belastung) überschritten werden, wie zum Beispiel in schnelllaufenden Turbogetrieben (Drehzahlen über 3.000 U/ min bis 70.000 U/ min) oder in Großgetrieben (Kraftwerks-/ Schiffsgetrieben). Einsatz aber auch in Getrieben, an deren Laufruhe besondere Anforderungen gestellt werden. Positive Merkmale: - einfacher Aufbau - bei ausreichender Schmierung meist unbegrenzte Lebensdauer - geeignet für sehr hohe Drehzahlen - unempfindlich gegen Staubzutritt - gute Schwingungs-, Stoß- und Geräuschdämpfung Negative Merkmale: - größerer Aufwand für Schmierung und Kühlung - bei hydrodynamischen Gleitlagern Mischreibungszustände beim Anfahren und Stillsetzen - bei Großgetrieben hydrostatische Anfahrhilfen (Hilfspumpen) erforderlich <?page no="141"?> 131 Stirnradgetriebe mit Gleitlagerungen Gleitlager werden vorwiegend mit Öl geschmiert. Als Schmierungsverfahren werden Tauch-, Spritz- oder Druckumlaufschmierung angewendet. Bei gering belasteten Lagern mit geringer Wärmeentwicklung ist auch Fettschmierung praktizierbar. Klein- und Kleinstgetriebe mit niedriger Leistung werden häufig mit Sintermetall- Gleitlagern ausgerüstet, die mit speziellen Tränkfluids lebensdauergeschmiert sind und die auch für hohe Drehzahlen geeignet sind. In Kleinstgetrieben mit niedrigen Drehzahlen und geringer Lagerbelastung kommen auch Gleitlager aus Tribo-System- Werkstoffen (Trockenlager) zum Einsatz. Wälzlager Merkmale Wälzlager in Standardausführung ermöglichen in den meisten Fällen betriebssichere und wirtschaftliche Konstruktionen. Nachfolgend werden die wichtigsten Lager Auswahlkriterien behandelt. 14.2.3 Lagerluft Unter der Lagerluft versteht man das Maß, um das sich die Lagerringe in radialer oder axialer Richtung gegeneinander verschieben lassen. Wälzlager sollen im betriebswarmen Zustand in der Regel eine sehr geringe Luft haben. Die Luft des nicht eingebauten Lagers muss größer sein, weil sie beim Einbau durch feste Passungen der Laufringe vermindert wird. Außerdem wird die Radialluft im Betrieb verkleinert, wenn der Innenring - wie es meistens der Fall ist - wärmer als der Außenring wird. Für die Radialluft von Wälzlagern sind verschiedene Luftgruppen festgelegt. Die normale Radialluft genügt meist für Lager im mittleren Durchmesserbereich, die unter <?page no="142"?> 132 normalen Temperaturverhältnissen laufen (Temperaturdifferenz zwischen Innen- und Außenring 5 bis 10 K) und deren Sitze folgende Bearbeitungstoleranzen haben: Kugellager Welle j5 … k5 Gehäuse J6 Rollenlager und Nadellager Welle k5 … m5 Gehäuse K6 Bei festeren Passungen sollte anhand einer Passungsbetrachtung die für den jeweiligen Einbaufall geeignete Luftgruppe des Lagers gewählt werden. Wenn eine besonders hohe Führungsgenauigkeit gefordert ist, können Lager der Luftgruppe C2 (Radialluft kleiner als normal) gewählt werden. Sonst muss man eine angestellte Lagerung vorsehen. Bei der Anstellung sind die axiale und zugleich die radiale Luft auf den gewünschten Wert eingestellt. Bei Getrieben mit kurzen Lagerabständen und steifen Wellen muss die unterschiedliche Radialluft der einzelnen Lagerbauarten berücksichtigt werden, damit Schiefstellungen der Wellen die Tragfähigkeit breiter Zahnräder nicht beeinträchtigen Verminderung der Radialluft durch feste Passungen Die ursprüngliche Radialluft eines Wälzlagers wird bei festen Passungen durch die Aufweitung der Innenringlaufbahn und durch die Einschnürung der Außenringlaufbahn verringert. Näherungsweise kann man die Aufweitung der Innenringlaufbahn gleich J und die Einschnürung der Außenringlaufbahn gleich A setzen. Für die wichtigsten Einbauarten ergeben sich folgende überschlägige Berechnungs- Beziehungen: d / h ~ 0,75 … 0,85 für Innenring auf Vollwelle aus Stahl H / D ~ 0,85 … 0,9 für Außenring in massivem Gehäuse aus Stahl Die kleineren Werte gelten jeweils für Lager der schweren Reihe. Bei Aufsteckgetrieben verwendet man als Verbindung zwischen Hohlwelle und Vollwelle manchmal Klemm-Spannsätze. Liegen diese im Bereich eines Lagers, so ist der Einfluss auf die Lagerluft zu berücksichtigen. Verminderung der Radialluft durch Temperaturunterschiede Die Teile eines Wälzlagers nehmen im Betrieb unterschiedliche Temperaturen an. Im Beharrungszustand ergibt sich ein Temperaturgefälle, das meistens vom Innenring zum Außenring verläuft. Demzufolge dehnt sich der Innenring stärker als der Außenring, und die Radialluft wird kleiner. Die Verminderung der Radialluft T durch Temperaturunterschiede kann nach der Beziehung T = t x x(d+ D) / 2 [mm] abgeschätzt werden, wobei t [K] der Temperaturunterschied und = 0,000011 K -1 der lineare Ausdehnungskoeffizient von Stahl ist. Die Temperaturdifferenz der beiden Lagerringe beträgt bei normalen Betriebsverhältnissen etwa 5 bis 10 K. <?page no="143"?> 133 Oben: Reduzierter Borddurchmesser des Innenrings Unten: Reduzierter Borddurchmesser des Außenrings <?page no="144"?> 134 Genauigkeit Für Getriebe genügen meist Wälzlager mit normaler Genauigkeit (Toleranzklasse P0). Lager mit erhöhter Genauigkeit (Toleranzklasse P6 und besser) werden verwendet, wenn eine hohe Führungsgenauigkeit gefordert ist. Eingeengte Toleranzen kommen nur dann zur Geltung wenn die Lagersitze entsprechend toleriert sind. Lagerausführung für hohe Drehzahlen Die in den Lagertabellen der Hersteller aufgeführten Drehzahlgrenzen geben einen Hinweis auf die Eignung der Lager für hohe Drehzahlen. Die Werte wurden so festgelegt, dass man sie bei sorgfältigem Einbau und mäßiger Belastung mit Lagern der Normaltoleranz und normaler Ausführung erreicht. Bei Drehzahlen über der Drehzahlgrenze ist darauf zu achten, dass möglichst wenig Wärme erzeugt wird. Dazu kommen folgende Maßnahmen in Betracht: - größere Lagerluft als normal, - besondere Käfigausführungen und -werkstoffe (leichte Käfige, Bordführung) Außerdem hat die Schmierung erheblichen Einfluss auf die Wärmeentwicklung. Mit Ölschmierung kann Wärme aus der Lagerung abgeführt werden. Bei hohen Drehzahlen steigen die Anforderungen an Geräusch- und Schwingungsarmut, weshalb der Einbau von Genauigkeitslagern und eine besonders genaue Bearbeitung der Lagersitze angebracht sein können. Lagerausführung für hohe Temperaturen Die gängigen Wälzlager bis 240 mm Außendurchmesser sind so Wärmebehandelt, dass sie bis 120 °C maßstabil sind. Bei höheren Betriebstemperaturen ist eine besondere Wärmebehandlung erforderlich, die durch ein Nachsetzzeichen in der Lagerbezeichnung angegeben wird. Lager mit einem Außendurchmesser über 240 mm haben generell eine Wärmebehandlung für Betriebstemperaturen bis 200 °C. Nachsetzzeichen für Wärmebehandlung Nachsetzzeichen So S1 S2 S3 Max. Betriebstemperatur 150 °C 200 °C 250 °C 300 °C Abgedichtete Lager, die in Getrieben zunehmend verwendet werden, sind normalerweise mit leistungsfähigen Lithiumseifenfetten geschmiert. Diese Fette ertragen kurzzeitig + 120 °C. Ab 70 °C Dauertemperatur muss man mit einer Minderung der Fettgebrauchsdauer rechnen. Eine Temperatursteigerung von 15 K verringert die Gebrauchsdauer um etwa die Hälfte. Vielfach erreicht man bei hohen Temperaturen nur mit Sonderfetten ausreichende Gebrauchsdauerwerte. In diesen Fällen ist auch zu prüfen, ob Dichtung aus wärmebeständigen Werkstoffen verwendet werden müssen. Die Einsatzgrenze der üblichen berührenden Dichtungen liegt bei 110 °C. <?page no="145"?> 135 14.3 Lageranordnung Die Wälzlager in Getrieben müssen - Radial- und Axialkräfte aufnehmen, - Wellen genau führen, - den Längenausgleich der Wellen ermöglichen. Hierzu benötigt man in der Regel je Welle mindestens zwei Lager, die in verschiedenen Anordnungen eingebaut sein können. 14.3.1 Lagerung mit Fest- und Loslager Bei einer Welle, die in zwei Radiallagern abgestützt ist, stimmen die Abstände der Lagersitze auf der Welle und im Gehäuse wegen der Fertigungstoleranzen nie genau überein. Auch durch Erwärmung im Betrieb verändern sich die Abstände. Diese Abstandsunterschiede werden im so genannten Loslager ausgeglichen. Das Festlager dagegen führt die Welle axial und überträgt Axialkräfte aus der Verzahnung. Um Axialverspannungen zu vermeiden, bildet man auch bei Wellen mit mehr als zwei Lagern nur ein Lager als Festlager aus. Im Bild sind einige Beispiele für Fest-Loslager Ausführungen gezeigt. <?page no="146"?> 136 Welche Lagerbauart als Festlager gewählt wird, hängt davon ab, wie hoch die Axialkräfte sind und wie genau die Welle axial geführt sein muss. Eine enge axiale Führung erzielt man mit einem zweireihigen Schrägkugellager (Bild e) oder mit einem Paar spiegelbildlich angeordneter Schrägkugel- oder Kegelrollenlager (Bild g). Kegelrollenlager eignen sich für hohe Kräfte und mäßige Drehzahlen, Schrägkugellager für mäßige Kräfte und hohe Drehzahlen. Für eine enge axiale Führung wählt man mitunter auch eine Kombination aus Zylinderrollenlager und Vierpunktlager (Bild f). Das Vierpunktlager, dessen Außenring radial nicht unterstützt ist, kann nur axiale Kräfte aufnehmen. Rillenkugellager (Bild a, c) und Pendelrollenlager (Bild b, d) sind als Festlager geeignet, wenn sich ihre relativ große Axialluft nicht nachteilig auf die Verzahnung auswirkt. Ideale Loslager sind Zylinderrollenlager der Bauart N oder NU (Bild c, d, e, f, g, h) und Nadellager. Bei Ihnen kann sich der Rollenkranz auf der Laufbahn des bordlosen Lagerrings verschieben. Alle anderen Lagerbauarten, zum Beispiel Rillenkugellager (Bild a) und Pendelrollenlager (Bild b), wirken nur dann als Loslager, wenn ein Außenring verschiebbar gepasst ist. Meistens ist der Außenring punktförmig belastet und erhält deshalb die lose Passung. 14.3.2 Angestellte Lagerung Bei einer angestellten Lagerung wird ein Lagerring bei der Montage auf seinem Sitz so weit verschoben, bis die Lagerung die gewünschte Luft oder die notwendige Vorspannung hat. Die Lagerung besteht in der Regel aus zwei spiegelbildlich angeordneten Schrägkugellagern oder Kegelrollenlagern. Man kann auch Rillenkugellager anstellen; sie wirken dann als Schrägkugellager mit kleinem Druckwinkel. Angestellte Lagerung mit Schrägkugellagern in X-/ O-Anordnung <?page no="147"?> 137 Axial angestellte Rillenkugellager bei einem Schaltrad Weil man mit ihr die Luft regulieren kann, eignet sich die angestellte Lagerung besonders für Fälle, in denen eine enge Führung notwendig ist, zum Beispiel bei Ritzellagerungen mit spiralverzahnten Kegelrädern. Grundsätzlich sind bei der angestellten Lagerung zwei Lageranordnungen möglich: die O-Anordnung und die X-Anordnung. Bei der O-Anordnung zeigen die von den Druckwinkeln gebildeten Kegel mit ihren Spitzen nach außen, bei der X-Anordnung nach innen. Die Stützbasis H, also der Abstand der Druckkegelspitzen, ist bei der O-Anordnung größer als bei der X-Anordnung. Die O-Anordnung ergibt das geringere Kippspiel. Bei längeren Wellen ist die Wärmedehnung oft entscheidend für die Einstellung der Axialluft. Bei der X-Anordnung führt ein Temperaturgefälle von der Welle zum Gehäuse (gleiche Werkstoffe vorausgesetzt) in jedem Fall zu einer Luftverminderung. Deshalb muss bei der Montage eine bestimmte Luft eingestellt werden, die sich nach dem Lagerabstand und den Temperaturverhältnissen richtet. Bei der O-Anordnung unterscheidet man drei Fälle. Fallen die Rollkegelspitzen, das heißt die Schnittpunkte der verlängerten Außenringlaufbahn mit der Lagerachse zusammen, so bleibt die eingestellte Lagerluft bei den oben genannten Voraussetzungen erhalten (Bild a). Überschneiden sich bei kurzem Lagerabstand die Rollkegel (Bild b), dann wirkt sich die radiale Dehnung stärker als die axiale Dehnung aus. Die Axialluft wird also vermindert. Eine größere Axialluft ergibt sich dagegen, wenn sich bei großem Lagerab- <?page no="148"?> 138 stand die Rollkegel nicht überschneiden. Die Lager können dann spielfrei oder auch mit geringer Vorspannung eingebaut werden. Wenn man die Veränderung der Axialluft bei angestellten Schrägkugellagern ermitteln will, stellt man entsprechende Überlegungen an wie bei Kegelrollenlagern. Rillenkugellager stellt man über die Innenringe gegeneinander an, damit die Rollkörper ringsum mit den Laufbahnen im Kontakt bleiben. Vorspannung und intensive Schmierung halten die Gefahr, dass sich die Rollkörper in die Laufbahnen einarbeiten, in Grenzen. Bei angestellten Lagerungen erhält der Ring, der angestellt wird, einen Schiebesitz oder einen Übergangssitz. Bei X-Anordnung ist das der Außenring, bei O-Anordnung der Innenring. 14.3.3 Schwimmende Lagerung Die schwimmende Lagerung ist ähnlich aufgebaut wie die angestellte Lagerung, ermöglicht jedoch der Welle, sich axial um den Weg „a“ zu verschieben. Dieser Weg wird so gewählt, dass sich die Lager auch unter ungünstigen thermischen Verhältnissen nicht axial verspannt werden. Die Axialluft wird durch die Tolerierung der Abstände vorgegeben. Bei nicht zerlegbaren Lagern, zum Beispiel Rillenkugellagern oder Pendelrollenlagern, passt man die Ringe, die Punktlast erhalten, das heißt meist die Außenringe, verschiebbar. Zylinderrollenlager NJ ermöglichen die Verschiebung in den Lagern. Kegelrollenlager und Schrägkugellager eignen sich nicht für eine schwimmende Anordnung, weil man sie anstellen muss, damit sie einwandfrei laufen. Bei Getrieben wählt man eine schwimmende Lagerung, wenn die Verzahnung eine freie axiale Einstellung erfordert (Pfeilverzahnung) oder wenn nur eine geringe axiale Führungsgenauigkeit gefordert ist. Schwimmende Lagerungen sind kostengünstig herzustellen, weil je Lagerring nur eine seitliche Anlagefläche vorhanden sein muss, deren Lage nicht genau toleriert zu sein braucht. Beispiele für eine schwimmende Lagerung <?page no="149"?> 139 15 Gestaltung der Lagerung verschiedener Getriebearten Im modernen Maschinenbau kommen alle üblichen Getriebearten und Verzahnungen vor. Jede Getriebeart stellt an die Lagerung besondere Anforderungen. Darüber hinaus gibt es noch eine Anzahl anderer Faktoren, die Einfluss auf die Lagerwahl haben. Bei der Lastübertragung in modernen Maschinen, besonders von Werkzeugmaschinen mit einem großen Drehzahlbereich kann der mechanische Wirkungsgrad unter Umständen niedrig sein. Manchmal wird durch die Leerlaufleistung in komplizierten Getrieben ein großer Teil der Antriebsleistung der Maschine verbraucht. Mit Rücksicht auf die dabei entstehende Reibungswärme ist es notwendig, die Verluste so weit wie möglich herabzusetzen. Sparsam geschmierte Wälzlager vermindern die Reibungsverluste und ergeben eine niedrigere Betriebstemperatur. Zahnradgetriebe zum Antrieb von Arbeitsspindeln sind oft die Ursache von erzwungenen Schwingungen (Vibrationen). Ein ruhiger und erschütterungsfreier Lauf setzt eine genaue Ausführung der Zahnräder und ihre einwandfreie Lagerung voraus. Bei hohen Drehzahlen sind Zahnräder mit geschliffener oder geläppter Verzahnung erforderlich. Schrägverzahnung der Räder trägt ebenfalls dazu bei, den Lauf eines Getriebes zu verbessern. Eine hohe Zahnradqualität erfordert im Allgemeinen nicht gleichzeitig auch Lager mit erhöhter Genauigkeit, jedoch eingeengte Toleranzen für den Achsabstand und die Achsparallelität. Lediglich bei hochtourigen Feinbearbeitungsmaschinen werden Zahnräder mit so großer Genauigkeit eingebaut, dass der Einbau von Lagern mit erhöhter Genauigkeit begründet erscheint. Bei schrägverzahnten Rädern tritt eine Axialkraftkomponente auf, die bei der Lagerwahl berücksichtigt werden muss. Durch eine geeignete Wahl des Schrägungswinkels für die Verzahnung kann man jedoch die Axialkräfte gegenseitig so beeinflussen, dass sich die resultierende Axialbelastung vermindert. Zahnräder mit höchster Genauigkeit erfordern mit Rücksicht auf den Zahneingriff eine geringe Federung der Wellen und Lager. Um die Durchbiegung der Wellen zu verringern, werden möglichst große Durchmesser angestrebt, jedoch kann aus konstruktiven Gründen die notwendige Biegesteifigkeit nicht immer erreicht werden. Eine andere Möglichkeit, die Durchbiegung zu verringern, besteht darin, dass man Zwischenlager vorsieht oder die Wellen so zueinander angeordnet, dass die äußeren Kräfte Durchbiegungen in entgegengesetzten Richtungen hervorgerufen, die sich weitgehend kompensieren. <?page no="150"?> 140 Äußere Kräfte an einer Spindel mit Zahnrad- oder Riementrieb Ein solcher Fall ist im Bild dargestellt .Wie das Bild zeigt bewirken die Biegekräfte - die Schnittkraft Pt und die Zahnkraft Kp - auf der Abtriebswelle des Getriebes (Spindel) bei geeigneter Anordnung der Zwischenwelle Durchbiegungen, die sich zum Teil kompensieren. Das letzte Ritzel ist schrägverzahnt, wobei der Schrägungswinkel so gewählt wurde, dass die axiale Zahnkraftkomponente Ka der Axialkraftkomponente Pa der Schnittkraft entgegenwirkt. Da es sich um eine Spindellagerung handelt, sollte Pa jedoch größer als Ka sein, damit die Lage der Spindeldrehachse möglichst konstant bleibt. Die Steifigkeit des Getriebekastens ist für die Funktion der Zahnräder und deren Lagerung von großer Bedeutung. Die erforderlichen Bohrungen im Gehäuse sollten deshalb so klein als möglich sein, um den Getriebekasten nicht zu sehr zu schwächen. Besonders bei kleinen Achsabständen ist es oft schwierig, die Wellen so anzuordnen, dass noch genügend Material zwischen den einzelnen Gehäusebohrungen erhalten bleibt. In einem solchen Fall sind Lager mit geringer Querschnittshöhe erforderlich, wobei die Tragfähigkeit der Lager, bei gegebenem Außendurchmesser, durch den Einbau gepaarter Lager gesteigert werden kann. Vorschub- und Zustellbewegungen werden ebenfalls meist durch Zahnrad- oder Schneckengetriebe übertragen. Bei numerisch gesteuerten Maschinen muss vorausgesetzt werden, dass keine Verformungen beziehungsweise kein Spiel im gesamten System auftreten dürfen. Die Steuerimpulse werden über Servo-Motoren mit hoher Genauigkeit auf die Vorschub- und Zustellorgane übertragen. Die Lagerungen müssen daher spielfrei sind, dürfen nur wenig federn und nur ein niedriges Anlaufmoment haben. Niedrige Anlaufreibung ist deshalb erforderlich, um ruckartige Bewegungen (Stick-Slip-Effekt) zu vermeiden. Die Gestaltung der Lagerung wird dadurch erleichtert, dass die Lagerbelastung in diesen Stellgliedern im Allgemeinen gering ist. <?page no="151"?> 141 Lagerungen in Haupt- und Vorschubgetrieben müssen über lange Zeiträume hinweg ihre ursprüngliche Genauigkeit beibehalten. Verschleiß, der das Spiel oder die Vorspannung in der Lagerung beeinflusst, muss verhindert werden. Häufig verursachen von außen eindringende Verunreinigungen den Verschleiß oder einen rauen Lauf. In Vorschub- und Zustellgetrieben, bei denen die Lager oft ungeschützt eingebaut sind und in der Regel niedrige Drehzahlen haben, Können abgedichtete Lager der Ausführung RS dazu beitragen, die Gebrauchsdauer der Lager wesentlich zu erhöhen. In Hauptgetrieben haben die Lagerbelastungen großen Einfluss auf die Wahl der Lager. Es ist schwierig, die Größe und Dauer der Belastung zu bestimmen, da der Konstrukteur in den meisten Fällen den zukünftigen Einsatzzweck der Maschinen nicht genau kennt. Bei der Wahl der Lager ging man deshalb von vorliegenden Erfahrungswerten aus. Da die Maschinen heute sehr hoch beansprucht werden, ist eine genaue Berechnung zu empfehlen. Diese Berechnung muss sich zwar zu einem Teil ebenfalls auf Annahmen stützen, ist aber insofern wertvoll, als man die Lager gleichmäßiger dimensionieren kann und vermeidet, dass unter Umständen ein schwer zugängliches Lager den schwachen Punkt innerhalb einer Maschine bildet. 15.1 Grundsätzliche Ausführung der Lager 15.1.1 Stirnradgetriebe Die meisten Getriebewellen mit gerad- oder schrägverzahnten Stirnrädern können in Rillenkugellagern gelagert werden. Diese Lager haben eine geringe Radialluft und erfüllen die gestellten Forderungen auch bei Zahnrädern in Präzisionsausführung. Die Lager müssen nicht angestellt werden und sind deshalb einfach einzubauen. Die Lagerung wird im Prinzip für kurze Wellen wie in Bild a und für lange Wellen wie in Bild b ausgeführt. Ein Unterschied zwischen beiden besteht lediglich in der Art, wie die Wellen axial geführt werden. Bei schweren Maschinen mit großer Antriebsleistung sind häufig tragfähigere Lager erforderlich, zum Beispiel Pendelrollenlager, oder bei Geradverzahnung auch Zylinderrollenlager mit Borden oder Winkelringen, die aber nach dem gleichen Prinzip wie oben eingebaut werden können. Wenn die Axialkomponenten der Belastung aufgrund der Schrägverzahnung so groß werden sollte, dass sie sich stärker auf die Lagergröße auswirkt, wählt man am besten Lager, die radial und axial belastet werden können, zum Beispiel Schrägkugellager oder Kegelrollenlager. Die Lagerung kann dann für kurze Wellen entsprechend Bild c und für lange Wellen entsprechend Bild d ausgeführt werden. Da diese Lager angestellt werden müssen, ist die Montage etwas schwieriger als beim Einbau von Rillenkugellagern. Bei kleinen Achsabständen ist der in radialer Richtung für den Einbau von Wälzlagern zur Verfügung stehende Raum begrenzt. In diesem Fall kann die Belastung auf zwei gepaarte Rillenkugellager einer leichteren Reihe verteilt werden, Bild e. Eine derartige Lagerung hat eine im Verhältnis zu ihren äußeren Abmessungen höhere Tragfähigkeit. Die dargestellte Lagerung ist spielfrei, da das Lagerpaar vorgespannt und das Loslager axial durch Scheibenfedern belastet wird. <?page no="152"?> 142 Grundsätzliche Ausführung der Lagerungen in Stirnradgetrieben <?page no="153"?> 143 Zwischenwelle eines Stirnradgetriebes mit Pendelrollenlagern; a: schwimmende Lagerung b: Fest-Loslagerung Abtriebswelle eines Schiffsgetriebes mit hohen axialen Schubkräften <?page no="154"?> 144 15.1.2 Kegelradgetriebe Bei allen Lagerungen von Kegelradgetrieben muss eine Möglichkeit für die Einstellung des Zahneingriffs gegeben sein. Gering belastete Kegelradgetriebe, zum Beispiel in Vorschubgetrieben, lagert man am einfachsten in Rillenkugellagern entsprechend dem nebenstehenden Bild. Die Lager können vollkommen spielfrei gegeneinander angestellt werden. Der Zahneingriff wird durch Einlegen von Passscheiben zwischen Gehäuse und Flanschbüchse eingestellt. Für höher belastete Kegelradgetriebe kann eine Lagerung mit zweireihigen Schrägkugellagern als Festlager und Rillenkugellagern als Loslager gewählt werden. Diese Lageranordnung eignet sich für Kegelräder mit Gerad- und Schrägverzahnung. Ein Einstellen der Luft ist nicht erforderlich, weil die zweireihigen Schrägkugellager nach der Montage annähernd spielfrei sind. Normalerweise erhält man für die in diesen Beispielen verwendeten Lagerarten eine ausreichende Lebensdauer bei voller Ausnutzung der Tragfähigkeit der Kegelräder, wenn diese aus Gusseisen oder unlegiertem Stahl gefertigt sind. Bei Kegelrädern aus legiertem Stahl - insbesondere bei Schrägverzahnung oder Palloid-Bogenverzahnung - werden die Belastungen im Allgemeinen so groß, dass durchwegs Kegelrollenlager eingebaut werden müssen. Bei sehr kleinem Lagerabstand ist es vorteilhaft, Kegelrollenlager in O-Anordnung einzubauen, wodurch eine starre Lagerung erreicht wird. <?page no="155"?> 145 Oben: Kegelradgetriebelagerung bei niedriger Belastung Mitte: Kegelradgetriebelagerung bei mittlerer Belastung Unten: Kegelradgetriebelagerung bei mittlerer Belastung <?page no="156"?> 146 Links: Kegelritzelwelle mit einem Kegelrollenpaar als Festlager und einem Pendelrollenlager als Loslager Rechts: Kegelritzelwelle mit einem Schrägkugellager als Festlager und einem Zylinderollenlager als Loslager Kegelritzelwelle mit einem Vierpunkt-Lager als Festlager Kegelritzelwelle mit Festlager-Loslager Anordnung <?page no="157"?> 147 Tellerradwelle mit angestellten Kegelrollenlagern Tellerradwelle mit Pendelrollenlagern als Fest- und Loslager <?page no="158"?> 148 Tellerradwelle mit hoher Axialbelastung 15.1.3 Schneckengetriebe Gering belastete Schneckenwellen in Vorschubgetrieben mit niedrigen Drehzahlen können in Rillenkugellagern entsprechend Bild a gelagert werden. Falls erforderlich, können die Lager spielfrei angestellt oder vorgespannt werden, jedoch nur bei geringer Wärmeentwicklung im Getriebe. Bei hoher Drehzahl der Schnecke kann die Wärmeentwicklung sehr stark ansteigen, weshalb die Schneckenwelle am besten in einem Festlager, zum Beispiel einem zweireihigen Schrägkugellager, und einem Loslager gelagert wird (Bild b). Wenn eine erhöhte Genauigkeit der Lagerung erfordert wird, können als Festlager zwei gepaarte Rillenkugellager unter Vorspannung eingebaut und das Loslager durch Federn axial spielfrei angestellt werden (Bild c). Eine derartige Lagerung zeichnet sich außerdem durch einen geräuscharmen Lauf aus. Bei großen Axialkräften werden als Festlager gepaarte Schrägkugellager der Ausführung G- oder X- Anordnung gepaarte Kegelrollenlager eingebaut (Bild d). In großen Schneckengetrieben, zum Beispiel für Pressen oder scheren, können die Axialkräfte so groß werden, dass Axial-Pendelrollenlager einzubauen sind (Bild). <?page no="159"?> 149 Für die Lagerung des Schneckenrades wählt man bei kleinen Belastungen Rillenkugellager. Wie in Bild a ersichtlich, kann das Schneckenrad axial auf die Mitte der Schnecke eingestellt werden. Bei kleinen Lagerabständen baut man die Lager in O-Anordnung ein. Bei größeren Belastungen wird das Schneckenrad entsprechend Bild b in Kegelrollenlagern gelagert, die bei kleinen Lagerabständen in O-Anordnung eingebaut werden. Eine andere Möglichkeit der Lagerung mit einem zweireihigen Schrägkugellager zeigt Bild c. Diese Lagerung eignet sich für Fälle bei denen sich zur Einstellung des Rades die Lager nur von einer Seite zugänglich sind. In Schneckengetrieben zum Antrieb von Frässpindeln sind die Lager infolge des großen Nabendurchmessers am Schneckenrad überdimensioniert. In diesem Fall werden meist Rillenkugellager verwendet (Bild d). Um eine spielfreie Lagerung zu erhalten stellt man die Lager über die Außenringe an. Grundsätzliche Ausführung der Lagerungen von Schneckenwellen in Schneckengetrieben <?page no="160"?> 150 Oben: Schneckenwelle mit einem Schrägkugellagerpaar als Festlager und einem Zylinderrollenlager als Loslager Links: Schneckenradwelle mit einem Rillenkugellager als Festlager und einem Zylinderrollenlager als Loslager Unten: Schneckenwelle mit angestelltem Kegelrollenlager <?page no="161"?> 151 Schneckenwelle mit einem Kegelrollenlagerpaar als Festlager und einem Pendelrollenlager als Loslager 15.1.4 Planetengetriebe Planetengetriebe werden zunehmend verwendet, da man sie vielseitig einsetzen kann. Sie übertragen auf kleinem Raum hohe Leistungen. Bei Planetengetrieben läuft ein Teil der Zahnräder, die als Planetenräder bezeichnet werden, um eine Zentralradwelle (Sonnenradwelle) um. An- und Abtrieb liegen in einer Achse. Die Sonnenradlager werden bei Geradverzahnung nicht von Zahnkräften belastet, wenn die Planetenräder gleichmäßig am Umfang verteilt sind. Radiale Zahnkräfte und dazu Fliehkräfte müssen die Lagerungen der Planetenräder aufnehmen, die im Folgenden behandelt werden. Bei allen derartigen Lagerungen hat der Außenring Umfangslast und muss deshalb fest gepasst sein. Links: Planetenrad mit zwei Zylinderrollenlagern Rechts: Planetenradlagerung mit zwei Rollenkränzen <?page no="162"?> 152 Das Bild zeigt eine Planetenradlagerung mit zwei Zylinderrollenlagern NJ einer schweren Baureihe. Die Rollen sind in Massivkäfigen geführt, die sich am Außenring des Lagers abstützen. Bei der gezeigten Lageranordnung genügt ein Sprengring, um das seitliche Abwandern des Planetenrades zu verhindern. Der Nutgrund im Radkörper und der Sprengring sind scharfkantig ausgeführt, damit der Sprengring bei Axiallast nicht herausgedrückt wird. Der Distanzring zwischen den Außenringen wird so eingepasst, dass zwischen den Innenringborden und den Rollen eine geringe Axialluft vorhanden ist. Bei geringem Einbauraum in radialer Richtung kann man Planetenräder in Rollenkränzen abstützen, das heißt in Käfigen mit Zylinderrollen. Die Rollen laufen direkt auf den gehärteten und geschliffenen Laufbahnen des Planetenradbolzens und des Rades. Je zwei Distanzringe innen und außen führen die Rollen axial. Die Distanzringe, der Sprengring und die Nut im Radkörper sind scharfkantig ausgeführt. Die Lagerung wird durch Bohrungen im Planetenradbolzen von der Mitte her mit Öl versorgt. Links: Lagerung eines Planetenrades mit einem Pendelroll-Lager Rechts: Planetenradlagerung mit drei Nadelkränzen Mit einem winkelverstellbaren Pendelrollenlager kann sich das im Bild gezeigte Planetenrad auf die elastische Konstruktion einstellen, so dass ein exakter Zahneingriff gewährleistet ist. Eine sichere Schmierung erreicht man dadurch, dass man Öl in den Spalt zwischen Käfig und Lageraußenring einspritzt. Höhere Zahnkräfte erfordern bei vielen Planeten-Stirnradgetrieben eine größere Wanddicke des Planetenradkörpers. In diesen Fällen lässt man den Lageraußenring weg. Bei der im Bild gezeigten Planetenradeinheit ist die äußere Laufbahn des Pendelrollenlagers in den Radkörper eingearbeitet. Die E-Ausführung des Pendelrollenlagers ergibt die geforderte Tragfähigkeit und die Einstellbarkeit. Nadelkränze ergeben Planetenradlagerungen mit sehr geringem Platzbedarf in radialer Richtung. Eine hohe Tragfähigkeit erzielt man, wenn man zum Beispiel drei Nadelkränze unmittelbar nebeneinander einbaut. Seitliche Anlaufscheiben im Planetenträger (Steg) führen das Planetenrad und die Lager axial. Von der Verzahnung abgespritztes Schmieröl wird in der Längsbohrung des Planetenradbolzens aufgefangen und durch radiale Bohrungen an den Stirnseiten des Bolzens verhindern, dass das Öl aus der Längsbohrung wieder ausläuft. <?page no="163"?> 153 Im unteren Bild ist die spezielle Planetenradlagerung eines schnelllaufenden Planetengetriebes dargestellt. Auf die Lager wirken im Betrieb sehr hohe Radialbeschleunigungen bis zu 420 g. Um genügend Sicherheit gegen Bruch zu erreichen, sind die speziellen Massiv-Fensterkäfige der Zylinderrollenlager aus einem Werkstoff mit sehr hoher Zug-Druck-Wechselfestigkeit gefertigt. Bei den hohen Drehzahlen tritt zwischen den Führungsflächen des Käfigs und den Außenringborden häufig Mischreibung auf. Zur Verbesserung der Gleiteigenschaften ist der Käfig mattversilbert. Durch die breiten Führungsflächen erzielt man eine geringe Flächenpressung und einen niedrigen Verschleiß. Die Schmierung ist den besonderen Verhältnissen angepasst. Öl wird gezielt in den Spalt zwischen den Innenring und den Käfigen der Zylinderrollenlager eingespritzt. Planetenradlagerung eines schnelllaufenden Planetengetriebes <?page no="164"?> 154 15.2 Wälzlager in Windkraftanlagen Ein Blick auf die Antriebsbaugruppen in Windenergieanlagen zeigt einen umfangreichen, und in seinen Anforderungen komplexen Markt, da jedes Getriebe und jede Lagerstelle ihre Besonderheiten aufweist. Lager in der Turbine einer Windkraftanlage So werden die Rotorhauptlager durch die Windlast direkt beansprucht, die durch eine hohe Variabilität in Richtung und Betrag gekennzeichnet sind. Gleichzeitig sind die Drehzahlen an dieser Lagerstelle mit bis zu 25 U/ min sehr niedrig. Dies stellt sehr hohe Ansprüche an die Schmierung. Im Getriebe lassen sich die Lagerbelastungen mit Hilfe der Verzahnungsdaten und der übertragenen Momente dagegen einfach bestimmen. Getriebekonzept Seit der Einführung der 600 kW-Klasse finden sich in Windenergieanlagen fast immer Getriebe mit Planeteneingangsstufen. Während bis zirka 2,5 MW Nennleistung ein einheitliches Konzept im Aufbau der Windkraftgetriebe mit einer Planeteneingangs- und zwei Stirnradstufen vorherrscht, werden für größere Anlagen von den Getriebeherstellern neue Konzepte umgesetzt, die allerdings ebenfalls mindestens eine Planetenstufe umfassen. <?page no="165"?> 155 Links: Typisches WKA-Getriebe bis 2,5 MW WKA-Getriebe der Multimegawatt-Klasse mit zwei Planetenstufen Planeten-Stirnrad Getriebe oben: Ausführung für 2 MW unten: Ausführung für 2,5 MW <?page no="166"?> 156 Planetenstufen finden in praktisch allen Windkraftgetrieben Verwendung, denn sie vereinigen einige für diesen Anwendungsfall wichtige Vorteile: - Gemessen an der übertragenen Leistung bauen Planetengetriebe sehr klein. - Gleichzeitig lassen sich sehr hohe Übersetzungen realisieren - in Windkraftgetrieben sind Übersetzungen von 1: 90 bis 1: 120 ins Schnelle üblich. Die Planetenstufen haben daran einen erheblichen Anteil. - Die hohe Leistungsdichte hilft, die Anforderungen der Anlagenhersteller an Gewicht und Getriebeabmessungen zu erfüllen. - Auch die koaxiale Anordnung von An- und Abtrieb ist in diesem Sinne von Vorteil. - Erreicht wird die hohe Leistungsdichte durch die Verzweigung der Leistung auf meist drei, aber auch mehr Planeten. - Bei gerader Verzahnung ist zudem günstig, dass sich alle Kräfte innerhalb des Planetengetriebes ausgleichen und somit keine resultierenden Kräfte nach außen wirken. Die schematische Darstellung zeigt, dass sich die Zahnkräfte addieren. Gemessen an den Platzverhältnissen werden damit die Belastungen für die Lager sehr hoch. Meist erfolgt der Antrieb über den Steg „S“, während das Hohlrad „B“ steht und der Abtrieb über die Sonne „A“ erfolgt. So lässt sich die höchste Übersetzung realisieren. In diesem Fall ist es schwierig, die Wälzlager im Planeten sicher mit Schmierstoff zu versorgen. Alle das Lager umgebende Teile sind in Bewegung. Deshalb ist eine Druckölschmierung nur mit erhöhtem Aufwand einzusetzen. In Windkraftgetrieben erreichen die Planeten nur relativ geringe Drehzahlen, was den Aufbau eines tragenden Schmierfilms praktisch unmöglich macht. Hier sind wirksame Additive notwendig, um Lagerverschleiß zu vermeiden. Zur Verminderung von Geräuschemissionen werden überwiegend schräg verzahnte Planeten eingesetzt. Die sich dadurch ergebenden Axialkräfte heben sich zwar auf, verursachen aber ein Kippmoment, das von den Lagern durch zusätzlich wirkende, radiale Kräfte aufgenommen werden muss. <?page no="167"?> 157 Die Lastsituation und die räumliche Beschränkung erschweren oftmals die Auswahl geeigneter Lager und machen eine vergleichsweise hohe Tragzahl des Lagers notwendig. Wälzlagerung Für Planetenradlagerungen sind Zylinderrollenlager gut geeignet. Sie lassen sich vollrollig und/ oder mehrreihig einsetzen. Im Falle von mehrreihigen Lagerungen ist ein Einschränken der Toleranzen erforderlich, um ein gleichmäßiges tragen der Lagerreihen sicherzustellen. Aber auch Kegelrollenlager können an dieser Lagerstelle zum Einsatz kommen: Aufgrund ihres Druckwinkels bieten sie eine erweiterte Basis für die Abstützung der erwähnten Kippmomente bei schräg verzahnten Planetenrädern. Eine vorteilhafte Variante ist die Verwendung einer Direktlagerung: Hier ist die Laufbahn in das Zahnrad integriert. Damit lässt sich die Tragfähigkeit der Lagerung noch einmal steigern; zudem entfällt das ansonsten regelmäßig auftretende und unerwünschte Wandern der Außenringe. Voraussetzung für die Auslegung dieser Lösung ist eine enge Kooperation zwischen Getriebe- und Wälzlagerhersteller. Letztlich ist die Auswahl abhängig von dem tatsächlichen Bauraum und den Fertigungs- und Montagemöglichkeiten. <?page no="168"?> 158 16 Schmierung von Zahnradgetrieben Verzahnungen sind schwieriger zu schmieren als Gleitlager. Bei Gleitlagern sorgt ein stets vorhandener, tragender und trennender Ölfilm für eine kontinuierliche Schmierung. Demgegenüber muss bei Zahnradpaarungen der Tragfilm bei jedem Zahneingriff neu aufgebaut werden. Das heißt die Schmierung erfolgt diskontinuierlich. Die zur Berechnung der Filmdicke in Gleitlagern entwickelte hydrodynamische Schmierungstheorie ist für Zahnräder wegen der auftretenden hohen Pressung nicht anwendbar. Erst mit Hilfe der Theorie der elastohydrodynamischen Schmierung war es möglich den Schmierungsvorgang zwischen den Zahnflanken zu erklären und die Filmstärke zu berechnen. Diese Theorie berücksichtigt die Druckviskosität des Öles und die Elastizität der Zahnflanken. Beim Eingriff der Zahnflanken überlagern sich zwei Bewegungsarten: eine Roll- und eine Gleitbewegung. In Getrieben mit überwiegender Rollbewegung (Wälzgetriebe) ist die Beanspruchung der Zahnflanken und damit des Ölfilmes allgemein geringer als in Getrieben mit überwiegender Gleitbewegung (Wälzschraub-, Schraubgetriebe). Die Gleitgeschwindigkeit ist am Beginn oder am Ende des Zahneingriffes am größten. Sie wird bei Wälzgetrieben im Wälzpunkt gleich Null und nimmt nach Richtungsumkehr anschließend wieder zu. Je nachdem, ob der Kopf oder der Fuß weiter entfernt ist, erreicht die Gleitgeschwindigkeit dort ihren Höchstwert. Mit Zunahme des Gleitanteiles der Bewegung erhöht sich die Verschleißbeanspruchung. Bei Wälzgetrieben erfolgt die Gleitbewegung in Richtung zum Zahnkopf beziehungsweise zum Zahnfuß. <?page no="169"?> 159 Die Abbildung zeigt die Ausbildung des Schmierspaltes bei Elasto-Hydro-Dynamischer Schmierung <?page no="170"?> 160 Typische Reibungsbereiche auf Zahnflanken Die auftretende Gleitbewegung ist beim treibenden Rad vom Wälzpunkt weggerichtet, beim getriebenen Rad zum Wälzpunkt hingerichtet. Bei Wälzschraubgetrieben tritt zusätzlich eine Gleitbewegung in Flankenrichtung auf (Schraubbewegung). Dadurch bleibt auch beim Durchlaufen des Wälzpunktes eine Gleitbewegung erhalten. Die Kraftübertragung erfolgt bei allen Getriebebauarten über sehr kleine Kontaktflächen (linien-, punktförmig). <?page no="171"?> 161 16.1 Schmierungszustand Bei der Schmierung der Zahnflanken werden die folgenden beschriebenen Reibungs- und Schmierungszustände unterschieden. 16.1.1 Vollschmierung (Flüssigkeitsreibung, Flüssigkeitsschmierung) Der ideale Schmierungszustand wäre durch die Vollschmierung gekennzeichnet, das heißt die im Eingriff stehenden Zahnflanken werden vollständig durch einen Flüssigkeitsfilm voneinander getrennt. Aufgrund der Reibspaltgeometrie und der Bewegungsabläufe zwischen den kämmenden Zahnflanken wird die angestrebte Vollschmierung aber nur auf mehr oder weniger großen Teilbereichen der Zahnflanken unter bestimmten Betriebsbedingungen erreicht. Auf den übrigen Flankenbereichen herrschen Mischreibungsbedingungen vor Wie groß der Vollschmierungsbereich sich ausbildet, hängt wesentlich von der Zahnflankengeometrie ab und ist bei Stirnrad- und Kegelradgetrieben (Wälzgetrieben) am größten. Die Vollschmierung bei Zahnrädern, das heißt bei Bildung eines tragfähigen und trennenden Schmierfilms im Bereich des Wälzpunktes, lässt sich mit Hilfe der elastohydrodynamischen Schmierungstheorie (EHD) erklären. Diese Theorie beruht auf den folgenden Erkenntnissen: - dass in den Kontaktzonen zwischen den Zahnflanken beachtlich hohe Drücke (bis 10.000 bar) entstehen - mit zunehmendem Druck erhöht sich die Schmierstoffviskosität - die sich auf die Ölviskosität auswirken und - dass beim Zahneingriff die Kontaktflächen unter Belastung elastisch verformt werden (Hertz‘sche Pressung). Die hohen zwischen den Zahnflanken auftretenden Flächenpressungen bewirken einen sprunghaften Viskositätsanstieg des Ölfilms, das heißt das Öl wird so zäh, dass es nicht abfließen kann. Als Folge werden durch den hohen Ölfilmdruck die Zahnflanken an den Kontaktflächen elastisch verformt (Abflachung und Vergrößerung der Berührungsfläche), was zu einer Vergrößerung des Schmierspaltes und der Ölfilmdicke führt. Die günstigsten Voraussetzungen zur Ausbildung eines trennenden Flüssigkeitsfilms sind bei Stirnradgetrieben aufgrund des großen Wälzbewegungsanteils und des Linienkontaktes beim Zahneingriff gegeben. Die Filmdicke vergrößert sich mit zunehmender Druckviskosität und steigender Umfangsgeschwindigkeit. Sie nimmt ab bei weiterem Druckanstieg und damit verbundener Erhöhung der Ölfilmtemperatur durch innere viskose Reibung, die wiederum eine Viskositätsverringerung zur Folge hat. <?page no="172"?> 162 16.1.2 Teilschmierung Als Teilschmierung wird der Schmierungszustand bezeichnet, bei dem nebeneinander Flüssigkeitsreibung und Festkörperreibung (Mischreibung) bestehen. Die Flankenoberfläche der im Eingriff stehenden Zähne wird nicht vollständig durch einen Flüssigkeitsfilm voneinander getrennt und berührt sich teilweise. Mischreibung beziehungsweise Teilschmierung tritt bei Stirnrad- und Kegelradgetrieben bei niedrigen Umfangsgeschwindigkeiten und hoher spezifischer Zahnbelastung nahezu über die gesamte Zahneingriffsstrecke auf. Bei höheren Umfangsgeschwindigkeiten wird die Mischreibung zunehmend durch die Flüssigkeitsreibung abgelöst. Schnecken- und Hypoidgetriebe laufen meist nur unter Mischreibungsbedingungen. Durch die Anwendung von Schmierölen mit verschleißmindernden Zusätzen werden an den Zahnflankenoberflächen Reaktionsschichten (Grenzschichten) gebildet, die an den Berührungsstellen metallischen Kontakt und damit Fressen und groben Verschleiß weitgehend verhindern. Bevorzugt werden EP-Wirkstoffkombinationen vom Schwefel-Phosphor-Typ eingesetzt (EP = Extreme Pressure). Bei den chemischen Reaktionen mit dem Zahnwerkstoff bilden sich als Reaktionsprodukte Eisensulfid- und Eisenphosphidschichten. Ablauf und Intensität dieser tribochemischen Reaktion sind von den Reaktionsbedingungen - Druck, Temperatur, Wirkstoffart und -menge - abhängig. Die Wirkstoffkombinationen sind so abgestimmt, dass sie mit zunehmender Zahnflankentemperatur aktiv werden. Durch die geringere Scherfestigkeit der Reaktionsschichten gegenüber dem Grundmaterial wird ein kontinuierlicher Wechsel zwischen Abtrieb und Erneuerung der Grenzschichten erreicht (Schichtverschleiß). Die Viskosität von Schmierölen ist ohne Einfluss auf die Bildung der Grenzschichten. 16.2 Schmierungsarten und Schmierungsverfahren Zwischen Getriebebauart und Umfangsgeschwindigkeit einerseits und Schmierstoffart und Schmierungsverfahren andererseits bestehen unmittelbare Abhängigkeiten, die bei der Wahl der Schmierstoffart und des jeweils bestgeeigneten Schmierungs- Verfahrens berücksichtigt werden müssen. Abhängig von der Schmierstoffart werden zur Zahnradgetriebeschmierung im Wesentlichen die in der Tabelle aufgeführten Schmierungsverfahren angewendet. <?page no="173"?> 163 Schmierstoffart Schmierungsverfahren Öl Tauchschmierung Tauch-Umlaufschmierung Druckumlaufschmierung (Einspritzschmierung) Fließfett Tauchschmierung Fett Tauchschmierung Tauchschmierung bei Vollfüllung des Getriebegehäuses mit Fett Sprühschmierung (Verlustschmierung) Einmalbefettung der Zahnflanken Haftschmierstoffe Tauchschmierung bei Anwendung von Fluids Sprühschmierung (intermittierend-kontinuierlich) 16.2.1 Ölschmierung Die überwiegende Zahl der industrieseitig eingesetzten Zahngetriebe ist mit einer Öltauchschmierung ausgestattet. Die Druckumlaufschmierung wird vor allem bei größeren und bei schnell drehenden Getrieben, insbesondere bei Gleitlagergetrieben, eingesetzt. Andere Verfahren der Ölschmierung sind für stationäre Zahnradgetriebe von untergeordneter Bedeutung. Tauchschmierung Die Unterbringung eines Schmierstoffvorrates im Getriebegehäuse, in dem die Zahnräder eintauchen, ist die einfachste Methode, eine kontinuierliche und gleichmäßige Versorgung der Zahnräder mit Schmierstoff sicherzustellen. Die Tauchschmierung mit Öl ist deshalb das am häufigsten angewendete Schmierungsverfahren für geschlossene, öldichte Zahnradgetriebe. Es verbindet die Vorteile besonderer Wirtschaftlichkeit und einfacher Handhabung mit denen zuverlässiger, kontinuierlicher Schmierung und in weiten Bereichen ausreichender Kühlwirkung. Der Kühleffekt kann bei der Tauchschmierung durch geeignete Gehäusegestaltung - zum Beispiel durch Kühlrippen - und zusätzliche Maßnahmen, wie Kühlgebläseanbau oder Einbau von Wasserkühlschlangen ins Gehäuse wirkungsvoll gesteigert werden. Üblicherweise wird eine Tauchschmierung so konzipiert, dass mindestens ein Rad je Getriebestufe in den Ölsumpf eintaucht. Die eintauchenden Räder nehmen mit der Verzahnung Öl auf und fördern dieses in den Zahneingriff. Durch Fliehkraft von Zahnrädern und Wellen abgeschleudertes Öl läuft zum Teil über definierte Ölführungen in die mit zu schmierenden Lager und/ oder direkt an den Gehäusewänden entlang zurück in den Ölsumpf. Durch abspritzendes Öl werden teilweise auch nicht eintauchende Räder geschmiert. Zur Verstärkung der Spritzwirkung werden gegebenenfalls zusätzliche Spritzscheiben auf den Wellen angebracht. Die Tauchschmierung mit Öl ist ohne besondere konstruktive Maßnahmen bis zu Umfangsgeschwindigkeiten von etwa 20 m/ s anwendbar. Durch den Einbau von Ölführungen (zum Beispiel Ölleitbleche, Öltaschen) sind aber auch noch höhere Umfangsgeschwindigkeiten möglich. Untersuchungen an einstufigen Stirnradgetrieben habe nachgewiesen, dass die Tauchschmierung auch bei 60 m/ s Umfangsgeschwindigkeit noch funktionsfähig ist. <?page no="174"?> 164 Tauchschmierung eines mehrstufigen Getriebes Ölstand und Eintauchtiefe Besonders wichtig ist die Einhaltung des vorgegebenen Ölstandes. Zu niedriger Ölstand kann zu Mangelschmierung, unzureichender Wärmeabfuhr und Verschleiß führen. Zu hoher Ölstand erhöht die Planschverluste, erwärmt die Ölfüllung, verstärkt die Ölalterung und verkürzt dadurch die Lebensdauer der Ölfüllung. Steigende Öltemperatur verringert die Ölviskosität und damit das Haftvermögen und die Druckaufnahmefähigkeit des Öles. Zu hoher Ölstand fördert außerdem die Bildung von Oberflächenschaum und die Geräuschentwicklung. Der Ölstand ist bei Betrieb und Stillstand unterschiedlich, da während des Betriebes ein erheblicher Teil der Ölfüllung von den eintauchenden Zahnrädern mitgeführt beziehungsweise abgeschleudert wird. Bei wärmekritischen Getrieben ist daher zu empfehlen, den Ölstand während des Betriebes festzulegen. Eine konstruktive Möglichkeit zur Messung des Ölstandes bei laufendem Getriebe in einem ölberuhigten Raum zeigt das Bild. Erfahrungswerte für Eintauchtiefen sind in folgender Tabelle zusammengefasst. Bei waagerechtem Achsabstand wirken sich die beiden möglichen Drehrichtungen auf die Ölversorgung des Zahneingriffes aus. Bei kleinem Abschleuderwinkel liegt das Ritzel im Spritzölstrahl des aus dem Ölbad auftauchenden Rades. Dadurch kann auf das Eintauchen des Ritzels verzichtet werden. Bei großem Abschleuderwinkel erhält das Ritzel weniger Spritzöl. Dies kann durch größere Eintauchtiefen oder Ölleitbleche ausgeglichen werden. Bei hoher Last und treibendem Ritzel sollte dieses mit mindestens der ganzen Zahnhöhe eintauchen. <?page no="175"?> 165 Empfohlene Eintauschtiefen bei höheren Geschwindigkeiten Getriebeart Einflüsse Eintauchtiefe Stirnradgetriebe Umfangsgeschwindigkeit< 5 m/ s 3 bis 5 x Modul Umfangsgeschwindigkeit 5 bis 20 m/ s 1 bis 3 x Modul Kegelradgetriebe —— Eintauchender gesamten Radbreite Schneckengetriebe oben liegende Schnecke Tauchtiefe des Rades bis 1/ 3 Raddurchmesser untenliegende Schnecke Tauchtiefe der Schnecke ½ Schneckenhöhe seitlich liegende Schnecke Tauchtiefe der Schnecke ½ Schneckenhöhe <?page no="176"?> 166 In der vorhergehenden Tabelle wird der ungünstigere Fall des großen Abschleuderwinkels (3 / 2) berücksichtigt. Generell sollten die Räder wegen der auftretenden Planschverluste nicht tiefer als unbedingt nötig eintauchen. Hohe Umfangsgeschwindigkeiten erfordern eine relativ große Eintauchtiefe, da sich die Zahnräder andernfalls frei graben und Mangelschmierung auftritt. Planschverluste, Ölfüllmenge Neben der Umfangsgeschwindigkeit begrenzt auch die Höhe der auftretenden Planschverluste den Einsatzbereich der Tauchschmierung. Sie sollte pro Getriebestufe 0,75 % der Antriebsverluste nicht überschreiten. Je KW Verlustleistung sollte die Ölfüllmenge betragen: - 3 bis 10 l/ kW bei Wärmeabfuhr über das Gehäuse - 4 bis 12 l/ kW bei zusätzlicher Kühlung über pumpenbetriebenen Kreislauf. Druckumlaufschmierung (Öleinspritzschmierung) Die Druckumlaufschmierung erfordert einen höheren Investitions- und Wartungsaufwand als die Tauchschmierung. Dafür ermöglicht sie eine dosierbare, verlustärmere Schmierung der Zahnräder und Lager sowie eine bessere Kühlung und Pflege des Getriebeöles. Dies steigert die Standzeit des Getriebes und der Ölfüllung. Druckumlaufschmierung mit Öleinspritzung in den Zahneingriff wird bis zu den höchsten auftretenden Umfangsgeschwindigkeiten (etwa 250 m/ s) eingesetzt. Die untere Grenze der Anwendbarkeit reicht unter Beachtung der Wirtschaftlichkeit bis zu etwa 10 m/ s. Öl wird von einer Pumpe aus dem Ölsumpf (Nasssumpfschmierung) oder aus einem separaten Ölbehälter (Trockensumpfschmierung) den einzelnen Schmierstellen zugeführt und mit Hilfe von Einspritzdüsen beziehungsweise Ölbrausen vor und/ oder hinter die Eingriffsstelle von Zahnrädern gespritzt. Getriebe können mit eigenem Druckumlaufsystem ausgestattet oder an ein zentrales Ölumlaufsystem angeschlossen werden. Zentrale Umlaufsysteme ermöglichen eine bessere Ölkühlung und -pflege. <?page no="177"?> 167 Systematik der gebräuchlichsten Schmierungsarten und Schmierungsverfahren bei Anwendung von Haftschmierstoffen Einspritzölmenge Allgemein erfordert die Kühlung eine größere Ölmenge als die Schmierung. Bei guter Getriebekühlung kann unter Umständen die ermittelte Kühlölmenge für die Schmierung nicht mehr ausreichen. Die für die Schmierung erforderliche Mindestmenge darf nicht unterschritten werden. Eine zu gering bemessene Einspritzölmenge führt zur Erwärmung (Mangelschmierung). Zu viel eingespritztes Öl hat übermäßige Quetschverluste (Erwärmung, Neigung zu Verschleiß) zur Folge. Die üblichen Einspritzmengen sind häufig überhöht und können zum Teil erheblich reduziert werden. Als Erfahrungswert gilt: 0,5 bis 1,0 l/ min pro cm Zahnbreite. Die Einspritzmenge lässt sich oft durch Umstellung auf EP-Getriebeöle oder synthetische Öle, durch Profilkorrektur (zum Beispiel Kopfrücknahme) und durch Veränderung der Düsenposition (zum Beispiel vor/ hinter Eingriff) <?page no="178"?> 168 Bei Schrägverzahnung wird das Öl infolge der axialen Verschiebung der Berührungslinien zu einer Zahnseite hin verdrängt (bei Pfeilverzahnung zur Mitte). Dies führt zu Quetschverlusten und daraus resultierender, über die Zahnbreite zunehmender Erwärmung. Abhilfe schaffen Zahnbrausen mit regulierbarer Ölmenge. Bei Doppelschrägverzahnung (zum Teil auch bei Einfachschrägverzahnung) mindert eine Ringnut den Ölstau. 16.2.2 Düsenanordnung, -art und -bohrungen Einen Überblick über mögliche Düsenanordnungen und Spritzrichtungen gibt das folgende Bild. Temperaturverlauf bei schrägverzahntem Zahnrad a: bei gleichmäßiger Ölzufuhr b: bei ungleichmäßiger Ölzufuhr <?page no="179"?> 169 Am gebräuchlichsten ist die Variante A, wobei bis 25 m/ s in den beginnenden Eingriff gespritzt wird. Wegen der Gefahr von Öldruckschwankungen ist es sicherer, Öl von Oben statt von Unten einzuspritzen. Bis zirka 50 m/ s werden bisweilen die Varianten A1 und A2 kombiniert. Mit zunehmender Umfangsgeschwindigkeit wird oft die Ölmenge für A1 verringert und eine größere Ölmenge in den auslaufenden Eingriff gespritzt, um die ansteigenden Quetschverluste zu verringern. Auch bei wechselnder Drehrichtung erfolgt die Ölzufuhr meist von beiden Seiten. Bei sehr hohen Umfangsgeschwindigkeiten wird oft nur noch in den Ausgriff gespritzt (A2). Vereinzelt wird aber auch bei 100 bis 200 m/ s Umfangsgeschwindigkeit in den beginnenden Eingriff gespritzt. Erfahrungsgemäß wird durch die Variante A1 die Schmierung und durch die Variante A2 die Kühlung begünstigt. Der einfachste Anwendungsfall der Variante B ist das Einspritzen in radialer Richtung. Die Variante C wird in der Praxis selten angewandt. Durch Kombination der Varianten A und C lässt sich die Kühlung verbessern. Die Variante D ist bei bestimmten Planetengetrieben anzutreffen. Weitere Lösungen zur Variante D zeigt das Bild: Durch Austausch der verschieden Einspritzvariationen kann die Fresstragfähigkeit erheblich verbessert werden Eine Übersicht über verwendete Düsenkonstruktionen gibt das folgende Bild. Düsenpositionen und Spritzrichtungen bei der Einspritzschmierung von Zahnradgetrieben <?page no="180"?> 170 Unterschieden werden Ausflusselemente, die einen vollen Strahl mit kreisförmigem Querschnitt erzeugen und solche, die einen fächerförmigen Strahl bilden. Flachstrahldüsen ermöglichen eine gleichmäßige Verteilung des Öles über die Zahnbreite. Einspritzdüsen müssen präzise hergestellt und genau kalibriert sein. Eine durch Zusammendrücken eines Rohres erzeugte Flachstrahldüse gewährleistet keine gerichtete, gleichmäßige Ölverteilung. Handelsübliche Flachstrahldüsen haben einen definierten Strahlwinkel. Bei vorgegebener Düsenzahl und vorgegebener Einspritzmenge ergeben sich folgende Variationsmöglichkeiten: - hoher Druck (hohe Strahlgeschwindigkeit) und kleine Düsendurchmesser - niedriger Öldruck (niedrige Strahlgeschwindigkeit) und große Durchmesser. Bevorzugt werden Düsendurchmesser zwischen 1,5 und 4 mm eingesetzt (Einzelfälle: 1 bis 5 mm). Die Förderdrücke (Überdrücke) liegen meist zwischen1 und 3,5 bar (Einzelfälle: 0,5 bis 10 bar). Bei Düsendurchmessern unterhalb 1 mm besteht Verstopfungsgefahr. Auch schnell drehende Getriebe (100 bis 200 m/ s) werden meist nur mit niedrigem Drücken geschmiert. Zahnradschmierung - Kühlung durch Zentrifugalkräfte <?page no="181"?> 171 Strahlgeschwindigkeit, -form und -verteilung Vorliegende Theorien, nach denen die Strahlgeschwindigkeit mindestens der Umfangsgeschwindigkeit entsprechen solle, werden in der Praxis nicht berücksichtigt. Eine Umfangsgeschwindigkeit von 120 m/ s würde bei gleicher Strahlgeschwindigkeit einen Förderdruck von zirka 100 bar erfordern. Die Strahlgeschwindigkeit beeinflusst in Abhängigkeit von den jeweiligen Betriebsbedingungen die Fresstragfähigkeit erheblich. Bei Umfangsgeschwindigkeiten über 100 m/ s kann der auftreffende Ölstrahl Erosion verursachen. Die effektive Strahlbreite des mit Flachstrahldüsen erzeugten Strahles ist viskositätsbedingt allgemein geringer als die theoretische Strahlbreite. Insbesondere bei Großgetrieben mit hohen Ölviskositäten kann eine erhebliche Verringerung der Strahlbreite auftreten. Dies ist bei der Anordnung der Düsen zu berücksichtigen. Die Geschwindigkeit des eingespritzten Strahles muss so hoch sein, dass der Strahl von herrschenden, starken Luftturbulenzen nicht abgelenkt und vernebelt wird. Die Strahlablenkung vermindert sich bei Verringerung des Düsenabstandes. Abhilfe können auch Ventilationsschutzwannen aus perforiertem Stahlblech schaffen. Der auf die Zahnflanken auftreffende Strahl verteilt sich gemäß folgendem Bild: Tauchschmierung mit Blechwanne <?page no="182"?> 172 16.2.3 Sonstige Verfahren der Ölschmierung Gefälleschmierung Dieses Verfahren ist eine einfache Form der Umlaufschmierung. Öl wird von einer Pumpe aus dem Sumpf in einen höher gelegenen Behälter gefördert. Von dort fließt es unter Einwirkung der Schwerkraft über vorgesehene Rinnen oder Bohrungen den Zahnrädern und Lagern zu. Ölnebelschmierung Schmieröl wird in einem Ölnebelerzeuger zerstäubt und mit Druckluft über Leitungen den Schmierstellen zugeführt. Dort wird das Öl über Abscheidevorrichtungen (zum Beispiel Düsen) aus dem Ölnebel abgeschieden. Bei kleinen Getrieben kann der Ölnebel ohne besondere Abscheider in das Gehäuse geleitet werden und benetzt alle Innenteile. Ölnebelschmierung ist für Zahnräder wegen der vergleichsweise hohen Verlustleistungen meist nicht geeignet. Sie beschränkt sich daher auf Sonderfälle. Tropfschmierung Dieses ebenfalls mit Verlustschmierung arbeitende Verfahren kann unter Verwendung von Tropfölern für Getriebe mit niedrigen Schmierungsanforderungen eingesetzt werden. Schmierung mit Haft-Schmierstoffen Offene und einfach abgedeckte Verzahnungen (offene Zahnkranzgetriebe, offene Zahngetriebestufen) werden überwiegend mit Haftschmierstoffen geschmiert. Unterschieden werden die folgenden Anwendungsverfahren. Auftragsschmieren Es erfolgt bis zu 2 m/ s und zwar mittels Pinsel, Spachtel, Sprühdose oder Sprühpistole. Die Aufbringung soll in dünner und gleichmäßiger Schicht erfolgen. Sie darf nur während eines langsamen Durchdrehens der Maschine ohne Belastung vorgenommen werden. Zu große Schmierstoffmengen bringen keinen Vorteil. Sprühschmieren Die Einsatzgrenze liegt üblicherweise bei 4 m/ s (max. 8 m/ s). Das Aufsprühen erfolgt durch transportable oder stationäre Sprühvorrichtungen mit teils automatischer Steuerung von Schmierstoffmenge und Schmierungsintervallen. <?page no="183"?> 173 Tauchschmierung Diese Auftragsart beschränkt sich auf Sonderfälle und erfordert sehr weiche Haftschmierstoffe. Schmierung mit Schmierfetten Dieses Schmierungsverfahren beschränkt sich auf schlecht abzudichtende oder schwer zugängliche, geschlossene Getriebe. Wegen der relativ schlechten Wärmeabfuhr eignet sich die Fettschmierung der Zahnräder nur für Getriebe niedriger Leistung. Die Aufbringung erfolgt durch Tauchschmierung. Als obere Einsatzgrenze gilt allgemein eine Umfangsgeschwindigkeit von 4 m/ s, jedoch werden Getriebemotoren bis 20 m/ s mit Fließfetten versorgt. Gehäuse nicht voll befüllen. Raum zum Ausweichen muss erhalten bleiben. Besonders geeignet sind Fließfette der NLGI-Konsistenzklassen 00 und 000. Als Grenze für die Umfangsgeschwindigkeit bei Dauerbetrieb können folgende Werte angesetzt werden: NLGI-Klasse DIN 51 818 Umfangsgeschwindigkeit m/ s 000 6 bis 8 00 4 bis 5 0 2 bis 3 Wegen des ungünstigen Fließverhaltens von Getriebefließfetten - abgeschleudertes Fett läuft langsamer in den Schmierstoffsumpf zurück als Öl - muss zur Vermeidung von Mangelschmierung die Tauchbadfüllmenge etwas größer sein als bei Ölschmierung. Als Anhaltswert für die Eintauchtiefe gilt je nach Fett-Konsistenz: 1 bis 3 mal Zahnhöhe. Umfangsgeschwindigkeiten über 8 bis 10 m/ s bei Dauerbetrieb sind mit der Fett- Tauchschmierung noch beherrschbar, wenn nach folgenden Methoden vorgegangen wird: - Anwendung von Getriebefetten mit einer Konsistenz zwischen 0 und 00 und Einfüllen einer Fettmenge zwischen 30 bis 40 % des Gehäusevolumens. - Anwendung von Getriebefetten der Konsistenz 1 bis 2 bei Quasi-Vollfüllung des Getriebegehäuses mit Fett. Bei Kurzzeit oder Aussetzbetrieb können bei Anwendung der letzten Methode Getriebe mit geringer Leistung bis zu einer Umfangsgeschwindigkeit von 25 m/ s betrieben werden. <?page no="184"?> 174 16.3 Kühlschmierstoffe in der Zahnradbearbeitung Forderungen an den Metallbearbeitungsprozess: - Senkung der Prozesskosten - Erhöhung der Werkzeugstandzeiten - Erhöhung der Prozesssicherheit - Erhöhung der Bearbeitungswerte - Verbesserung des Arbeitsumfeldes - Anpassung der Peripherie an höhere Leistungsdaten Konventionelle Kühlschmierstoffe in der Zahnradbearbeitung <?page no="185"?> 175 Ölbehälter für die Einzel- oder Zentralversorgung von Zahnradgetrieben <?page no="186"?> 176 17 Energieverluste und Erwärmung in stationären Zahnradgetrieben Als Folge des ständigen Anstieges der Leistungsdichte von Zahnradgetrieben erhöht sich auch die auf das Getriebevolumen bezogene Verlustwärme (Wärmedichte). Das heißt die durch Reibungsverluste entstehende Verlustwärme musste über immer kleiner werdende Getriebe abgeführt werden. Daraus resultiert ein allgemeiner Anstieg der Getriebetemperaturen. Hohe Getriebetemperaturen beschleunigen die Ölalterung, verringern die Tragfähigkeit von Zahnrädern und Lagern und verkürzen die Lebensdauer der Dichtungen. Die folgenden Ausführungen informieren über Kenngrößen und Einflüsse, die für die Leistungs- und Wärmebilanz von Zahnradgetrieben von Bedeutung sind. Maßnahmen zur Senkung der Leistungsverluste und der Betriebstemperaturen werden aufgeführt. Als besonders wirksam haben sich in diesem Zusammenhang synthetische Getriebeöle erwiesen. Zugleich wird auf die Möglichkeit verwiesen, durch Hochtemperaturschmierung mit synthetischen Getriebeölen die Wärmegrenzleistung von Zahnradgetrieben und damit die übertragbare Leistung beziehungsweise die Leistungsdichte zu erhöhen. 17.1 Wirkungsgrad von Zahnradgetrieben Der Wirkungsgrad von Zahnradgetrieben ist das Verhältnis der Antriebsleistung Pb zur Antriebsleistung Pa. Getriebearten mit niedrigem Gleitanteil, wie Stirnrad- und Kegelradgetrieben, weisen einen sehr hohen Wirkungsgrad auf, der zum Beispiel bei einem einstufigen Stirnradgetriebe bis zu 99 % betragen kann. Im Vergleich dazu haben Getriebe mit hohen Gleitanteil, wie Hypoid- und Schneckengetriebe, relativ niedrige Wirkungsgrade. Einen allgemeinen Überblick über die Wirkungsgrade verschiedener Getriebearten gibt das folgende Bild. <?page no="187"?> 177 Wirkungsgrade verschiedener Getriebearten <?page no="188"?> 178 Zu beachten ist, dass der Wirkungsgrad mit der Anzahl der Getriebestufen variiert, das heißt; er verringert sich mit zunehmender Zahl der Getriebestufen. Mehrstufige Stirnradgetriebe, schematisch <?page no="189"?> 179 Bei Schneckengetrieben ist der Wirkungsgrad sowohl von der Drehzahl der Schnecke und dem Übersetzungsverhältnis als auch von der Baugröße des Getriebes abhängig. Allgemein steigt der Wirkungsgrad mit zunehmender Schneckendrehzahl (steigende Gleitgeschwindigkeit an der Verzahnung), niedrigerem Übersetzungsverhältnis (zunehmender Steigungswinkel) und mit Vergrößerung des Achsabstandes (Baugröße). Die Angaben in Getriebekatalogen für den Wirkungsgrad beziehen sich allgemein auf die Nennleistung des Getriebes, das heißt sie gelten bei voller Getriebeauslastung. Der Wirkungsgrad ändert sich in Abhängigkeit von der Belastung. Er ist bei Volllast am größten und verringert sich bei Teillast. Wenn nicht anders erwähnt, gelten die Wirkungsgrad-Angaben für Kataloggetriebe bei Schmierung mit mineralölbasischen Getriebeölen. Durch Umstellung auf synthetische Getriebeöle lassen sich Wirkungsgradsteigerungen erzielen, insbesondere bei Getrieben mit hohem Gleitanteil wie Hypoid- und Schneckengetrieben. Hier sind Wirkungsgradsteigerungen bis 30 % möglich. 17.2 Leistungsverluste in Zahnradgetrieben Die Gesamtverlustleistung von Zahnradgetrieben ergibt sich aus verschiedenen Verlustanteilen: P v = P vz + P vl + P vd + P vs Hierbei bedeuten: P vz = Verzahnungsverluste P vl = Lagerverluste P vd = Dichtverluste P vs = Verluste sonstiger Aggregate Die Zahn- und Lagerverluste unterteilen sich in lastabhängige und lastunabhängige Verluste (Leerlaufverluste). Mit zunehmender Umfangsgeschwindigkeit verringern sich die lastabhängigen Verluste während die Leerlaufverluste ansteigen Verzahnverluste Die Zahnverlustleistung entsteht im Wesentlichen durch das Gleiten der unter Belastung im Eingriff befindlichen Zahnflanken. Dabei spielt der momentane Reibwert an den Zahnflanken eine entscheidende Rolle. Die Zahnverlustleistung ist von der augenblicklichen Eingriffsstellung der Zahnräder abhängig. Die Zahnverlustleistung setzt sich zusammen aus der Plansch- und Quetschverlustleistung bei Getrieben mit Tauchschmierung oder aus der Einspritzverlustleistung bei Getrieben mit Öleinspritzschmierung. <?page no="190"?> 180 Planschverlustleistung Die Planschverlustleistung entsteht durch Eintauchen der Zahnräder in den Ölsumpf. Sie wird von folgenden Einflussgrößen bestimmt: - Breite, Kopfkreisdurchmesser und Anzahl der eintauchenden Zahnräder - Formgebung des Getriebegehäuses (Toträume, Vorsprünge) - Eintauchtiefe - Umfangsgeschwindigkeit der eintauchenden Zahnräder - Betriebsviskosität des Schmierstoffes Bei schnelllaufenden Getrieben kann die Planschverlustleistung zu einer beachtlichen Erwärmung führen, die je nach verwendetem Getriebeöl bereits unzulässig hoch sein kann. Quetschverlustleistung Quetschverluste entstehen durch Verdrängen von überschüssigem Schmierstoff aus dem Zahneingriff sowohl in Zahnhöhenals auch in Zahnbreitenrichtung. Die Quetschverluste steigen mit zunehmender Schmierstoff-Nennviskosität an. Einspritzverlustleistung Die Einspritzverluste sind allgemein geringer als die Planschverluste bei Tauchschmierung. Einspritzverluste entstehen durch Quetschung, das heißt durch Verdrängen des Öles aus den Zahnflanken sowie durch Beschleunigen und Umlenken des eingespritzten Öles. Die Verluste sind abhängig von der eingespritzten Ölmenge, der Ölviskosität, der Zahnbreite und vom Raddurchmesser. Sie erhöhen sich mit Zunahme der zuvor genannten Faktoren und verringern sich mit zunehmendem Modul. Lagerverlustleistung Die Lagerverlustleistung hängt in starkem Maße von der Art der Lager, den Einbaubedingungen, der Schmierung, der Drehzahl und der Belastung ab. Wälzlager erzeugen niedrigere Verluste als Gleitlager. Wälzlager Der lastabhängige Verlustanteil wird vor allem durch die elastische Verformung und durch teilweise örtliches Gleiten an den Berührungsstellen bestimmt. Der lastabhängige Verlustanteil resultiert aus dem Gleiten zwischen Käfig und Führung sowie zwischen Käfig und Wälzkörper, außerdem aus hydrodynamischen Verlusten im Schmieröl. Diese hängen von der Viskosität, der Schmierstoffmenge und der mittleren Umfangsgeschwindigkeit ab. Erfahrungswert für Wälzlager Verluste: zirka 0,1 % der Getriebeleistung pro Lager. <?page no="191"?> 181 Gleitlager Die Verlustleistung steigt mit Zunahme der Belastung. Im Bereich der Mischreibung sinkt die Verlustleistung mit zunehmender Gleitgeschwindigkeit, im Bereich der Flüssigkeitsreibung steigt sie. Erfahrungswerte: zirka 0,5 … 1,5 % der Getriebenennleistung für normale Gleitlager und Zirka 0,1 … 0,3 % für Hochleistungsgleitlager. Dichtungsverluste Sie spielen vor allem bei berührenden Dichtungen und bei kleinen Getrieben eine Rolle. Bei berührungsfreien Dichtungen ist ihr Anteil an den Gesamtverlusten gering. Bei Radialwellendichtringen erhöhen sich die Verluste mit zunehmendem Wellendurchmesser und steigender Umfangsgeschwindigkeit an der Dichtlippe. Erfahrungswerte: 0,01 … 0,4 kW pro Wellendichtring. 17.3 Erwärmung von Zahnradgetrieben Die in Zahnradgetrieben auftretenden Leistungsverluste erzeugen an den verschiedenen Reibungsstellen (Zahneingriff, Lager, Dichtungen) Reibungswärme. Die entstehende Verlustwärme und eventuell eingestrahlte Wärme (Sonne, andere Strahlungsquellen) heizen das Getriebe einschließlich der Ölfüllung auf. Die Erwärmung erfolgt so lange, bis im Austausch mit der Umgebung ein Gleichgewicht und damit die Beharrungstemperatur erreicht wird. Bei den meisten Zahnradgetrieben erfolgt die Wärmeabfuhr ausschließlich über das Gehäuse. Bei Erreichen des Wärmegleichgewichtes gilt: P v = Q v Das heißt die gesamte anfallende Verlustleistung P v wird als Wärme Q v über die freie Gehäuseoberfläche an die Umgebung abgeführt. Wärmefluss im Getriebe Die im Zahneingriff entstehende Reibungswärme wird hauptsächlich über das Öl und zum geringen Teil durch Wärmeleitung abgeführt. Das Ritzel heizt sich allgemein stärker auf als das Rad. Das Getriebe muss so ausgelegt sein, dass sich beim anfahren der kalten Maschine die an den Zahnflanken und in den Lagern entstehende Wärme schnell verteilt, um Wärmeverzug und dadurch verursachtes Klemmen zu vermeiden. Bei Abstellen des betriebswarmen Getriebes erfolgt wegen des Wegfalls der Ölkühlung allgemein eine Aufheizung der Zahnräder als Folge der in den Lagern gestauten und über die Zahnräder abfließenden Wärme. Wärmeabfuhr über das Gehäuse Die Wärmeabfuhr erfolgt durch Konvektion Abkühlung durch vorbeiströmende Luft), durch Wärmeleitung (über Fundamente und Anschlusswellen) und durch Wärmestrahlung. Die durch Konvektion und Strahlung abführbare Wärmeleistung Q v be- <?page no="192"?> 182 stimmt sich aus der Wärmedurchgangszahl K ks , der Gehäuseoberfläche A und dem Temperaturgefälle zwischen Ölbad und Luft (T öl - T l ) Q v = K ks x (T öl - T l ) Gemäß vorstehender Gleichung lässt sich bei vorgegebener Wärmeleistung die Öltemperatur durch folgende Einflüsse senken: - niedere Umgebungstemperatur (zum Beispiel Hallenbelüftung) - große Gehäuseoberfläche (zum Beispiel Kühlrippen) - hohe Wärmedurchgangszahl (zum Beispiel Luftkühlung) Durch Anhebung der von der Ölart abhängigen Grenztemperatur (zum Beispiel durch Einsatz synthetischer Getriebeöle) lässt sich die vom Getriebe abführbare Wärmeleistung erhöhen. Dies bedeutet, dass damit auch die aufnehmbare Verlustleistung P v und demzufolge die übertragbare Leistung gesteigert werden kann. Wärmeabfuhr über Ölkühler Reicht die Wärmeabfuhr über das Gehäuse nicht aus, dann ist eine zusätzliche Ölkühlung erforderlich. Die über einen Ölkühler abgeführte Wärmeleistung berechnet sich nach der Formel: Q öl = M öl x C öl x (T a -T e ) Hierbei bedeuten: M öl = Durchflussmenge pro Zeiteinheit C öl = Wärmekapazität des Öles T a = Ölaustrittstemperatur (Kühler) T e = Öleintrittstemperatur (Kühler) Aus der Formel geht hervor, dass sich die Ölkühlung durch Zunahme des Ölstromes und durch Zunahme der Differenz T a - T e (durch höhere Kühlleistung) vergrößern lässt. Die Wärmekapazität ist für Öle auf Mineralöl- oder Synthesebasis etwa gleich groß und damit nicht variabel. 17.4 Temperaturen in Zahnradgetrieben Die Erwärmung eines Zahnradgetriebes, insbesondere aber die der Zahnräder, der Lager und des Schmierstoffes, ist mit das wichtigste Beurteilungsmerkmal für seine Funktion. Die auftretenden Temperaturen sind ein Maß für die Leistungsverluste. Das folgende Bild zeigt die charakteristischen Temperaturen eines Zahnradgetriebes. Oben ist der Temperaturverlauf auf einer Zahnflanke zu sehen, unten die charakteristischen Temperaturpunkte im Getriebegehäuse. <?page no="193"?> 183 Charakteristische Temperaturen an einer Zahnflanke Charakteristische Temperaturen eines Zahnradgetriebes <?page no="194"?> 184 Die Höhe der diversen Temperaturen hat maßgeblichen Einfluss auf: - das Verhältnis von Flüssigkeitszu Mischreibung - die Grübchenbildung (Pitting) der Zahnflanken - den Fressverschleiß - die Alterungsgeschwindigkeit des Schmierstoffes - die Lagerlebensdauer - den Wirkungsgrad. Wichtig ist, dass bei der Erwärmung der einzelnen Getriebebauteile, des Schmierstoffes und der Zubehörteile (Filtereinsätze, Pumpen und ähnliches) die jeweils zulässigen Grenztemperaturen nicht überschritten werden. Durch die Anwendung von synthetischen Getriebeölen, die wesentlich höhere Grenztemperaturen (obere Gebrauchstemperaturen) aufweisen als Mineralöle, ist durch Hochtemperaturschmierung (Betriebs-Öltemperatur oberhalb 100 °C) eine Anhebung der Wärmegrenzleistung und damit der übertragbaren Leistung möglich. Für die Viskositätsauswahl ist die Betriebs-Öltemperatur, worunter die Ölsumpftemperatur, beziehungsweise die Temperatur des eingespritzten Öles verstanden wird, ein wichtiger Faktor. Treten während des Betriebes überdurchschnittlich hohe Temperaturen auf oder steigen diese zwischenzeitlich stark an, weist dies häufig auf Störungen oder sich anbahnende Schäden hin. 17.5 Zahnflankentemperaturen Das vorherige Bild zeigt die charakteristischen Temperaturen an einer Zahnflanke eines gerad- oder schrägverzahnten Stirnrad- oder Kegelradgetriebes. Kontakttemperatur t c Die Kontakttemperatur t c ist die während des Zahneingriffes an der jeweiligen Berührungsstelle der Eingriffsstrecke E - A herrschende Flankentemperatur. Sie ist im Wälzpunkt C gleich der Radkörper-(Masse-)Temperatur t m . Integraltemperatur t int Die Integraltemperatur t int ist der Mittelwert der Kontakttemperatur. Bei Überschreiten eines kritischen Wertes tritt Fressen auf. Radkörpertemperatur Die Radkörpertemperatur t m , auch als Zahnmitten- oder Massentemperatur bezeichnet, entspricht annähernd der Zahnflankentemperatur vor Beginn des Eingriffes. Sie bestimmt die Öltemperatur vor Eintritt in den Schmierspalt und damit die Ölfilmstärke im Schmierspalt. <?page no="195"?> 185 Öltemperatur Die Öltemperatur t öl ist bei Tauchschmierung die Ölsumpftemperatur, bei Einspritzschmierung die Einspritztemperatur. Im Schmierspalt (zwischen den Zahnflanken) herrscht in der Einspritzzone etwa Massentemperatur t m , sonst etwa Kontakttemperatur t c auch für den Ölfilm. Die aufgeführten Zahnflankentemperaturen sind für die Berechnung der Zahnflankentragfähigkeit (DIN 3990) und zum Teil für die Bestimmung der elastohydrodynamischen Schmierfilmstärke von Bedeutung. Grenztemperaturen Als Grenztemperatur wird die Temperatur bezeichnet, mit der ein (Getriebe) Bauteil maximal belastet werden darf, ohne Schaden zu nehmen. Die höchstzulässige Getriebetemperatur wird durch das temperaturempfindlichste Bauteil - die Schmierstoffe werden auch dazugezählt - bestimmt. Dies ist bei mineralölgeschmierten Getrieben in der Regel das Öl, das im Vergleich zu den anderen Getriebebauteilen die geringste Grenztemperatur aufweist. Die Umstellung der Getriebeschmierung auf Syntheseöl ist es bei mindestens gleich langer Schmierölgebrauchsdauer möglich, die Getriebetemperatur um 20 bis 30 °C anzuheben. Damit steigt die Wärmegrenzleistung das heißt die übertragbare Getriebeleistung. Das setzt aber voraus, dass die Grenztemperaturen anderer Getriebebauteile, Materialien und Stoffe nicht unter den während des Betriebes auftretenden Öltemperaturen liegen. Gegebenenfalls müssen Teile gegen solche mit höherer Temperaturbelastbarkeit ausgetauscht werden. Das gilt auch für alle sonstigen Teile, die nicht in der folgenden Tabelle aufgeführt sind, aber auch mit dem Getriebeöl in Kontakt stehen, wie zum Beispiel Filtereinsätze, Schläuche, Schaugläser, Kupplungen. Bei den Schmierölen selbst sind die oberen Gebrauchstemperaturen zu beachten! Öltemperaturen Je nach Getriebetyp, Anwendungsfall und der angewendeten Schmierölart (Mineralöl / synthetisches Öl) liegen die Dauertemperaturen der Ölfüllungen von Industriegetrieben im Bereich von 40 bis 150 °C. Neben konstruktionsbedingten Einflüssen sind die Öltemperaturen in hohem Maße von den Betriebsbedingungen abhängig. Sie steigen sowohl mit zunehmender Umgebungstemperatur als auch bei Wärmestrahlung. Sie verringern sich bei Teillastbetrieb und intermittierendem Betrieb. Bei Anwendung von Getriebeölen auf Mineralölbasis sollte eine Ölbaddauertemperatur von 80 °C nicht überschritten werden. <?page no="196"?> 186 18 Dichtung von Getrieben Man unterscheidet zwischen ruhenden (statischen) und bewegten (dynamischen) Dichtelementen, abhängig davon, ob sich die abzudichtenden Maschinenteile relativ zueinander bewegen oder nicht. Bei den dynamischen Dichtungen wird wiederum unterschieden zwischen berührungsfreien Spaltdichtungen und Dichtelementen, die nach einer gewissen berührenden Einlaufphase anschließend als Spaltdichtung arbeiten. 18.1 Statische Dichtelemente Flachdichtungen Diese Dichtungen werden im Getriebebau zur Abdichtung von ruhenden Maschinenteilen - zum Beispiel Flansche, Gehäusehälften, Ölwannen - eingesetzt. Die Dichtwirkung wird durch Zusammenpressen der Dichtungen zwischen den abzudichtenden Flächen erzielt, wobei gleichzeitig Unebenheiten ausgeglichen werden. Unter den bekannten Werkstoffen für Flachdichtungen, wie zum Beispiel Hartstoff- oder Mehrstoff, ist die Weichstoffdichtung heute die am häufigsten verwendete. Materialien für Weichdichtungen sind unter anderem: Elastomere, Kautschuk-Asbest (IT-Stoffe nach DIN 3754), Kork/ Kautschuk-Compounds, Kunstharz und Thermoplaste. Dichtmassen, Dichtkitte und Dichtbänder Im Gegensatz zu Flachdichtungen ist bei diesen Dichtmitteln eine Anpresskraft nicht erforderlich. Sie bildet zwischen den abzudichtenden Flächen eine individuell selbst herstellende Formdichtung kleinster Dicke. Auf dem Markt angeboten werden gummielastisch abziehbare, plastisch bleibende und aushärtende Dichtmittel. Diese Dichtmittel werden Flachdichtungen vorgezogen, wenn durch deren Dicke Achsabstände oder die Rundheit geteilter Bohrungen beeinflusst werden können. Runddichtringe Runddichtringe, häufig auch als O-Ringe bezeichnet, sind als formgepresste Ausführung nach DIN 3770 und als stranggepresste Ausführung nach DIN 2693 genormt. Sie werden aus Elastomeren gefertigt und im Getriebebau bei statischen Abdichtungsfällen, zum Beispiel für Lagerdeckel, Schaugläser, Rohrverschraubungen und ähnliche Einsatzfälle verwendet. <?page no="197"?> 187 18.2 Berührende, dynamische Dichtelemente Berührende Dichtungen liegen unter einem bestimmten Anpressdruck an der Lauffläche an. Der Druck sollte so gering wie möglich gehalten werden, damit Reibmoment und Temperatur nicht zu sehr ansteigen. Auch der Schmierungszustand, die Rauheit der Lauffläche und die Gleitgeschwindigkeit beeinflussen das Reibmoment und die Temperatur sowie den Verschleiß der Dichtung Filzringe Filzringe sind einfache Dichtelemente, die sich vor allem bei Fettschmierung gut bewähren. Sie werden vor dem Einbau mit Öl getränkt und dichten besonders gut gegen Staub ab. Bei ungünstigen Umweltverhältnissen kann man 2 Filzringe nebeneinander anordnen. Radial Wellendichtringe Zur Abdichtung von Ölen werden fast ausschließlich Radial-Wellendichtringe eingesetzt. Bei den überwiegend ölgeschmierten Getriebelagerungen sind sie die am häufigsten verwendeten Dichtelemente. Die mit einer Lippe versehene Dichtmanschette wird von einer Feder gegen die Wellenlauffläche gepresst. Wenn man hauptsächlich das Austreten des Schmierstoffes verhindern will, ordnet man die Lippe auf der Innenseite der Lagerung an. Ein Dichtring der Form AS mit einer zusätzlichen Schutzlippe vermeidet auch das Eindringen von Schmutz. Die Umfangsgeschwindigkeit in der Lauffläche kann bei normalem Dichtlippenwerkstoff (Nitril-Butatin-Kautschuk) und guter Ölschmierung bis zu 12 m/ s betragen. Für höhere Geschwindigkeiten werden Sonderwerkstoffe verwendet. Links: einfache und doppelte Filzringdichtung A: Radialwellendichtring, Form A nach DIN 3760 B: Radialwellendichtring, Form AS mit Schutzlippe nach DIN 3760 <?page no="198"?> 188 Axial Gleitringe Eine axial wirkende Lippendichtung ist der V-Ring. Dieser einteilige Ring aus Gummi wird beim Einbau mit Spannung so weit auf die Welle geschoben, dass seine Lippe an der Gehäusewand anliegt. Die Dichtlippe wirkt zugleich als Schleuderscheibe. Axial-Lippendichtungen sind unempfindlich gegen radialen Versatz und arbeiten auch dann zuverlässig, wenn Lagerachse und Gehäusewand nicht rechtwinklig zueinander stehen. Bei Umfangsgeschwindigkeiten über 12 m/ s muss der V-Ring radial festgelegt werden, damit er sich unter der Fliehkraft nicht löst. V-Ringe verwendet man häufig als Vordichtung, um Schmutz von einem Radial-Wellendichtring fernzuhalten. Federnde Dichtscheiben Eine wirkungsvolle Abdichtung erzielt man bei Fettschmierung auch mit federnden Dichtscheiben. Die Dichtscheiben aus dünnem Blech werden an der Stirnfläche des Innenrings oder des Außenrings fest gespannt und liegen an dem anderen Laufring federnd an. Bei doppelten Membrandichtungen wird der Zwischenraum beim Einbau mit Fett gefüllt. Wälzlager mit Dichtscheiben Bei gedrängten Konstruktionen ist es vorteilhaft, Rillenkugellager mit einer oder zwei Dichtscheiben zu verwenden. Die Lager mit zwei Dichtscheiben werden mit einer Fettfüllung geliefert, die für die Gebrauchsdauer des Lagers ausreicht. Dichtscheiben eignen sich aber nicht zur Abdichtung von flüssigen Medien. Besteht - zum Beispiel bei Kraftfahrzeuggetrieben - die Gefahr, dass Verschmutzungen mit dem Getriebeöl in das Lager gelangen, dann empfehlen sich schmutzgeschützte Lager mit speziell ausgelegten Dichtungen. <?page no="199"?> 189 Axial wirkende Lippendichtung Rillenkugellager mit Dichtscheiben auf beiden Seiten Federnde Dichtscheiben 18.3 Berührungsfreie, dynamische Dichtungen Bei berührungsfreien Dichtungen entsteht außer der Schmierstoffreibung im Schmierspalt keine Reibung. Die Dichtungen verschleißen nicht und haben eine hohe Lebensdauer. Weil sie keine Wärme erzeugen, eignen sich berührungsfreie Dichtungen auch für sehr hohe Drehzahlen. Im Getriebebau verwendet man berührungsfreie Dichtungen oft als Vordichtungen, um Schmutz von den Radial-Wellendichtringen fernzuhalten. Sehr einfach, aber für viele Fälle ausreichend, ist ein enger Spalt (meist 0,1 bis 0,3 mm) zwischen Welle und Gehäuse. Die Dichtwirkung des Spalts wird erhöht, wenn man mehrere Rillen in die Durchgangsbohrung des Gehäuses eindreht. Die Rillen wirken bei Fettschmierung als Stauräume; sie erschweren das Austreten von Fett und das Eindringen von Verunreinigungen. Bei Ölschmierung und waagerechter Welle erhält die Durchgangsbohrung des Gehäuses vielfach eine schraubenförmige <?page no="200"?> 190 Rille, deren Gangrichtung der Drehrichtung der Welle entgegengesetzt ist. Dadurch wird das an der Welle entlang kriechende Öl in das Gehäuse zurückgefördert. Eine sehr gute Dichtwirkung haben Labyrinthe, deren Spalte mit steifem Fett gefüllt sind. Bei schmutziger Umgebung presst man von Zeit zu Zeit Fett in die Dichtspalte nach. Labyrinthe mit radial gerichteten Stegen kommen aus Einbaugründen nur bei geteilten Gehäusen in Betracht. Bei diesen Labyrinthen fängt sich das nach außen geschleuderte Fett in den Gehäusenuten. Schiefstellungen der Welle gegenüber dem Gehäuse ermöglichen Labyrinthe mit abgeschrägten Stegen. Schematische Darstellung kombinierter Wälz- und Gleitbewegung <?page no="201"?> 191 Bei Ölschmierung und waagerechter Welle eignen sich Spritzkanten, um das Austreten des Öls zu verhindern. Schleuderscheiben schirmen bei stärkerer Verschmutzung den Dichtspalt ab. Stauscheiben verhindern das Austreten des Schmierfettes aus dem Lager. Der Fettkragen, der sich am Dichtspalt bildet, schützt das Lager vor Verunreinigungen. Platzsparende Dichtelemente sind einseitig oder beidseitig in das Wälzlager eingebaute Deckscheiben (Kurzzeichen ZR oder .2ZR). Lager mit Deckscheiben auf beiden Seiten werden mit Fettfüllung geliefert. Wälzlager mit beidseitiger Deckscheibe (ZR, 2 ZR) Spritzkanten-Dichtung Schleuderscheiben-Dichtung Stauscheiben-Dichtung <?page no="202"?> 192 Links: a) einfache Spaltdichtung b) Labyrinth-Spaltdichtung mit Rillen c) Labyrinth-Spaltdichtung mit schraubenförmiger Rille Rechts: a) Labyrinth mit Axial gerichteten Stegen b) Labyrinth mit radial gerichteten Stegen c) Labyrinth mit abgeschrägten Stegen Einige handelsübliche berührende und berührungsfreie Dichtelemente <?page no="203"?> 193 18.4 Schmiertechnische Gehäuseausbildung Bei Seriengetrieben werden allgemein gegossene Gehäuse bevorzugt (meist Grauguss, bei robustem Betrieb auch Stahlguss oder Sphäroguss, bei Leichtbau zum Teil Aluminium- oder Magnesiumguss). Geschweißte Gehäuse finden bei Einzelanfertigung, bei sehr großen Gehäuse oder bei Leichtbau Verwendung (geringeres Gewicht erzielbar). In Hinblick auf Schmierung, Kühlung und Wartung bestehen folgende Gesichtspunkte bezüglich der Gehäusegestaltung. Wärmeabfuhr Diese wird vor allem durch eine große Außenfläche (eventuell Vergrößerung durch Kühlrippen)verbessert. Günstige Strömungsführung des Schmieröles unter Vermeidung ruhiger Zonen intensiviert die Wärmeabfuhr. Mit Zunahme der im Gehäuse beziehungsweise Ölbehälter enthaltenen, konstruktionsseitig vorgesehenen Ölmenge erhöht sich der Kühleffekt. Die äußere Gehäusefläche muss strömungsgünstig konstruiert sein. Bei freier Konvektion muss ein möglichst großer Teil des Gehäuses von vorbeiströmender Luft erreicht werden. Bei Kühlung durch Lüfter verbessern in Strömungsrichtung angeordnete Kühlrippen die Wärmeabgabe. Abdichtung An dem Getriebe dürfen sich keine Öffnungen befinden, durch welche Verunreinigungen (Schmutz, Staub, Wasser und so weiter) eindringen können. Ölleckagen müssen unterbunden werden, zum Beispiel durch Austausch ungeeigneter oder schadhafter Dichtungen. Durchgangsbohrungen zum Gehäuseinneren (für Deckel, Tragösen, etc.) sollten vermieden werden. Nach Möglichkeit Sackbohrungen verwenden. Innenanstrich Von einem Innenanstrich ist abzuraten. Gegebenenfalls sind Anstriche auf Basis von Epoxidharz zu verwenden. Vorrichtungen für Inspektion und Wartung Zahnräder, Lager und Schmierstoff müssen leicht zu kontrollieren sein. Der Schmierstoffwechsel muss sich problemlos durchführen lassen. Zur Grundausstattung von Zahnradgetriebegehäusen gehört - Öleinfüllöffnung (möglichst mit feinporigem Sieb) - Entlüftungsöffnung (an tiefster Stelle) - Kennschild (mit Angabe von Öltyp, -viskosität, -menge). <?page no="204"?> 194 Wünschenswert ist ein Schauloch beziehungsweise eine Reinigungsöffnung mit Klappschrauben. Letztere verhindert, dass gelöste Schrauben in das Getriebe fallen. Öleinfüllung ohne Sieb (zum Beispiel über Schauloch) und Entlüftungsöffnung ohne Filter ermöglichen den Eintritt von Verunreinigungen. Gegebenenfalls Belüftung über fahrbares Filtergerät. Belüftungsfilter sind entweder separat am Gehäuse angebracht oder befinden sich in der Verschlusskappe des Öleinfüllstutzens. Bei großen oder besonders wichtigen Getrieben sind je nach Bedarf zusätzliche Vorrichtungen erforderlich wie zum Beispiel: - Ölkühler, Heizstäbe - Temperatur- und Druckmessgeräte (Öl, Lager) - Schwingungsaufnehmer (Axial- und Radialschwingungen) - Anschlüsse für Druckumlaufschmierung. Abstand der Zahnräder vom Gehäuse Der Abstand darf Mindestwerte nicht unterschreiten, um eine Pumpwirkung der Räder (Ölstau) zu vermeiden und einen ungehinderten Rückfluss des Öles in den Ölsumpf zu gewährleisten. Bei zu kleinem Abstand zwischen untenliegender Schnecke und Gehäuse erfolgt Ölförderung in Axialrichtung. Die Mindestabstände erhöhen sich mit zunehmender Umfangsgeschwindigkeit. Gemäß Erfahrungswerten ist ein Mindestabstand von 1,5 x Modul erforderlich. Der Radialabstand sollte 0,2 x Radius, der Axialabstand 0,1 x Radius nicht unterschreiten. Ölströmung im Gehäuse <?page no="205"?> 195 18.5 Dichtungsaufgaben und ihre Lösungen In den folgenden Tabellen werden für verschiedene Dichtungsaufgaben und Betriebsfälle mögliche Lösungen anhand von Konstruktionsbeispielen gezeigt. <?page no="206"?> 196 Quelle: FAG <?page no="207"?> 197 Quelle: FAG <?page no="208"?> 198 Quelle: FAG <?page no="209"?> 199 Quelle: FAG <?page no="210"?> 200 19 Werkstoffe und Fertigung 19.1 Gehäuse-Werkstoffe Der Aufbau und die Form des Getriebegehäuses legen in großem Maße die Fertigungsverfahren fest, bestimmen den Schwierigkeitsgrad und die Zeitdauer der Montage, erzielen die mechanische Festigkeit und fixieren das äußere Gesamtbild des Getriebes. Die Gestaltung des Gehäuses erfordert deshalb besondere Sorgfalt. Als günstigster Werkstoff hat sich Grauguss der Qualität GG-20 erwiesen. Er lässt sich auch bei komplizierten Modellen einfach vergießen und ergibt relativ geringen Schwund und Verzug. Lagerbohrungen und Passungen lassen sich rationell und maßbeständig bearbeiten .Grauguss neigt bei der Bearbeitung nicht zu Schwingungen, die Späne sind kurz. Seine guten Gleiteigenschaften erleichtern das Einpressen der Wälzlager bei der Montage. Mit werkstoffgerechter Konstruktion und einwandfreiem Abguss ergibt das Gehäuse die erforderliche Festigkeit, Schwingungs- und Geräuschdämpfung, Wärmeabstrahlung und leckfreie Aufnahme des Schmiermittels bei einer optisch gut gestaltbaren äußeren Form. Fertigungsgesichtspunkte Das Gehäuse soll bei der Bearbeitung wenige und einfache Arbeitsgänge aufweisen, wobei die zu bearbeitenden Flächen nicht nachgeben oder federn dürfen. Dazu muss sich das Rohgehäuse fest und ohne sich zu verziehen an der Werkzeugmaschine spannen lassen. Zur Gehäuseherstellung auf einer Taktstraße ist wegen der genaueren und nebenzeitarmen Bearbeitung das einmalige Spannen für alle Arbeitsgänge anzustreben. Die Fertigungsmethoden sind weitgehend von der zu fertigenden Stückzahl und vom vorhandenen Maschinenpark abhängig. Bei der Großserien-Fertigung werden In steigendem Maße Plandreharbeiten durch Fräsen mit mehrschneidigen Werkzeugen ersetzt. Montageerfordernisse Der Einbau von Wellen, Rädern und Lagern soll in möglichst geringer Zeit nach Montageanleitung erfolgen können. Dadurch werden später durchzuführende Umbauten, Radsatz Änderungen oder Reparaturen außerhalb des Herstellerwerkes erleichtert. Sehr großer Zeitgewinn und Arbeitsteilung beim Zusammenbau ergeben sich durch die Vormontage von Bau- und Funktionsgruppen. Bei der Montage soll keine Nacharbeit einzelner Teile notwendig sein, sondern die Toleranzen müssen eine beliebige Paarung ermöglichen und die gewünschte Funktion garantieren. Einstellarbeiten sind bei verschiedenen Lageranordnungen erforderlich und erfolgen im Getriebebau meist mit Hilfe von Passscheiben, seltener mit Gewindestellmuttern. Mechanische Festigkeit <?page no="211"?> 201 Das Getriebegehäuse muss in der Lage sein, alle auftretenden Kräfte und Reaktionsmomente aufzunehmen und über die Befestigungselemente (Fuß oder Flansch) abzustützen. Der Gehäusekörper ist fest und verwindungssteif zu gestalten, damit sich Zahneingriff und Lage der Abtriebswelle nicht durch Gehäusedeformation unter Belastung verändern. Die Überleitung der Kräfte von den Lagern auf die Befestigungsstellen soll in einem günstigen Kraftfluss erfolgen, der stark belastete Biegequerschnitte vermeidet. Der im nachfolgenden Bild dargestellte Getriebemotor weist als konstruktive Maßnahme eine gegossene Mittelwand auf, die das Gehäuse versteift und Schwingungen unterdrückt. Sie wird nicht axial belastet und leitet die auftretenden Kräfte unter Zug-Druckbeanspruchung an die Gehäusewand weiter. Die kastenförmigen Füße mit hohem Widerstandsmoment und großem Abstand der Befestigungslöcher ergeben günstige Spannungsverhältnisse. Durch große runde Zentrierflansche an der Antriebs- und Abtriebsseite werden die Kräfte und Momente der austretenden Wellen exakt und gleichmäßig auf das Gehäuse übertragen. Quelle: SEW Ölabdichtung Getriebe und Getriebemotoren weisen meistens Tauchschmierung auf. Die unten liegenden Räder fördern den Schmierstoff aus dem Ölbad in den Zahneingriff, wobei die Lager ebenfalls mit Schmierstoff versorgt werden. Die Aufgabe des Getriebegehäuses ist dabei die Aufnahme und Bereithaltung des Schmierstoffes. Es enthält dazu drei durch Schrauben verschlossene Bohrungen. Die Einfüllschraube befindet sich an der höchsten Stelle des Getrieberaumes. Ein Element mit geringer Störanfälligkeit zur Kontrolle des Ölstandes ist ebenfalls eine Schraube oder ein Ölschauglas, dessen Gewindeunterkante in der Höhe des Ölspiegels liegt. Zum Ablassen des Öls dient eine Schraube an der tiefsten Stelle des Gehäuseinnenraumes. Zur einwandfreien Ölabdichtung ist die fertigungstechnisch etwas aufwändigere Herstellung von Sackbohrungen für die Flanschbefestigungsschrauben und die Ringschraube vorzuziehen, da Durchgangsgewinde mit Verbindung zum Ölraum wegen <?page no="212"?> 202 des Gewindespiels nicht dicht sind. Dichtflächen, die Kräfte übertragen müssen, sind als runde Flansche mit Zentrierrand in der Regel leichter zu dichten als unrunde, ebene Flächen, die besonders bei Ölfüllung sehr gut versteift und sorgfältig bearbeitet sein müssen. 19.2 Gehäuse-Werkstoffe für Sonderfälle Aluminium-Gehäuse: Das Block-Gehäuse einer Serien-Stirnradgetriebebaureihe besteht aus Aluminium, ein Vorteil, denn Gewicht verursacht Kosten - besonders wenn bei Bewegungsvorgängen das Getriebe mit transportiert werden muss. Weiter ist der Korrosionsschutz ein wichtiges Thema. Aluminium-Druckguss hat eine saubere, glatte Oberfläche mit einem natürlichen Korrosionsschutz und muss nicht unbedingt lackiert werden. Das schont die Umwelt. Aluminium liegt im Trend und das Aluminiumgehäuse ist stabiler sowie 60 % leichter als die vergleichbare Variante aus Grauguss. Aufgrund der sehr glatten Oberfläche sind die Getriebe in fast allen Branchen einsetzbar, so auch in Reinraumumgebungen, wie sie in der Lebensmittelindustrie zu finden sind. Das Bild zeigt das Block-Gehäuse als FE-Modell wobei in der Entwicklungsphase die Materialbelastung minimiert wurde. Block-Gehäuse als FE-Modell Mineralguss-Gehäuse: Beschrieben wird ein Stirnradgetriebe von dem im Rahmen eines Forschungsvorhabens ein Gehäuse aus Grauguss mit anderen, baugleichen Gehäusen aus verschiedenen Mineralgussausführungen verglichen wurden. <?page no="213"?> 203 Bei der Herstellung des Gehäuses wurde auf eine St-Armierung verzichtet. Die Fertigungsqualität des Mineralguss-Gehäuses war sowohl von der Maßhaltigkeit als auch von der Oberflächengüte zufrieden stellend. Die beiden Getriebeteile wurden mit 8 mm Bolzen, Durchmesser 12 mm, Werkstoff St 50K, einheitlich mit einem Anzugsmoment von 55 Nm durchgespannt. Geprüft wurde das Getriebe auf einem Getriebeprüfstand über 1.000 Betriebsstunden bei wechselnden Leistungsstufen und 1.800 U/ min Antriebsdrehzahl. Ergebnisse: Werden die Werte für das Getriebegehäuse aus GG mit 1 eingestuft, so ergeben sich für das Gehäuse aus Mineralguss folgende Werte: Statische Torsionsprüfung 2,3 Statische Biegeprüfung 3,1 Statische Verformung bei Lastaufbringung 0,76 Wärmegrenzleistung: Pg (Töl = 100 °C) des laufenden Getriebes: GG = 55 kW Mineralguss = 53 kW Geräuschdämpfungsverhalten: (d BA in 0,5 m Entfernung) GG = 83,5 Mineralguss = 79,8 Im Vergleich zu GG ist die Wärmeableitung von Mineralguss wesentlich geringer, so dass Mineralguss für Hochleistungsgetriebe ohne externe Kühlung nicht geeignet ist. Wird dagegen eine Verbesserung der Dämpfung und Steifigkeit angestrebt, so ist die Mineralguss-Ausführung für Transportgetriebe oder Kurzzeitläufer geeignet. Mineralguss-Getriebegehäuse <?page no="214"?> 204 19.2.1 Werkzeuge zur Bearbeitung von Getriebegehäusen Bedingt durch die Vielfalt der Einsatzgebiete von Getrieben und den resultierenden Eigenschaften und Anforderungen, ist auch die Gestaltung der Getriebegehäuse vielfältig. Das eingesetzte Material variiert von Aluminium- und Magnesiumdruckguss bis hin zu Grauguss und Sphäroguss. Eine Gemeinsamkeit der Gehäuse sind sicherlich die engen Toleranzen der Lagersitze und Aufnahmebohrungen für die Komponenten. Für die optimale Funktion des Getriebes sind neben genauen Durchmessern und Achsabständen, eng einzuhaltende Form- und Lagetoleranzen entscheidend, wie Koaxialität und Winkligkeit. Kombinationswerkzeuge Bei der Bearbeitung von Getriebegehäusen lassen sich mit Kombinationswerkzeugen die Gesamtbearbeitungszeiten drastisch reduzieren. Mehrere Operationen werden in nur einem Werkzeug zusammengefasst und so laufen Bearbeitungen nicht mehr sequentiell sondern parallel zueinander ab. Kosten werden eingespart und die Produktion erhöht. Bei einem durchschnittlichen Getriebegehäuse kommen beispielsweise zirka 33 Einzelwerkzeuge zum Einsatz. Das Verhältnis von Hauptzu Nebenzeit bei der Bearbeitung auf einem Bearbeitungszentrum liegt bei 30 % zu 70 %. In Kombinationswerkzeugen können beispielsweise bis zu 9 Einzeloperationen zusammengefasst werden, was die Nebenzeit deutlich reduziert. Ein weiterer Vorteil der Kombinationswerkzeugen sind erhöhte Qualitäten bei reduziertem Prüfaufwand. Die Genauigkeit liegt im Werkzeug und wird prozesssicher reproduziert. Insbesondere für große Bohrungsdurchmesser können Kombinationswerkzeuge auch in Leichtbauweise hergestellt werden, um so Werkzeuggewicht zu sparen und die vorgegebenen Grenzwerte der Spindel und der Spannsysteme nicht zu überschreiten. Werkzeugübersicht Quelle: Mapal <?page no="215"?> 205 Feste PKD-Werkzeuge zur Bearbeitung von Getriebegehäusen, Material AlSi9 Quelle: Mapal <?page no="216"?> 206 19.3 Radwerkstoffe Stirnräder Wesentlichen Einfluss auf die Abmessungen der Radsätze hat der Werkstoff. Für Räder und Ritzel von Stirnradgetrieben werden vorzugsweise legierte Einsatzstähle verwendet, mit denen ein kleines Leistungsvolumen erzielt wird. Schnecken und Schneckenräder Da die Schneckengetriebe zu den Wälz-Schraubgetrieben gehören, findet zwischen den Zahnflanken von Schnecke und Schneckenrad ein ständiges Gleiten statt. Daher können für einen Schneckentrieb nur Werkstoffe mit guten Gleiteigenschaften verwendet werden. Bei Leistungsgetrieben ist eine gehärtete Schnecke mit einer Rockwellhärte von zirka 60 RC zu verwenden, wobei die Zahnflanken der Schnecke unbedingt zu schleifen sind. Als Schneckenwerkstoff sind Einsatzstähle wie 16 Mn Cr 5 oder 20 Mo Cr 4 üblich. Kegelräder Aufgrund gestiegener Anforderungen in Bezug auf Drehzahl, Übertragungsgenauigkeit und Laufruhe ergibt sich zwingend die Notwendigkeit für Getriebeumlenkungen gehärtete, geschliffene zyklopalloid-verzahnte Kegelräder einzusetzen. Dazu stehen nach dem „HPG-S“-Verfahren (High-Power-Gear-Super) hergestellte Kegelräder zur Verfügung. Als Werkstoff wird für die Räder Einsatzstahl wie zum Beispiel 18Cr Ni Mo 7-8 DIN 1.6587 verwendet. 19.3.1 Werkstoffkonzepte für größere Bauteile Dem Getriebebau steht heute mit Einsatz-, Vergütungs- und Nitrierstählen eine Reihe von maßgeschneiderten Stählen zur Verfügung. Alle diese Stahlfamilien zeichnen sich dadurch aus, dass durch eine entsprechende Wärmebehandlung und/ oder entsprechende Oberflächenveredelung eine zusätzliche Anpassung der Gebrauchseigenschaften an spezielle Anforderungen erfolgen kann. Für die meisten Bauteile haben sich einsatzgehärtete Bauteile für Getriebeanwendungen bewährt, so dass die Einsatzstähle eine dominierende Rolle als Werkstoffe im Getriebebau einnehmen. Im Bereich Großgetriebebau - insbesondere bei immer größer werdenden Abmessungen - rückt eine höhere Beanspruchbarkeit in größerer Bauteiltiefe unterhalb der einsatzgehärteten Randschicht in den Blickwinkel. Daher besteht seitens des Großgetriebebaus der Wunsch nach einem Werkstoff mit höherer Kernhärte für bestimmte Getriebeanwendungen. Maßgeblich für solche Entwicklungen sind jedoch die Restriktionen bei den mechanischen Eigenschaften, da neben der Festigkeit im Großgetriebebau ebenfalls recht hohe Anforderungen an die Zähigkeit gestellt werden. <?page no="217"?> 207 Zielsetzung bei der Legierungsentwicklung muss sein, durch den Einsatz von härtbarkeitssteigernden Legierungselementen das Umwandlungsverhalten deutlich zu beeinflussen. Es wurden zwei mögliche Legierungskonzepte erprobt. Hierbei wurden zum einen (Konzept1) die Elemente Kohlenstoff Mangan und Molybdän gegenüber der Vorgabe der chemischen Zusammensetzung gemäß der DIN für den 18CrNiMo7-6 erhöht, und zum anderen der Nickelgehalt (Konzept2) deutlich angehoben. Bei der Betrachtung der mittels Jominy-Versuch erprobten Härtbarkeit zeigt sich, dass die Zielsetzung prinzipiell erreicht werden kann. Aufgrund der hohen Härtbarkeit wäre zusätzlich auch die Gasabschreckung größerer Bauteile problemlos durchführbar. Bei Prüfung der mechanischen Eigenschaften nach Blindhärtung wurde eine deutliche Steigerung der Festigkeit und Streckgrenze gegenüber dem 18CrNiMo7-6 bei gleicher Zähigkeit ermittelt. Das Konzept 3 basiert auf dem Werkstoffkonzept der MoCr Stähle, allerdings wurde der Molybdängehalt bei gleichzeitiger Erhöhung anderer härtbarkeitssteigernder Elemente etwa halbiert. Trotzdem zeigte das Legierungskonzept in der mechanischen Erprobung sehr gute Zähigkeitseigenschaften, was auf die Modifikation der Korngrößen durch die Zugabe von Mikrolegierungselementen zurückzuführen ist. Härtbarkeit neuer Einsatz-Stahlkonzepte im Vergleich zum Streuband des Werkstoffes 18CrNiMo7-6 <?page no="218"?> 208 19.4 Verzahnungs-Fertigung Stirnräder Die Formgebung der Radkörper in ihren Außenkonturen ist von der erforderlichen Zahnbreite und dem errechneten Kopfkreisdurchmesser abhängig und die Form der Nabe vom Wellendurchmesser und der Nabenlänge, die sich durch die erforderliche Passfederlänge ergibt. Als Fertigungsverfahren für die Radkörper sind Drehen aus zylindrischen Stangenabschnitten oder vorgeschmiedeter Teile üblich. Die Wahl des geeigneten Verfahrens richtet sich nach der Stückzahl der zu fertigenden Teile. Da beim Schmieden die relativ hohen Gesenkkosten auf die zu einem gemeinsamen Rohling zusammengefassten Teile umgeschlagen werden müssen, sind erst große Serienstückzahlen wirtschaftlich. Zylinderschnecken Die Methode der Schneckenherstellung auf der konventionellen Spitzendrehbank mit dem Drehmeißel ist sehr zeitraubend und daher für eine Massenherstellung unwirtschaftlich. Gute Ergebnisse bringen NC-Drehmaschinen jüngster Entwicklung Rüstet man eine Drehmaschine mit einem Wirbelgerät aus, so gehen die Fertigungszeiten auf einen Bruchteil der ursprünglichen Zeiten zurück und es wird eine hohe Oberflächengüte erzielt. Die Steigungsgenauigkeit einer gewirbelten Schnecke hängt von der Leitspindelanlage der Drehmaschine ab. Wird der mittlere Steigungswinkel m > 15°, so müssen die Stähle korrigiert werden. Schnecken mit einem mittleren Steigungswinkel > 20° werden meist nicht mehr gewirbelt. Bei der Schneckenfertigung auf einer Wälzfräsmaschine mit Hilfe eines Schälrades (Schneidrad) spricht man von „Schälen“ der Schnecken. Hierbei sind die Achsen von Schälrad und zu fertigender Schnecke gekreuzt wie die von Schnecke und Schneckenrad. Im Schälverfahren können ein- und mehrgängige Schnecken bis zu einem mittleren Steigungswinkel von m ~ 15° hergestellt werden; die Wälzfräsmaschine muss jedoch mit einem Tangential-Spindelstock ausgerüstet sein. Auf Schneckenfräsmaschinen werden die Schnecken im Einzelteilverfahren gefräst. Man ist bei diesem Verfahren nicht an einen bestimmten mittleren Steigungswinkel m gebunden; es können somit Schnecken mit sehr großem Steigungswinkel und daher mit extrem hohem Wirkungsgrad hergestellt werden. Die in Bezug auf die Qualität optimale Bearbeitungsmethode ist die Herstellung auf der Schneckenfräsmaschine mit anschließendem Härten und Schleifen. Das Schleifen der gehärteten Zahnflanken ist eine aufwändige und teure Arbeitsmethode, die aber durch andere Verfahren im Hinblick auf Genauigkeit von Steigung und Flankenform sowie Oberflächengüte nicht zu überbieten ist. Für untergeordnete Zwecke werden zuweilen kalt gewalzte (gerollte) Zylinderschnecken eingesetzt, die jedoch wegen geringerer Tragfähigkeit gegenüber den gehärteten und geschliffenen Schnecken größer zu dimensionieren sind. <?page no="219"?> 209 Schneckengetriebemotor mit Stirnradstufe Globoid-Schneckenräder Die Schneckenräder werden im Wälzfräsverfahren gefertigt. Hierbei besitzt das unkorrigierte Fräswerkzeug im Auslegungszustand die Maße der entsprechenden Schneckenverzahnung, lediglich ist der Kopfkreisdurchmesser beim Fräser um das Kopfspiel größer. Bei Fräsern, die zur Tragbildbegrenzung im Durchmesser korrigiert sind, weichen Erzeugungs-Achsabstand und Getriebe-Achsabstand voneinander ab, wie auch je nach Fräserart bei verschiedenen Nachschliffzuständen. Zahndicke und Zahnlücke ist beim Schneckenrad gleich. Um das für den Lauf erforderliche Flankenspiel zu erhalten, wird bei der Schnecke die Zahndicke um den Betrag des Flankenspiels verringert. Eine weitere Möglichkeit für die Herstellung von Schneckenrädern bietet das Schlagmesser. Es entspricht einem Wälzfräser mit nur einem Zahn. Eine Fertigung mit dem Schlagmesser ist für eine Massenherstellung unwirtschaftlich und wird daher heute nur noch bei Sonderanfertigung angewendet. Kegelradverzahnung Wie bei der Zylinderraderzeugung das Bezugsprofil in Form einer Zahnstange gedanklich mit Rad und Ritzel abgewälzt werden kann, wälzt bei der Kegelraderzeugung das so genannte Planrad beziehungsweise Erzeugungsrad mit dem Kegelrad und -ritzel ab. Beim Wälzfräsen auf der Werkzeugmaschine kämmt das zu fertigende Werkrad mit dem Planrad wie ein Getriebe, wobei die Hüllflächen der Werkzeugbahnen die Flanken des Planrades darstellen Sieht man von gerad- oder schrägverzahnten Kegelrädern ab, die hier nicht weiter besprochen werden, kommen als Flankenlinien je nach Werkzeug und Maschinenkinematik Kreisbögen, Evolventen oder Zykloiden am häufigsten vor. Diese Spiral- <?page no="220"?> 210 oder Bogenverzahnungen ergeben ein günstiges Eingriffs- und Geräuschverhalten bei hoher Festigkeit, kleiner Verlagerungsempfindlichkeit und wirtschaftlicher Fertigung. der Kinematik in Rüstaufwand, Zerspanungsleistung und Werkzeugkosten unterscheiden. Das Gleason-Verfahren mit zahlreichen Varianten erzeugt durch Messerköpfe mit auf einem Kreis angeordneten Messern kreisbogenförmige Flankenlinien durch Einstechen beziehungsweise Einstechen und Wälzen. Das Oerlikonverfahren mit 2 Varianten beziehungsweise das Klingelnberg Zyklopalloid-Verfahren verwendet dagegen Messerköpfe mit spiralförmig angeordneten Messergruppen. In der Öffnung zwischen Anfang und Ende der Spiralsegmente greift der Messerkopf in einem kontinuierlichen Vorgang in die nächste Zahnlücke des zu spanenden Kegelrades. Diese Verfahren unterscheiden sich geringfügig in der Lage von Werkzeugspuren und Getriebeeingriff, wobei der zweiteilig ineinander geschachtelte Klingelnberg-Messerkopf zur Erzeugung der Zahnbreitenballigkeit eine Besonderheit darstellt. Im ebenfalls kontinuierlichen Klingelnberg-Palloid-Verfahren schließlich wird ein tannenbaumförmiger Messerkopf verwendet, wodurch sich bei komplizierter Radkörpergeometrie (vorstehende Naben) Werkzeugkollisionen vermeiden lassen. Die Flankenlinien sind evolventenförmig und begünstigen eine Verlagerungsunempfindlichkeit des Getriebes. Nach der spanenden Bearbeitung werden die Räder und Ritzel gehärtet und paarweise geläppt. Das Verzahnungsschleifen, das mit Topf- oder Fingersteinen als Feinbearbeitung relativ aufwändig durchgeführt wird ist nur bei höchsten Anforderungen von Hochleistungsgetrieben erforderlich. Bei Kegelrädern von Getriebemotoren entfällt dieser Aufwand. Bei den niedrigen Umfangsgeschwindigkeiten in der zweiten Stufe der Getriebemotoren ist keine merkliche Verbesserung zu erreichen, wie dies beispielsweise in speziellen Hubschraubergetrieben der Fall ist. Die beim Läppen gepaarten Radsätze werden mit dem so genannten Einbaumaß signiert und bleiben dann bis zur Montage zusammen. Für untergeordnete Fahrzeuggetriebe werden mitunter fertig geschmiedete Kegelräder mit Erfolg eingesetzt, deren Gesamtgeometrie man aus der Rechnersimulation der Fräsmaschinenkinematik und der rechnerischen Vorausbestimmung der Systematischen Härteverzüge gewinnt. Sehr gute Verzahnungsqualitäten bei großem Modul erzielt man durch Hartmetall- Wälzfräsen nach dem Härten. <?page no="221"?> 211 Anforderungsprofil - Fräskopf (Großverzahnungen) Quelle: Liebherr Fräsköpfe für Außen- und Innenverzahnungen Quelle: Liebherr <?page no="222"?> 212 Festigkeitswerte gebräuchlicher Zahnräderwerkstoffe <?page no="223"?> 213 19.5 Verzahnungsschleifen Übersicht verschiedener Verzahnungsschleifarten Beispiele für Verzahnungschleifarten Quelle: Reishauer <?page no="224"?> 214 19.5.1 Wälz- und Profilschleifen mit abrichtbaren Werkzeugen Die Einführung von Sinterkorund, auch Sinter-Gel-Korund (SG-Korund) genannt, eröffnet dem Wälz- und Profilschleifen mit abrichtbaren Werkzeugen einen Vorstoß in eine Leistungsdimension, die der des CBN-Schleifens kaum nachsteht. Das SG-Korund bildet einen Verbund von mikrokristallinem Korund (Korngröße < 1 μm) und makrokristallinem Edelkorund. Bei der richtigen Auslegung des Schleifprozesses, mit entsprechend abgestimmten Bearbeitungsparametern, sorgt die Splitterfreudigkeit des mikrokristallinen Korunds für eine optimale Selbstschärfung während des Zerspanungsprozesses und damit für eine hohe Zerspanleistung. Die Sinterkorundwerkzeuge lassen je nach Spezifikation eine maximale Schnittgeschwindigkeit von V max = 63 oder sogar von 80 m/ s zu. Die jeweils anwendbaren Vorschübe werden durch Modul, Zähnezahl und Gangzahl bestimmt. Das Wälzschleifen mit einer Monoschnecke aus SG-Korund zeichnet sich durch hohe Wirtschaftlichkeit aus und empfiehlt sich für den Einsatz in der Großserienfertigung. Der Profilbereich definiert sich durch das Modul und den Eingriffswinkel der Schnecke sowie durch die Erzeugungsprofilverschiebung der Verzahnung. Somit ergibt sich über die gesamte Lebensdauer ein im Ganzen nutzbarer Bereich der Schleifschnecke. Abrichten von Schleifwerkzeugen Allgemein versteht man unter Abrichten, das Profilieren und Schärfen von Schleifwerkzeugen. Das für den Abrichtvorgang einzusetzende Abrichtwerkzeug wird durch das Schleifverfahren vorgegeben. So werden zum Abrichten von Profilschleifscheiben zumeist diamantbesetzte Formrollen, zum Abrichten einer Schleifschnecke Diamantabrichtscheibensätze oder Diamantprofilrollen verwendet. Bei verschiedenen Schleifmaschinen wurde die Abrichteinrichtung in die Maschine integriert. Für hohe Flexibilität sorgen dabei beide NC-Achsen der Abrichteinheit. Mit der C-Achse kann der Anstellwinkel des Abrichtwerkzeuges (+/ - 7,5°) eingestellt werden. So kann der Eingriffswinkel optimiert werden, beziehungsweise eine gezielte Verschränkung entlang der Schleifschneckenachse vorgenommen werden. Die Drehrichtung und die Drehzahl (+/ - 5.000 U/ min) werden über die B-Achse geregelt. Durch diese freie Einstellung des Geschwindigkeitsverhältnisses zwischen Schleifschnecke und Abrichtscheibe können die Wirkrauhtiefe und damit die Schleifeigenschaft der Schnecke (neben Kornmaterial, Scheibenstruktur und so weiter)bestimmt werden. Abrichtprinzip mit einer Diamantprofilrolle Über die wählbare Drehrichtung kann die Schleifschnecke im Gleich- oder Gegenlauf abgerichtet werden. Das Gleichlaufabrichten wird in der Regel bevorzugt, da hier bessere Schleifeigenschaften erzeugt werden. <?page no="225"?> 215 Abrichtprinzip mit einer Diamantprofilrolle Abrichten mit Scheiben und Profilrollen <?page no="226"?> 216 Wälzschleifen und Profilschleifen bei Großverzahnungen Quelle: Kapp / Niles Verschränkungsfreies Schleifen im Diagonalverfahren Zur Reduzierung von Geräuschen sowie der Optimierung von Lebensdauer und Tragfähigkeit von Zahnradgetrieben kann es erforderlich sein, die Flankengeometrie individuell hinsichtlich Richtung und Profilform korrigieren zu müssen. So wird zum Beispiel, um eine Breitenballigkeit zu erzeugen, üblicherweise eine kombinierte Radial-Axial-Bewegung, das heißt eine Axialbewegung der Schleifschnecke zur Werkradstirnfläche durchgeführt. Dadurch liegen die Eingriffsebenen zwischen der Schleifschnecke und dem Werkrad zur Werkradstirnfläche gekreuzt und es entstehen Verzerrungen über der Verzahnbreite. Ein Patent von Liebherr ermöglicht es, die gewünschte Korrektur ohne Verzerrung zu erzeugen. Hierbei wird über dem Zahnprofil der Schleifschnecke an der linken und rechten Flanke der Eingriffswinkel verändert, wobei die Änderung der Rechts- und Linksflanke gegensinnig verläuft. Das Verfahren kann sowohl bei CBNals auch bei Korund-Schleifschnecken angewandt werden. Hier hat das Wälzschleifen mit Korund-Schleifschnecken gegenüber dem Schleifen mit CBN-Werkzeugen einen deutlichen Vorteil. Durch das Abrichten kann auf Änderungen bei den gewünschten Korrekturen und bei der Optimierung des Schleifprozesses schneller, flexibler und kostengünstiger reagiert werden. <?page no="227"?> 217 Quelle: Liebherr Maschinenbaugruppen: A1- Schwenkbewegung Werkzeug B1- Drehbewegung Werkzeug B3- Drehbewegung Abrichtwerkzeug C2- Drehbewegung Werkstück C3- Drehbewegung Ringlader C5- Anstellwinkel Abrichtwerkzeug V1- Tangentialbewegung Werkzeug X1- Radialbewegung Ständerschlitten Z1- Axialbewegung Werkzeug Z4- Vertikalbewegung Gegenhalter <?page no="228"?> 218 19.5.2 CBN-Schleifen Das mit Abstand leistungsfähigste Zahnrad-Schleifverfahren ist das CBN-Wälzschleifen. Der kontinuierliche Ablauf der Schleifschnecke mit dem Zahnrad vermeidet weitgehend unproduktive Nebenzeiten. CBN ermöglicht Schnittgeschwindigkeiten von mehr als 70 m/ s. Diese werden bei kleinem Werkzeugdurchmesser (140 mm) durch hohe Drehzahlen (bis 12.000 U/ min) erzeugt, woraus sehr kurze Bearbeitungszeiten resultieren. Je nach Aufmaß werden unterschiedliche Werkzeug- Ausführungen verwendet. Die Standard-Version ist die Kombination einer Schruppschnecke mit grobem Korn (B 251) für einen Materialabtrag von zirka 0,12 mm/ Flanke und einer Schlichtschnecke mit feinem Korn (B 91) für hohe Genauigkeit bei einem Abtrag von zirka 0,03 mm/ Flanke. Daneben sind insbesondere bei kleineren Moduln (< 2 mm) so genannte Mono-Werkzeuge mit einer durchgehenden einheitlichen Beschichtung (B 91 … B 151) im Einsatz. Sie ermöglichen einen großen Shiftbereich, das heißt eine sehr große Standzeit. Allerdings muss bei Aufmaßen über 0,08 mm/ Flanke ein zusätzlicher Schruppschnitt durchgeführt werden. Die wirtschaftlichste Anwendung des CBN-Wälzschleifens liegt im Modulbereich 1..5 mm bei Zähnezahlen 20 … 100. Kleine Zähnezahlen ergeben ungünstige Wälz- Verhältnisse, wodurch Standzeit Einbußen entstehen. Module über 5 mm reduzieren, geometrisch bedingt, den verfügbaren Shiftbereich erheblich. Die Leistungsfähigkeit wird durch mehrgängige Schleifschnecken weiter gesteigert. Dabei kann als Faustregel gelten: Zirka 20 Zähne/ Gang, das heißt beispielsweise: ein Zahnrad mit 70 Zähnen lässt sich 3bis 4-gängig bearbeiten. Das Wälzschleifen zeichnet sich durch eine sehr gute Teilungs-Genauigkeit aus. Infolge der Profilausbildung durch Wälzen entsteht jedoch eine spezifische Profil- Welligkeit von zirka 2..3 μm. Diese resultiert aus Abweichungen des Werkzeugs und Abweichungen der wälzgekoppelten Maschinenachse. Dabei ist zu unterscheiden zwischen Rauheit und Welligkeit. Die Rauheit hängt von der CBN-Beschichtung ab und beträgt zirka 3..4 μm R z . Beim Diagonalschleifen, dem standzeitoptimierten Einsatz einer Schleifschnecke, ergibt sich auch eine entsprechende geringe Welligkeit in der Flankenlinie. Sehr positiv muss vermerkt werden, dass die thermische Beeinflussung des Werkstücks äußerst gering ist. Bei einer Drehzahl von 10.000 U/ min ergibt sich bei einem 1-gängigen Werkzeug eine Kontaktzeit von weniger als 2 Tausendstel (! ) Sekunden, was thermodynamisch sehr günstig ist. <?page no="229"?> 219 CBN-Wälzschleifmaschine <?page no="230"?> 220 CBN-Formschleifen Mit dem Formschleifen (Profilschleifen) werden die höchsten Verzahnungsgenauigkeiten erzielt, da die Zahnflanken im Wesentlichen nur durch das Profil der Schleifscheibe bestimmt werden. CBN-Formscheiben weisen eine hohe Profilgenauigkeit bei gleichzeitig hoher Standzeit auf, das heißt sie liefern eine hohe Dauergenauigkeit. DIN-Qualitäten der Klasse 2 bis 3 sind durchaus erreichbar. Daneben lassen sich wälztechnisch ungünstige Verzahnungen, große Moduln, kleine Zähnezahlen und auch nicht wälzfähige Profile wirtschaftlich bearbeiten. Somit stellt das CBN-Formschleifen eine gute Ergänzung zum CBN-Wälzschleifen dar. Werkstücke mit großer Zähnezahl verursachen mit dem Weiterteilen Nebenzeiten, die der hohen Schleifleistung entgegenstehen. Der optimale Einsatzbereich für das CBN-Formschleifen liegt bei mittleren bis großen Moduln (2 … 7,5 mm) und Zähnezahlen von 7 bis 50. Beim Formschleifen lassen sich jedoch wegen der symmetrischen Geometrie des Werkzeuges sehr hohe Drehzahlen erzielen, was dem CBN entgegenkommt, das durchaus Schnittgeschwindigkeiten bis 300 m/ s (fast Schallgeschwindigkeit) zulässt. Mit modernen Schleifmaschinen werden die Nebenzeiten stark reduziert, gleichzeitig lassen sich über ausgefeilte Teilungsstrategien temperaturbedingte Nachteile des Formschleifens vermeiden. Formwerkzeuge eignen sich wegen ihrer schmalen Bauart zum Einsatz in Werkzeugsätzen, sei es für Schruppen und Schlichten oder für die Bearbeitung von 2 verschiedenen Verzahnungen in einer Aufspannung. Darüber hinaus können bei komplexen Werkstücken mit begrenztem Auslauf die Werkzeugdurchmesser bis auf 50 mm verringert werden. Hervorragende Merkmale, formgeschliffener Verzahnungen gegenüber wälzgeschliffenen ist ihr geräuscharmer Lauf. Der diskontinuierliche Teilungsprozess führt zu keiner regenerativen Geräuschanregung. Fertigungsbedingte Welligkeiten sind nicht vorhanden. CBN-Kombinations-Schleifen Beide vorgestellte CBN-Schleifverfahren haben spezifische Stärken. Es bietet sich an, diese in einem Prozess zu bündeln. Dies bedeutet zum Beispiel Schruppen bei höchster Leistung mit der CBN-Schnecke mit anschließendem Schlichten mit CBN- Form-Scheiben. Resultat: kurze Bearbeitungszeit und beste Verzahnungsqualität. <?page no="231"?> 221 Neben der Einsparung an Bearbeitungszeit und der Verbesserung der Verzahnungsqualität ergibt sich ein weiterer Vorteil: die Schruppschnecke kann deutlich länger gestaltet werden, was sich insbesondere auf einen größeren Shiftweg und damit auf längere Standzeit auswirkt. Dies ist bei dem hohem Werkzeug-Investment von CBN- Schleifschnecken ein deutlicher wirtschaftlicher Vorteil, gerade bei größeren Moduln. Für große Moduln gibt es zwei Gründe, die den möglichen Shiftweg beziehungsweise die Werkzeugstandzeit negativ beeinflussen: 1. Mit größerem Modul und entsprechend größerer Zahnhöhe steigt der Eingriffsbereich an, das heißt die Arbeitsbreite auf der Schleifschnecke. Dementsprechend reduziert sich der verfügbare Shiftbereich. 2. Mit größerem Modul, das heißt größerer Steigung ergibt sich eine kleinere Beschichtungsfläche im Shiftbereich (weniger Windungen der Schnecke). Leistungs-Nachweis Es sind aber auch andere Kombinationen möglich: zum Beispiel Wälz/ Wälz-Schleifen von Verzahnung A und Wälz/ Form-Schleifen von Verzahnung B in einer Aufspannung oder Wälz/ Wälz-Schruppen mit einer Schnecke und anschließendes Formschleifen mit 2 CBN-Formscheiben bei der Bearbeitung von 2 Verzahnungen mit gleichem Modul. In der Kombination der beiden Verfahren liegt ein hohes Leistungspotential. Die zeitliche Leistungseinbuße bei der Kombi-Bearbeitung gegenüber Wälzschleifen wird durch den wirtschaftlichen Gewinn mehr als ausgeglichen. Die technische Lösung Die technischen Voraussetzungen müssen natürlich auch von der Verzahnungs- Schleifmaschine erfüllt werden. Dies bedeutet zunächst: Bereitstellung von Drehzahl an der Werkzeugspindel. Bei CBN und Werkzeug-Durchmesser 140 mm werden 12.000 U/ min gefordert. Danach müssen für das Formschleifen hohe Vorschub- Geschwindigkeiten vorgehalten werden (6..12 m/ min), um entsprechende Zerspanleistungen umzusetzen. Schließlich werden hohe Tischdrehzahlen (bis zu 800 U/ min) für das mehrgängige CBN-Wälzschleifen benötigt. Auch das schnelle Teilen beim CBN-Formschleifen erfordert eine schnelle und präzise Tischbewegung. <?page no="232"?> 222 Maschinenbeispiel Quelle: Kapp & Niles <?page no="233"?> 223 19.6 Verzahnungshonen Das Verzahnungshonen bietet aufgrund der geringen Bearbeitungszeiten und den niedrigen Werkzeugkosten pro Werkstück die Möglichkeit einer wirtschaftlichen Hartfeinbearbeitung von Zahnrädern in der industriellen Serienfertigung. Darüber hinaus wird bei Verzahnungshonen durch die kinematischen und geometrischen Kontaktbedingungen eine geräuschgünstige Oberflächenstruktur erzeugt, hohe Druckeigenspannungen in die Bauteilrandzone induziert sowie das Risiko einer thermischen Gefügeschädigung vollständig vermieden. Dadurch bieten gehonte Zahnräder im Einsatz wesentliche Vorteile bezüglich Geräuschverhalten und Lebensdauer gegenüber Zahnrädern, die mit anderen Feinbearbeitungsverfahren gefertigt wurden. Grundlagen des Verzahnungshonens Quelle: WZL Aachen Bisherige Forschungsaktivitäten haben dazu geführt, dass gerade kleinere Verzahnungen, die unter anderem in Automobilgetrieben eingesetzt werden, mittels Verzahnungshonen prozesssicher bearbeitbar sind. Im Gegensatz dazu treten beim Verzahnungshonen größerer Zahnräder mit einem Durchmesser von 150 bis 280 mm teilweise Schwierigkeiten auf, die eine prozesssichere Fertigung dieser Zahnräder erschweren. Untersuchungen ergaben, dass die geforderte Verzahnungsqualität unabhängig von den eingestellten Prozessparametern erreicht werden konnte. Die Verzahnungsabweichungen der Vorbearbeitung konnten unabhängig von der Größe reduziert werden. Des Weiteren konnte festgestellt werden, dass eine Drehzahlvariation bei konstanter Zustellung pro Umdrehung keinen signifikanten Einfluss auf die Oberflächengüte hat. Jedoch konnte durch eine Achskreuzwinkelerhöhung die Oberflächenrauheit aufgrund der zunehmenden Anzahl von Korneingriffen je Flächenelement reduziert werden. <?page no="234"?> 224 Die Eigenspannungstiefenverläufe vor und nach der Bearbeitung zeigen, dass durch die Kombination von Kugelstrahlen und Verzahnungshonen die maximalen Druckeigenspannungen direkt am Bauteilrand vorliegen. Bedingt durch das vorherige Kugelstrahlen konnten erhöhte Druckeigenspannungswerte noch bis zu einer Tiefe von a B = 40 μm ermittelt werden. Aus den Stromwerten konnte entnommen werden, dass mit zunehmender Schnittgeschwindigkeit bei konstanter Zustellung pro Umdrehung die benötigte Antriebsleistung der Maschine reduziert wird. Dies lässt vermuten, dass auch die mechanische Belastung an den Schneidkörpern kleiner wird. Durch einen steigenden Achskreuzwinkel steigt zwar einerseits die Belastung der Maschinenachsen aufgrund der größer werdenden Überdeckung, andererseits ist mit einer reduzierten Belastung der Schneidkörper zu rechnen, da sich zum einen die höhere Kraft auch auf mehr Körnern verteilt und zum anderen die Korneindringbahn flacher wird. Insgesamt gesehen ergeben sich bei der Bearbeitung eines betrachteten Werkstückes mit einem Außendurchmesser von d = 186 mm keine signifikanten Probleme, die die Fertigung unter Einbehaltung der geforderten Qualität erschweren. Bei der Bearbeitung dieses großen Zahnrades sollte auch aus wirtschaftlichen Gründen eine Bearbeitung mit großer Schnittgeschwindigkeit durch hohe Drehzahl gewählt werden. Zur Erzielung einer besseren Oberflächengüte und einer höheren Teileausbringung sind große Achskreuzwinkel empfehlenswert .Diese führen jedoch zu einem größeren Leistungsbedarf der Maschine. In zukünftigen Untersuchungen müssen großmodulige Werkstücke gehont werden, um die Grenzen und Herausforderungen bezüglich der Honbarkeit von Verzahnungen zu erkennen und gegebenenfalls zu beseitigen. Oszillierende Super-Finishwerkzeuge Quelle: Nagel <?page no="235"?> 225 Rotierende Super-Finishwerkzeuge Quelle: Nagel Beispiel für das Superfinishen eines Schaltrades Quelle: Nagel <?page no="236"?> 226 20 Pulvermetall- und beschichtete Getriebeteile 20.1 Pulvermetall Viele metallurgische Bauteile werden heute genau mit den gewünschten Eigenschaften hergestellt. Spezielle Pulver-Legierungen machen die Produktion inzwischen auch wirtschaftlich. Die Mikrostruktur des Werkstoffes Pulvermetall lässt genau definierte Eigenschaften zu. Es werden die Festigkeit, das Ausdehnungsverhalten, die Porosität, der Magnetismus sowie die extreme Härte erreicht, wie sie die Anwendung erfordert. Der Automobilhersteller BMW erzielt heute, dank einer Evolution bei den Einlassventilen, Spriteinsparungen von etwa 10 % bei gleichzeitiger Leistungssteigerung der Motoren. Ein wesentlicher Grund dafür ist der Einsatz verbesserter Werkstoffe. Die von Schunk Sintermetalltechnik entwickelte Lösung besteht darin, ein hochpräzises Sintermetallbauteil durch mehrere Wärmebehandlungen und eine spezielle Oberflächenbeschichtung zu qualifizieren. Dadurch gelang es, sowohl die Festigkeit als auch die Flächenbelastbarkeit des pulvermetallurgisch erzeugten Bauteils, hochzuhalten. Eine entscheidende Rolle spielte aber auch die Werkzeugtechnik, galt es doch, die geforderten sehr engen Toleranzen prozessfähig ohne mechanische Nacharbeit einhalten zu können. Pulvermetallurgisch erzeugte Präzisionsbauteile <?page no="237"?> 227 Hightech-Ofenprozess Der von BT Magnet-Technologie, Herne, eingesetzte Hochtemperatur-Behandlungsprozess erspart den sonst üblichen zweiten Durchlauf bei der Herstellung hochdichter Teile. Grund dafür ist die Porosität konventionell hergestellter pulvermetallurgischer Teile: Beim Pressen verbleiben selbst bei größtem Druck immer noch Hohlräume, auch wenn diese durch das Sintern zu Poren mit abgerundeten Konturen umgewandelt werden. Während diese Porosität in manchen Fällen sogar gewünscht ist, ist sie bei mechanisch hoch beanspruchten Teilen von Nachteil. Hier ist eine Steigerung der Dichte und damit der Festigkeit durch einen zweiten Verdichtungs- und Sintervorgang erforderlich. Um diesen teuren Fertigungsschritt einzusparen, entwickelte man bei BT Magnet-Technologie ein innovatives Ofenkonzept, das eine gestufte Wärmebehandlung mit Hochtemperatursinterung bis 1300 °C, Aufkohlung, Schroffkühlung und anschließendem Anlassvorgang beinhaltet. Mit Hilfe dieses Konzepts lassen sich in nur einem Pressen- und Ofendurchlauf Materialeigenschaften erzielen, die sonst nur mit aufwändiger Zweifachpresstechnik dargestellt werden können. Zu den Paradebeispielen für die Vorteile dieser Technik gehört das Einspurritzel für Startermotoren. Diese sowohl mechanisch als auch bezüglich Verschleiß hoch beanspruchten Komponenten wurden traditionell als Kaltfließpressteile hergestellt. Darauf folgte noch eine Oberflächenhärtung durch Aufkohlung sowie eine mechanische Bearbeitung zur Erfüllung der hohen Präzisionsanforderungen. Die pulvermetallurgisch in nur einem Durchgang hergestellten Teile sind dagegen so präzise, dass die Bearbeitung entfallen kann. Nach Kundenangaben liegen die Kostenvorteile gegenüber konventionell durch Kaltfließpressen hergestellten Teilen bei rund 30 Prozent. Hochfest und Recyclebar Beim Sinterprozess oxidiert das legierte Chrom deshalb sofort und bildet feine Partikel aus Chromoxyd, was für die Härtbarkeit erforderliche Auflösung in den umgebenden Eisenteilchen verhindert. Deshalb musste bei pulvermetallurgisch erzeugten Stählen wesentlich teure Elemente wie Kupfer und Nickel eingesetzt werden. Hierzu kommt noch ein Recyclingproblem, denn Kupfer ist beispielsweise ein „metallurgisches Gift“. Den Durchbruch der eine Verwendung von Chrom ermöglicht, schafften die Entwickler in Zusammenarbeit mit Pulverlieferanten und Anlagenherstellern durch einen neuartigen Ofenprozess. Dessen Atmosphäre weist weniger als ein Zehntausendstel des sonst üblichen Sauerstoffgehalts auf. Verwendung finden die neuen chromlegierten Werkstoffe unter anderem als hoch beanspruchte Kettenräder in der Motorsteuerung und als Synchronteile in manuellen Schaltgetrieben. <?page no="238"?> 228 20.2 Beschichtungen Metallhaltige PVD (Physical Vapour Deposition) und PECVD (Plasma Enhanced Chemical Vapour Deposition) Kohlenstoffschichten auf Zahnrädern können deren Tragfähigkeit deutlich steigern, den Verschleiß senken und die Dauerfestigkeit erhöhen. PVD-Beschichtung: Metallisierung ermöglicht das Aufdampfen verschiedenster Materialien: Aluminium, Gold, Silber, Platin, Zinn, Nickel, Chrom, Kupfer und Oxyde. Dünne Schichten werden bereits in zahlreichen Bereichen angewandt, wie der Elektroindustrie, der Lichttechnik und in der Medizinaltechnik - überall dort, wo massive und teure Edelmetallteile durch beschichtete Komponenten ersetzt werden können. Die Funktion der Beschichtung kann unterschiedlichste Anforderungen erfüllen. So sind zum Beispiel Oberflächen als Oxydationsschutz, Kontaktstellen mit geringem Übergangswiderstand oder Haftschichten für anschließende Galvanikprozesse möglich. Mit PVD-beschichtete Materialien erreichen hervorragende Schichteigenschaften: dichte, homogene, duktile und haftfeste Schichten auch bei Zusammensetzungen, die mit herkömmlichen Methoden nicht realisiert werden können. Unterschiedlichste Materialkombinationen zwischen Substrat und Beschichtung, in Ein- oder Mehrschichtsystemen sowie sehr hohe Schichtqualitäten sind erreichbar. CVD/ PECVD-Beschichtung: Die chemische Gasphasenabscheidung (CVD-Chemical Vapour Deposition) nutzt zur Beschichtung chemische Reaktionen aus. Diese können auf dem Substrat (Werkstück, Bauteil) beziehungsweise in der Nähe seiner Oberfläche erfolgen. Das Schichtausgangsmaterial, das in Form einer leicht flüchtigen Verbindung vorliegt, wird eventuell gemeinsam mit den Reaktionspartnern, als Gasgemisch in die Dampfphase gebracht. Da die Beschichtungstemperaturen im Allgemeinen recht hoch sind (zirka 1.000 °C) schränkt dies die Schichtmaterialien als auch die Substratauswahl ein. Eine Beschichtung komplex geformter Bauteile (3D- Beschichtung) ist möglich. Beim plasmagestützten CVD-Verfahren (PECVD-Plasma Enhanced Chemical Vapour Deposition) wird die chemische Reaktion durch die Energieeinkopplung aus einem Plasma aktiviert. Dadurch können deutlich niedrigere Abscheidetemperaturen als beim CVD-Prozess erreicht und auch temperaturempfindliche Substrate wie Kunststoffe beschichtet werden. DLC-Schichten: Im Wesentlichen werden heute drei Klassen harte Kohlenstoffschichten unterschieden: Die geläufigste DLC-(Diamond like Carbon) sowie die MeC: CH- und ta: C- Schichten. Letztgenannte ist eine fast wasserstofffreie und mit hohem Diamantbindungsanteil (sp³) per Lichtbogenverfahren hergestellte Schicht. Sie besitzt das beste Ölbenetzungsverhalten unter den Kohlenstoffschichten. DLC-Schichten hingegen enthalten bis zu 20 At% Wasserstoff und haben inzwischen eine große Verbreitung in der Kfz- Industrie und im Maschinenbau gefunden. Gleiches gilt für die MeC: CH-Schichten. Bei diesen sind in einer harten, teils graphitisch-, teils diamantgebundenen Matrix nanometerkleine Metallcarbide eingebundenen Die bekanntesten sind die gesputteten a-C: H: W- Schichten und die im Lichtbogen abgeschiedenen chrom-, wolfram- und tantalhaltigen Kohlenstoffschichten. Letztere <?page no="239"?> 229 finden beispielsweise seit längerem Einsatz auf Schlepphebeln für Serien-Pkw und auf Pumpenzahnrädern in der Verarbeitung aggressiver Kunststoffe. Hier offenbaren sich die Vorteile der neuen PVD- und PECVD-Technologien. Um die Tragfähigkeit und das Korrosionsschutzverhalten weiter zu verbessern, werden die Schichten unter anderem mit nanodispergierten, 6 bis 8 μm starken Chrommatrix / Chromcarbidschichten „unterfüttert“. Diese so genannten nanodispergierten Chromschichten haben den Vorteil, dass sie durch die Mengenvariation an Chromcarbid- Nanopartikeln in Härte und Zähigkeit exakt eingestellt werden können. Zudem weisen sie aufgrund ihres niedrigen E-Moduls einen größeren Plastitätsindex auf als gängige Hartstoffschichten. Dies führt zu einer höheren Belastbarkeit des gesamten Schichtsystems. Im Bereich der Kfz-Schlepphebel liegen die Belastungsspitzen bei weit über 1.000 MPa. Phasendiagramm Cr-N: Über die Prozessführung wird unterschiedliches Chromnitrid eingestellt <?page no="240"?> 230 Chromnitrid: Haupteinsatzgebiet in der Dünnschicht-Technologie Auch wenn es inzwischen viele erfolgreich eingeführte Schichtsysteme gibt, beispielsweise CrN, CrCN, (Cr,W)N, (Cr,Al)N, NbN-CrN, TiN, TiCN, (Ti,Al)N; kristalliner Diamant oder V2O5, stellen heute Chromnitrid-Schichten die Zugpferde unter den PVD-Schichten dar. Doch Chromnitrid ist nicht gleich Chromnitrid. Für die tribologischen und korrosionsschützenden Anwendungen sind im Cr-N-Phasendiagramm die Phasen „Cr 2 N“ mit einer vergleichsweise weiten Phasenbreite von knapp 4 At % Stickstoff (29 bis 33 At %) sowie „CrN“ mit 49,5 bis 50 At % Stickstoff zu unterscheiden. Für tribologische Anwendungen sollten die Schichten auf die Cr 2 N-Phase eingestellt werden. Die Einstellung der hierzu erforderlichen Schichtstöchiometrie hängt empfindlich von den Restgasen in der Vakuumanlage ab. Großtechnisch hat sich inzwischen über mehr als eineinhalb Jahrzehnte die Beschichtung in getakteten Durchlaufanlagen bewährt. Die neueste Generation derartiger Serien-Großanlagen steht in Lübeck. In ihr werden täglich bis zu 50.000 Wellen (d = 10 mm und i = 100 mm) mit 5 bis 6 μm dicken Chrom(2)-Nitrid-Schichten beschichtet. Hiermit ist auch ein Durchbruch in der hochqualitativen PVD-PECVD-Massenbeschichtung erfolgt. Bereits in den Vorläuferanlagen werden seit sieben Jahren mehr als 30 Millionen Ventiltriebteile pro Jahr für die Kfz-Industrie mit Schichtdicken bis zu 16 μm unter „Zero defect“- Bedingungen beschichtet. Zukünftige Beschichtungen Die industrielle Anwendung der plasma- und ionengestützten Technologien beschränkt sich aber nicht nur auf tribologische Anwendungen: Die größten Umsatzpotentiale liegen in der Beschichtung von Fensterglas für Architekturanwendungen , in der gegenwärtigen exponentiell wachsenden Aufbringung transparenter, elektrisch leitender Schichten (zum Beispiel ITO, ZnO: Al) sowie der Chalkogenidhalbleiter oder der Tandem-Siliziumschichten für die Photovoltaik. Eine inzwischen ebenfalls erfolgreich angewandte Applikation sind Katalyseschichten für Motoren zur Vermeidung von Rußablagerungen auf den Motorkomponenten, insbesondere für den Pflanzenölbetrieb. Besonders im Bereich der Katalyseschichten eröffnen sich mit diesen Hochvakuumtechnik hervorragende Möglichkeiten, weil mit ihnen sequentiell poröse Kohlenstoffschichten in Abwechslung mit Platin-Nanopartikeln abgeschieden werden können. Hiermit lässt sich der Platineinsatz für Brennstoffzellen im Vergleich zu herkömmlichen Verfahren bei gleicher Leistungsfähigkeit noch einmal halbieren. 20.3 PVD-Beschichtung als konstruktives Element In Extrusionsmaschinen sorgen die zum Teil extremen Abtriebsdrehmomente für hohe Dauerbelastungen der Getriebe. Die Anforderungen an Leistungskraft, Wirkungsgrad, Funktionssicherheit steigen daher zunehmend. Vor diesem Hintergrund griff Koellmann-Gear Wuppertal, bei der Auslegung von Ein- Schnecken-Extrudergetrieben zur Kohlenstoffschicht „BALINIT C“ von Oerlikon Balzers Bingen, als konstruktivem Element. Beschichtet wurden die Zahnflanken von Ritzelwellen und Zahnrädern der hoch belasteten Abtriebsstufe. Jeweils zwei oder <?page no="241"?> 231 drei Paare dieser Komponenten aus einsatzgehärteten Stählen (18CrNiMo7-6) treiben das Getriebe an. Bereits in die Konstruktionsplanung gingen die Erkenntnisse einer Langzeitstudie ein, die eine mögliche Steigerung der Leistungsdichte an Getrieben durch die Anwendung von modernen PVD (Physikal Vapor Deposition)-Beschichtungen untersucht. Bei den untersuchten Schichten handelte es sich um zwei metall- und wasserstoffhaltige Kohlenstoffschichten (a-C: H: W), eine davon war BALANIT C. Diese Schicht wird auch unter der Bezeichnung WC/ C geführt, da Wolframkarbid als metallischer Anteil zum Einsatz kommt. In der Studie wurden die Schichten unter anderem in Modellversuchen charakterisiert, die Schichtveränderungen an den Zahnrädern der Zahnradlaufversuche wurden versuchsbegleitend dokumentiert. Im folgenden eine Auswahl an Ergebnissen eines Teilprojekts (393 / 1+2 - FVA- Heft 752, 2005), die Einfluss auf die Auslegung des Getriebes bei Koellmann-Gear hatte: Sowohl die Grübchenlebensdauer im Zeitfestigkeitsgebiet als auch die Grübchendauerfestigkeit lassen sich steigern. Im Zeitfestigkeitsgebiet kommt es zu einer Steigerung der Grübchenlebensdauer um den Faktor 2 bis 3. Dies gilt im Vergleich der beschichteten gegenüber der unbeschichteten Paarung. Die ermittelten und in die DIN 3990 eingeordneten Grübchendauerfestigkeiten betragen für die unbeschichtete Versuchs-Variante … (Hertz‘sche Pressung im Wälzpunkt) = 1.300 N/ mm² und für die Variante mit der Schicht WC/ C … = 1.675 N/ mm². Die Versuche wurden am FZG- Verspannungsprüfstand mit der Cmod-Verzahnung und Öl-Einspritzschmierung durchgeführt. Ein PrüfzahnpaarDer aufwendige Prozess umfasst mit Vorschleifen, Spritzen und Nachschleifen mehrere Arbeitsschritte. Auch bietet das Verfahren keinen Ausweg für hohe Temperaturentwicklung. Innovative Schichtlösungen Mittels der PVD-(Physical Vapour Deposition)-Technologie brachte der Beschichtungsspezialist Oerlikon Balzers dabei mit der Kohlenstoffschicht „Balinit C“ mit Erfolg zum Einsatz. Geprüft wurden dabei mit der Kohlenstoffschicht „Balinit C“ beschichtete Wellen aus Einsatzstahl (16MnCr5, 700 HV nitriert, Nitriertiefe NHT = 0,7 mm nach dem Schleifen) mit einer Dichtbuchsenlösung zur Durchführung von Druckluft. Die Vorspannung der eingesetzten PTFE-Dichtungen betrug 0,3 mm. <?page no="242"?> 232 Zahnflankenpressung und Schädigung bei einem hochbelasteten schnell laufenden Getriebe Gegenüberstellung der Kennwerte: „unbeschichtet“ - „mit Balinit C beschichtet“ Quelle: FVA <?page no="243"?> 233 Weniger Hitzeentwicklung Es zeigt sich , dass die amorphe Metall-Kohlenstoffschicht das Verschleißverhalten durchweg positiv beeinflusste. Der Prüfling lief anstandslos 1.500 Stunden lang bei einer Drehzahl von 500 Umdrehungen pro Minute (1,2 Meter Umlauf pro Sekunde) und war während der gesamten Laufzeit dicht. Die Oberflächentemperatur am Gehäuse lag im Schnitt um rund 35 Prozent niedriger als in vorherigen Versuchen mit einer Chromoxydbeschichtung am Dichtringsitz, als über 100 °C gemessen wurde. Der Verschleiß von weniger als einem Mikrometer an der Welle bedeutete nur einen geringen Abrieb der gut drei Mikrometer dicken Beschichtung. Entstand früher noch adhäsiver Verschleiß am Dichtringsitz, so zeigten sich nun deutlich weniger Ablagerungen durch so gut wie keinen PTFE-Abrieb sowie weniger Einlaufen auf der Oberfläche der Dichtring-Laufbahnen. Dies zeigt die Vorteile der PVD-Beschichtung im Kontakt mit Wellendichtringen aus Elastomer oder PTFE die eine aufwändige Chromoxydbeschichtung ersetzen kann. Es ergeben sich breite Einsatzchancen für beschichtete Drehdurchführungen, etwa in Getrieben, Pumpen und hydraulischen Antriebssystemen oder auch in Werkzeug- und Schleifmaschinen. PVC-Beschichtung von Gegenlaufflächen für PTFE-Dichtung <?page no="244"?> 234 Schnelllaufende Werkzeugaufnahme mit beschichteten Labyrinth Dichtungslaufflächen Quelle: Harmonic-Drive <?page no="245"?> 235 Kegelstirnradgetriebe von Schraubenpumpen mit beschichteten Dichtungslaufflächen <?page no="246"?> 236 21 Übertragungselemente für den Getriebe-An- und Abtrieb Drehmomentübertragungen sind in fast allen technischen Anlagen eine Notwendigkeit. Je dynamischer und präziser eine Anlage arbeiten soll, umso sorgfältiger ist das Augenmerk dabei auf den Antrieb mit dem Bereich der Wellenverbindungen, die Kupplungen und Wellen-Nabenverbindungen, zu legen. 21.1 Kupplungen Kupplungen dienen zur Verbindung von zwei Wellenenden, wobei im Allgemeinen ein Wellenversatz, ein Winkelfehler und axiale Abstände ausgeglichen werden müssen. Bei Vorschub- und NC-Antrieben kommen spielfreie Kupplungen zum Einsatz, die hinsichtlich Trägheitsmomente und Torsionssteifigkeit der Übertragungsstrecke optimal angepasst sein sollen. 21.1.1 Anforderungen Kupplungen müssen hohen Anforderungen genügen: - Angepasste Torsionssteifigkeit (Umrechnungsfaktor 1 Nm/ arc min = 3438 Nm/ rad), - Spielfreiheit, - Kleines Trägheitsmoment. 21.1.2 Bauarten Man unterscheidet bei den im Maschinenbau eingesetzten Kupplungen: Formschlüssige Kupplungen, wie zum Beispiel: - die Ausführung nach dem Gleitsteinprinzip - die Kreuzgelenk-Kupplung - die Elastomer-Kupplungen und kraftschlüssige Kupplungen, wie zum Beispiel: - die geteilte Buchse - die Metallbalg-Kupplung - die Federscheiben-Kupplung. <?page no="247"?> 237 Anwendungsbeispiele von Sicherheitskupplungen 21.1.3 Auswahl Die Auswahl der Kupplung im Vorschub- und NC-Antrieb erfordert die Betrachtung des gesamten Antriebsstrangs. Es ist häufig vorteilhafter, anstelle drehstarrer Kupplungen mit hoher Torsionssteife Kupplungen mit geringerer Torsionssteifigkeit zwischen Servomotor und Gewindespindel oder Getriebe einzusetzen und so die mechanischen Schwinger zu entkoppeln. Die Torsionsfederkonstanten der einzelnen Komponenten im mechanischen Übertragungssystem müssen aufeinander abgestimmt sein. Das schließt die Ermittlung der Reibungsumkehrspanne ein, die in die Werkstückgenauigkeit eingeht. <?page no="248"?> 238 Elastomer-Kupplungen Obwohl formschlüssige Kupplungen bezüglich dauerhafter Spielfreiheit nicht ideal sind, werden an Genauigkeitsantrieben sehr häufig die Elastomer-Kupplungen eingesetzt. Sie haben einen Kunststoffkörper als Verbindungs- und Ausgleichselement, der mit unterschiedlicher Shorehärte geliefert werden kann. Dieser ist formschlüssig und spielfrei mit geringer Vorspannung in zwei Naben mit klauenförmigen Nocken eingepresst und kann neben Winkelversatz auch einen geringen Lateralversatz aufnehmen. Die Torsionssteifigkeit beträgt nur zirka 5 bis 15 % der Steifigkeit von Metallbalg-Kupplungen. Sie lässt sich durch die Wahl der Elastomer-Einsätze an die Forderung nach einem angepassten Frequenzgang der Regelstrecke des Drehzahlregelkreises Fsn auswählen. Metallbalg-Kupplungen Torsionssteife Metallbalg-Kupplungen mit Stahlnaben haben ein hohes Trägheitsmoment, das zusammen mit dem Motor-Wellenende eine ungünstige, im Frequenzgang der Regelstrecke des Drehzahlregelkreises Fsn liegende Null-/ Polstelle verursachen kann. Berechnungen sind meist nicht möglich. Aber eine Simulation mit entsprechenden Antriebsmodellen ergibt bereits im Entwurfsstadium einen Überblick über die Verteilung der Null-/ Polstellen und deren mögliche Auswirkung auf das Verhalten des Drehzahlregelkreises. Diese kraftschlüssigen Kupplungen haben eine hohe Torsionsfederkonstante und sind spielfrei. Bei den Metallbalg-Kupplungen sind neben der Stahlnabenausführung auch Naben aus hochfestem Aluminium lieferbar. Dadurch reduziert sich das Trägheitsmoment deutlich. Federscheiben-Kupplungen Bei den Federscheiben-Kupplungen muss zur Aufnahme von Lateralversatz ein zweites Federpaket vorhanden sein. Dadurch wird die Kupplung länger. Lieferbar sind Ausführungen mit Federpaketen aus glasfaserverstärktem Kunststoff. Diese Bauweise weist zwar eine geringere Torsionssteifigkeit auf, hat aber bessere Dämpfungseigenschaften für gegebenenfalls auftretende Schwingungen und kann bei ungünstig liegenden mechanischen Schwingern die Eigenfrequenz verschieben beziehungsweise die Überhöhung dämpfen. Diese Kupplungen sind für hohe Drehmomente geeignet und werden im Großmaschinenbau eingesetzt. Getriebe werden zweckmäßig so ausgeführt, dass die Motorwelle das eintreibende Rad trägt. So lassen sich Motor und Getriebe ohne Kupplung zu einer Einheit zusammenbauen. Für den Antrieb gelten diese Gesichtspunkte ebenfalls, indem das Getrieberad direkt auf den Gewindespindelschaft aufgesetzt werden sollte. Sicherheitskupplungen Zum Schutz von empfindlichen mechanischen Komponenten (zum Beispiel Kugelgewindemutter) sind ausrückbare Sicherheitskupplungen lieferbar. Es gibt Ausführungen, die in das abtriebsseitige Rad, das zum Beispiel auf der Gewindespindel montiert ist, eingebaut werden können. Sie begrenzen das Drehmoment bei Überlast oder beim Blockieren des Vorschubtisches durch Trennung der Verbindung zwischen Motor und Maschine. Die mechanische Verriegelung erlaubt das Wiedereinrücken in der gleichen Lage, so dass eingestellte maschinenfeste Referenzpunkte für die numerische Steuerung nicht verloren gehen. <?page no="249"?> 239 <?page no="250"?> 240 Last-trennende rastende Sicherheitskupplung Quelle: Mayr <?page no="251"?> 241 Prinzipdarstellung einer automatisch wiedereinrastenden Sicherheitskupplung Quelle: Mayr Servokupplungen Servokupplungen sind Ausgleichskupplungen zur spielfreien, winkelgetreuen Übertragung von Drehmomenten mit einer möglichst hohen Verdrehsteifigkeit (Torsionssteife) und einem möglichst niedrigen Massenträgheitsmoment. Als Metallbalg-Kupplungen aber auch als Elastomer-Kupplungen mit einem flexiblen Polyurethanstern haben sich diese Ausführungen bewährt. Allen Servokupplungen gemeinsam ist die absolute Spielfreiheit (auch Welle-Nabe-Verbindung) und die Flexibilität zum Ausgleich von Wellenversatz. Als Distanzkupplungen oder als Gelenkwellen überbrücken sie ohne Zwischenlagerung Abstände bis zu sechs Metern. Als Miniaturkupplungen sind sie für den Versatz oder die Axialverschiebung zweier Achsen konzipiert. Die Wellenbefestigung erfolgt durch Klemmring oder Gewindestift. <?page no="252"?> 242 Spielfreie Wellenkupplungen Quelle: Mayr Übertragungsfehler Bei der Verbindung von Wellenende und Kupplung ist der kraftschlüssigen Verbindung (bei größeren Naben auch mit konischen oder zylindrischen Spannelementen) gegenüber einer formschlüssigen Verbindung mit Passfedern der Vorzug gegeben. Eine Verdrehsicherung mittels Passfeder bleibt auf Dauer nur dann spielfrei, wenn keine Stoßbelastungen auftreten. Bei großen Geschwindigkeitsveränderungen, wie sie an bahngesteuerten Vorschubantrieben auftreten, wenn die Passfedern sehr leicht plastisch verformt. Das dann entstehende Umkehrspiel stört das Verhalten der Lageregelung und vermindert die Werkstückgenauigkeit. Es kann nur durch Auswechseln der gesamten Verbindung beseitigt werden. Fluchtungsfehler der durch die Kupplung verbundenen Wellenenden (radialer = lateraler oder winkeliger Versatz) verursachen eine unsymmetrische Kraftverteilung um den Wellenmittelpunkt. Es entstehen dabei Übertragungsfehler und Schwingungsanteile der einfachen und zweifachen Drehfrequenz, die sich als Positionier- und Bahnfehler abbilden. Die Größe der lateralen Federkonstante bestimmt mit dem Lateralversatz die auftretenden Rückstellkräfte. Diese Rückwirkung ist besonders bei Messgeberankopplung zu beachten, da die eingeleiteten Kräfte Verfälschungen des Istwerts bewirken. <?page no="253"?> 243 Dimensionierung Kupplungen werden nach dem zu übertragenden Drehmoment, der Temperatur an der Einbaustelle, dem Wellendurchmesser und der Torsionssteifigkeit dimensioniert. Dem Einsatz einer Kupplung geht ein Fragenkatalog voraus. Diese Fragen richtig zu beantworten setzt allerdings ein durchaus umfangreiches technisches Know-how im Antriebsbereich voraus. Die Fragen könnten lauten: - Welche Wellendurchmesser müssen verbunden werden? - Welcher Einbauraum steht für die Kupplung zur Verfügung? - Welches maximale Drehmoment muss übertragen werden? - Welche maximale Drehzahl muss die Kupplung übertragen können? - Ist die Torsionssteife für den Anwendungsfall ausreichend? - Muss die Kupplung aufgrund der Montageverhältnisse als steckbare Kupplung ausgeführt sein? - Welcher maximale Lateral-, Angular- und Axialversatz muss ausgeglichen werden? - Ist das Anfangsmoment gleich dem Losbrechmoment? - Wie sind die Massenträgheiten der bewegten Teile und der Beschleunigungswert des Antriebes? - Welchem Klima wird die Kupplung ausgesetzt (Temperatur, Feuchtigkeit, aggressive Medien, druck, Vakuum)? - Wird die Kupplung reversierend eingesetzt? - Liegt im Antriebsstrang ein schwingungskritisches Verhalten vor? - Müssen Vibrationen kompensiert werden? - Welche Lebensdauererwartung wird an die Kupplung gestellt und welche Anzahl der Lastwechsel werden erwartet? - Muss eine galvanische Trennung von Messinstrumenten durch die Kupplung erfolgen. - Soll der Kraftschluss zwischen Welle und Kupplungsachse über eine Schraub- oder eine Klemmverbindung ausgeführt werden( bei Miniaturkupplungen)? - Ist elektrische Isolation erforderlich? - Ist eine thermische Entkopplung sinnvoll beziehungsweise notwendig? - Ist die Kupplung als Serienprodukt auch für einen späteren Einsatzbedarf kurzfristig verfügbar? - Stimmt die Preisrelation? - Frage nach Reaktionskräften auf Grund radialer Verlagerungen? Die Formeln zur Bemessung von Kupplungen in Antrieben sind den Katalogen der Hersteller zu entnehmen. Der zu berücksichtigende Sicherheitsfaktor hängt von der Belastungsart und der konstruktiven Ausführung der Kupplung ab. Bei den Elastomer-Kupplungen ist ein temperaturabhängiger Faktor einzurechnen. Anhaltswerte für den Sicherheitsfaktor bei Vorschubantrieben sind 1,3 bis 2, wenn als Bemessungsdrehmoment das zu übertragende Beschleunigungsdrehmoment eingesetzt wird (M b M m grenz , bei Kupplungen am abtriebsseitigen Wellenende von Getrieben ist mit der Übersetzung i zu multiplizieren). Dabei bleibt unberücksichtigt, dass die Kupplung nur das Drehmoment übertragen muss, das zur Beschleunigung der dahinter liegenden Massen erforderlich ist. Im statischen Blockierfall muss die Kupplung das der Strombegrenzung entsprechende Drehmoment, ohne Schaden zu nehmen, aushalten. Dynamische Vorgänge im Fall einer Kollision der bewegten Maschinenteile können jedoch ein Mehrfaches davon bewirken. <?page no="254"?> 244 Schaltkupplungen Mechanisch betätigte Schaltkupplung Mechanisch betätigte Kupplungen sind aufgrund der freien Wahl der Reibpaarung und der vielfältigen Möglichkeiten, die Einschaltkraft zu erzeugen, seit dem Beginn des Kupplungsbaues bis heute äußerst beliebte und problemlose Maschinenelemente. Sie werden mit den Reibpaarungen Stahl / Stahl, Stahl / Sinterbelag oder Stahl / organischer Reibbelag geliefert und sind aufgrund dessen für Nasslauf oder Trockenlauf geeignet, das heißt sie sind dementsprechend in geschlossenem Einbau oder freiliegend zu verwenden. Zum Einbeziehungsweise Ausschalten der Kupplung wird eine „Schiebemuffe“ axial verschoben. Mit ihren Schaltkurven betätigt sie federnde Winkelhebel, die die Kräfte auf das Lamellenpaket übertragen. Ein begrenzter Lamellenverschleiß wird durch die federnden Hebel ausgeglichen, so dass das Drehmoment weitgehend erhalten bleibt und ein Nachstellen erst nach längerer Zeit erforderlich ist. Die Schaltbewegung kann mittels Handhebel, Pneumatik- oder Hydraulikzylinder oder durch elektromechanische Betätigungselemente eingeleitet werden. Wegen der vielfältigen Gestaltungsmöglichkeiten des Lamellenpaketes, des Mitnahmegehäuses und der Betätigungselemente gibt es kaum einen Anwendungsfall, für den diese Kupplungen nicht geeignet sind. Sie finden zum Beispiel Anwendung im Antrieb von Baumaschinen, in Landmaschinen sowie in Getrieben des Werkzeugmaschinenbaus. In der Ausführung als Doppelkupplung - auf einem gemeinsamen Kupplungsträger - bieten sie zum Beispiel die Möglichkeit eines Drehzahlwechsels oder die Verwendung einer der beiden Seiten als Bremse. Zum Betätigen der Kupplungen von Hand wird folgendes Zubehör angeboten: - Schaltringe, die die Schiebemuffe umfassen, - Schaltgabeln mit Handhebeln, - Gleitsteine aus Stahl oder Bronze. Mechanisch betätigte Kupplung Quelle: Ortlinghaus <?page no="255"?> 245 Einbaubeispiel und Ausführungsform einer mechanisch betätigten Lamellenkupplung Quelle: Ortlinghaus <?page no="256"?> 246 Diese Elemente können auch die Grundlage für die Konstruktion von hydraulisch, pneumatisch oder elektromechanisch betriebenen Schalteinrichtungen sein. Elektromagnetisch betätigte Kupplungen und Bremsen Elektromagnet-Kupplungen und -Bremsen haben aufgrund ihrer Bauweise vielfältige Einsatzmöglichkeiten. Der Elektromagnet mit eingegossener Spule ist eine verschleißfreie Betätigungseinheit. Die Betriebsspannung - normalerweise 24 V= - kann meistens problemlos bereitgestellt und an die Kupplung beziehungsweise die Bremse herangeführt werden. Das Schaltverhalten kann elektrisch gezielt beeinflusst werden. Die Anwendungsmöglichkeiten dieser Produktgruppe sind hier an einigen Beispielen dargestellt. Lamellenkupplungen und -bremsen werden in Haupt- und Nebenantrieben für Werkzeugmaschinen und im allgemeinen Maschinenbau eingesetzt. Sie finden Anwendung in Gangwechselgetrieben und Schaltgetrieben aller Art. Einflächenkupplungen und -bremsen kommen in Nebenantrieben wie zum Beispiel bei Frontzapfwellen an Zugmaschinen für die Landwirtschaft zum Einsatz. Außerdem werden sie häufig in Verpackungs- und Textilmaschinen sowie an Förderbändern eingesetzt, wenn taktmäßiges Schalten gefordert wird. Zahnkupplungen finden vorzugsweise Anwendung in Druckmaschinen, außerdem werden sie zum Beispiel in Drehkreuzen an Publikumseingängen oder an Torantrieben eingesetzt. Federdruck-Lamellenbremsen werden zum Beispiel an Hebezeugen und Winden aller Art als Sicherheitselement gebraucht Federdruck-Zweiflächenbremsen dienen vorzugsweise dem Direktanbau an Elektromotoren. <?page no="257"?> 247 Links: Elektromagnet-Kupplung Rechts: Elektromagnet-Bremse Quelle: Suco Schleifringlose Sinus-Lamellenkupplungen für Nasslauf mit magnetisch durchfluteten Lamellen Wartungsfreie, leistungsstarke Maschinenbau Kupplungen mit breitem Anwendungsspektrum. Reibpaarung: Nasslaufende Stahllamellen, gut gekühlt wenig verschleißend, kein Nachstellen des Luftspaltes. Stromführung: Schleifringlos über Kabel und Flachstecker. Schleifring-Sinus-Lamellenkupplungen für Nasslauf mit magnetisch durchfluteten Lamellen Kompakt bauende, wartungsfreie Maschinenbau-Kupplung mit hoher Leistung bei kleinen Abmessungen; in den Varianten Trägerausführung und Gehäuseausführung, somit äußerst anpassungsfähig an vielfältige Konstruktionsaufgaben. Reibpaarung: Nasslaufende Stahllamellen, gut gekühlt wenig verschleißend, kein Nachstellen des Luftspaltes. Stromzuführung: Über Schleifring, mittels Köcher- oder Doppelschenkelbürste. <?page no="258"?> 248 Einflächen-Kupplungen und -bremsen für Trockenlauf Magnetisch betätigte, schnellschaltende Trockenlaufkupplungen und -bremsen für Maschinen und vielfältige andere Geräte. Sowohl die Kupplungen als auch die Bremsen ermöglichen eine raumsparende, variable Anpassung an unterschiedliche Konstruktionsgegebenheiten. Die Kupplungen und Bremsen sind im abgeschalteten Zustand reststromfrei. Sie sind mit Magnetkörpern in gelagerter Ausführung oder zum Anflanschen lieferbar; bei den Bremsen bildet der Magnetkörper gleichzeitig die „Pol-Reibungsfläche“, wodurch eine besonders kurze Bauweise entsteht. Die Anbindung der Ankerscheiben an die entsprechenden Rotoren ist auf vielfältige Weise möglich. Stromführung: Über Kabel an den nicht rotierenden Magnetkörper. Einbaubeispiele für Elektromagnetisch betätigte Kupplungen und Bremsen Quelle: Ortlinghaus <?page no="259"?> 249 Einbaubeispiel einer hydraulisch geschalteten Lamellenkupplung (Drehmaschinen-Hauptspindel-Antrieb) Quelle: Ortlinghaus <?page no="260"?> 250 21.2 Wellen-Naben-Verbindungen Die dynamischen Belastungen und die Leistungsdichte im modernen Maschinenbau erfordern qualitativ hochwertige Wellen-Naben-Verbindungselemente. Unterteilung: - nach Art der Kraftübertragung - nach Beanspruchungs- und Bewegungsanforderung - Formschlüssige Wellen-Naben-Verbindungen Art der Kraftübertragung: - Kraftschlüssige Verbindungen (Reibschluss): Die Kraftübertragung zwischen Welle und Nabe erfolgt durch Reibungswiderstand, der durch Presspassungen oder besondere Spannelemente wie zum Beispiel Klemmnaben oder konische Verbindungen erfolgt; - Formschlüssige Verbindungen, bei denen über eine bestimmte Formgebung, zum Beispiel Keilwellenprofil, Kerbverzahnung, oder zusätzliche Mitnehmerelemente (Passfeder) die Kraftübertragung erreicht wird. Man unterscheidet hier auch zwischen mittelbarem und unmittelbarem Formschluss; - Vorgespannte formschlüssige Verbindungen: Diese Kombination der beiden zuvor genannten Schlussarten entsteht unter anderem beim Einsatz von Keilen; - Stoffschlüssige Verbindungen, zum Beispiel durch Kleben, Löten oder schweißen. - Beanspruchungs- und Bewegungsanforderung: Zusätzlich ist auch eine Unterscheidung nach Beanspruchungs- und Bewegungsanforderung möglich: - Kleine Drehmomente: Klemmverbindung, Spannhülse, Querstift, Scheibenfeder; - Große und wechselseitige Drehmomente: Pressverband, Ölpressverband, Ringfeder-Spannelement, Keilwellen- oder Polygonprofil, Kerbverzahnung; - Einseitige Drehmomente: Passfeder, Scheibenfeder, Querstift, Kleb- und Lötverbindungen - Für in Längsrichtung verschiebbare Naben: Keilwellenprofil, Gleitfeder; - Für in Drehrichtung verstellbare Naben: Klemmverbindung, Spannsatz, Schrumpfscheibe, Stirnverzahnung. - Formschlüssige Wellen-Naben-Verbindungen Formschlüssige Wellen-Naben-Verbindungen können weiterhin unterschieden werden: - unmittelbare Drehmomentübertragung (Drehmoment wird direkt übertragen, zum Beispiel Klemmsitz), - mittelbare Drehmomentübertragung (Drehmoment wird über Zwischenglieder übertragen, zum Beispiel konische Spannsätze oder Passfedern). <?page no="261"?> 251 <?page no="262"?> 252 21.3 Funktionsprinzipien Spieth-Druckhülsen: Die bei Spindeln und Wellen mit hoher Drehfrequenz zur Vermeidung von Unwuchtproblemen geforderte hohe Rundlaufgenauigkeit und Rotationssymmetrie ist beim Einsatz der Druckhülsen erfüllt. Einfache Montage und vor allem problemlose Demontage ergeben in der Summe mit den fertigungstechnisch einfachen Anschlussteilen und der preiswerten Druckhülse eine kostengünstige Wellen-Naben-Verbindung. Die Spannsätze kommen zum Einsatz bei: Druckwalzenbefestigungen, Welle-Nabe- Verbindungen an Schnelllaufenden Arbeitsspindeln von Werkzeugmaschinen, das zentrische Klemmen von axialverstellbaren Wellen, Befestigung von auswechselbaren Profilrollen und ähnlichen. Einbaubeispiele für Druckhülsen-Wellen-Naben-Verbindungen Quelle: Spieth <?page no="263"?> 253 Vorteilhaft ist die einfache Ausführung von Nabe und Welle. Die zylindrische Nabenbohrung ohne Absatz, glatte zylindrische Welle ohne schwächende Nuten oder Verzahnungen. Zusätzliche axiale Sicherung durch Bund, Sicherungsringe, Distanzringe und dergleichen ist nicht erforderlich. Die völlig spielfreie Verbindung ist wechseltorsionsfest (übertragbare Kräfte). Eine Wellenverspannung kann nicht eintreten, da die Spannkräfte rundum gleichmäßig angreifen. Ohne besonderen Aufwand wird eine hohe Rundlaufgenauigkeit erreicht. Durch entsprechendes An- und Nachziehen der Spannschrauben kann der trotz sorgfältiger Fertigung noch vorhandene Radialschlag des Anschlussteiles ganz oder teilweise ausgeglichen werden. ETP Spannhülse: Die Spannhülse besteht aus einer doppelwandigen gehärteten Stahlhülse, die mit einem speziellen Druckmedium gefüllt ist, einem Dichtring, einem Kolben sowie einem Druckflansch und Anzugschrauben. Funktion: Werden die Schrauben angezogen, expandiert die Hülse gleichförmig gegen Welle und Nabe und bewirkt eine feste Verbindung. Beim Lösen der Schrauben geht die Hülse in ihren Ursprungszustand zurück und kann leicht demontiert werden. Anwendungsbeispiel für hydraulische Spannhülsen-Verbindung Quelle: ETP <?page no="264"?> 254 Eigenschaften: Aus dem hydraulischen Prinzip resultieren viele Vorteile: - Kleine Einbauverhältnisse und mäßige Flächenpressung ermöglichen geringe Außendurchmesser der Nabe. - Schnelle Montage und Demontage - Feinfühlige Einstellung der Nabe kann während der Montage erfolgen. - Geringes Anzugsmoment und wenige Schrauben ermöglichen einfachste Montage. - Gute Rundlaufgenauigkeit, auch nach mehreren Montagen. Gerwah Smart-Lock-Set-Verbindung: Zylindrische Buchsen ermöglichen die Verbindung von Getriebehohlwellen und anderen Hohlwellenverbindungen mit unterschiedlichen metrischen und zölligen Wellen. Technische Details des Smart-Lock-Set: - Der Hohlwellenbereich ist in acht Stufen mit Außendurchmesser von 44 - 90 mm aufgeteilt. - Die Wellen können stufenlos von 25 - 70 mm Durchmesser eingesetzt werden. - Der Drehmomentbereich reicht von 580 - 5.600 Nm. - Auswahlkriterium für den Wellendurchmesser ist das zu übertragende Drehmoment. - Das ausgewählte Getriebe kann in Verbindung mit verschiedenen Vollwellendurchmessern eingesetzt werden. Dadurch ist eine Standardisierung auf denselben Getriebetypen möglich. Anwendungsbeispiel für Smart-Lock-Set Hohlwellenverbindungen Quelle: Gerwah <?page no="265"?> 255 Ringspann-System: Basis des Systems ist die Ringspann-Spannscheibe, ein flachkegeliger Ring aus gehärtetem Spezialfederstahl. Die charakteristische Schlitzung verleiht ihm eine besonders hohe Elastizität. Eine axiale Betätigungskraft bewirkt eine elastische Änderung des Kegelwinkels und damit des Durchmessers der Spannscheibe. Durch den Ringspann-Effekt (Kniehebelprinzip) ist die erzeugte Radialkraft 5 bis 10 mal größer als die eingeleitete Axialkraft. Die Radialkraft wirkt dabei gleichmäßig am gesamten Werkstückumfang, weshalb auch bei empfindlichen Werkstücken hohe Drehmomente übertragen werden können. Gleichzeitig tritt eine Kippbewegung auf, die das Werkstück an den vorgesehenen Anschlag presst. Ringfeder-Spannsätze: Die Spannsätze dieser Typenreihe weisen alle positiven Merkmale einer kraftschlüssigen Wellen-Nabe-Verbindung auf. Ihr Einsatz empfiehlt sich überall dort, wo an den Rundlauf der verspannten Teile besondere Anforderungen gestellt werden. Entsprechend der Verspannungssystematik werden zwei Ausführungsformen beschrieben. Der Spannsatz nach Bild links bedingt eine axiale Verschiebung des Nabenkörpers, der bei der Ausführung nach Bild rechts durch den hochgezogenen Flansch verhindert wird. Die hierfür erhöhte Reibung wird durch die größere Schraubenanzahl ausgeglichen. Als besondere, für beide Ausführungsformen gültige Eigenschaften sind hervorzuheben: Gute Zentrierfähigkeit, denn durch den flachen Konus und die gewählte Bauweise zentrieren die Spannsätze im Rahmen der Herstellungsgenauigkeit. Einfache Montage, denn es sind nur wenige handelsübliche Schrauben anzuziehen; Einpassarbeiten entfallen bei den empfohlenen Bauteiltoleranzen. Einfache Demontage, denn die Spannsätze verfügen über Abdrückgewinde entsprechend den Spannschrauben. Es sind keine zusätzlichen Maß nahmen oder Hilfsmittel erforderlich. Große Dauerdrehwechselfestigkeit, denn Welle und Nabe sind ungenutet. Dadurch steht der Festigkeitsberechnung ein großes polares Widerstandsmoment zur Verfügung und die Kerbwirkung ist dem System entspre chend gering. Wirkung wie Überlastsicherung, denn nach dem Überschreiten des eingestellten Kraftschlusses rutschen die Spannsätze durch. Wertvolle Maschinenteile werden dadurch vor Zerstörung geschützt. Die Spannsätze unterliegen hierbei aber den gleichen Gesetzen, wie jede andere Reibschlussverbindung auch. Als Rutschkupplung sind sie daher nicht geeignet. Keine Gefahr des Ausschlagens, denn die Spannsätze sind wie jede andere Reibschlussverbindung absolut spielfrei. <?page no="266"?> 256 Anwendungsbeispiel für Ringfeder-Spannsätze Quelle: Ringfeder <?page no="267"?> 257 22 Drehmomenterfassung Wenn es um das Messen des Drehmomentes in einem industriellen Antriebssystem geht, gilt die Messung des elektrischen Motorstroms als die einfachste und billigste aller Möglichkeiten. Schwierigkeiten treten dann auf, wenn das verwendete Getriebe eine hohe Übersetzung hat und das Messen des Motorstroms in keinem verwendbaren Verhältnis zum tatsächlich wirkenden Drehmoment steht. 22.1 Messen direkt an der Welle Die Möglichkeit, das Drehmoment direkt an einer Getriebeausgangswelle zu messen, scheitert bislang in vielen Fällen an den hohen Kosten und am Platzbedarf der Messsysteme. Gängige Praxis ist daher eine „Notlösung“ - der Rückgriff auf den elektrischen Strom des Antriebsmotors als Berechnungsgrundlage für das „Abschätzen“ des tatsächlichen Drehmoments. Oft beschert diese Notlösung inakzeptable Konsequenzen: zu langsame Reaktionszeiten, ungenaue Messungen und eine sich ständig verändernde Referenzbasis. Das Problem besteht darin, dass bei Antriebssystemen mit einer hohen Getriebeübersetzung, wie etwa in leistungsstarken Linearantrieben, der Zusammenhang zwischen dem elektrischen Motorstrom und dem Ausgangsdrehmoment nicht mehr gewährleistet ist. Eine sprunghafte Änderung der „Last“ führt nicht zu einer direkten Änderung der Stromaufnahme des E-Motors. Das heißt ein Überlastschutz, der durch eine höhere Stromaufnahme ausgelöst werden soll, reagiert entweder gar nicht oder erheblich zeitverzögert. Selbst in Antrieben mit geringer mechanischer Übersetzung, wie zum Beispiel in Werkzeugmaschinenantrieben oder Konsumgütern wie Staubsaugern und Waschmaschinen, verhindert das Altern des E-Motors und seine Schwingmassenträgheit bei hohen Drehzahlen die schnelle und genaue Messung von Drehmoment-Änderungen. Aber auch die Art der Schmierung und das Getriebefett sowie der mechanische Verschleiß des E-Motors und der Getriebekomponenten beeinflussen die Genauigkeit der Messung. Erfahrungswerte zeigen, dass sich die Stromaufnahme eines Standard-E-Motors - mit dem sich anschließenden Getriebeblock - unter gleich bleibenden Bedingungen schon nach einem Betriebsjahr um bis zu 30 % verändert haben kann. Solche hohen Veränderungswerte sind zwar eher die Ausnahme, sie verdeutlichen dennoch das Risiko einer Systemschutzfunktion, die ausschließlich auf der Stromaufnahme des E-Motors beruht. Für diese Aufgabenstellung führt an einer echten, direkten Drehmoment-Messung an der Getriebeausgangswelle kein Weg vorbei. In den meisten Fällen dreht sich allerdings die Antriebswelle mit einer relativ hohen Geschwindigkeit. Soll also ein Drehmomentsensor direkt auf die Antriebswelle aufgebracht werden, muss die Lösung das Mess-Element zum einen zuverlässig mit elektrischer Energie versorgen und zum anderen muss gewährleistet sein, dass das Mess-System das Mess-Signal des Mess-Elements ohne jegliche Störung empfangen kann. <?page no="268"?> 258 22.2 Berührungslos messen Eine Möglichkeit, das Drehmoment ohne großen Platzbedarf und ohne hohe Kosten direkt zu messen, bietet sich durch eine spezielle Codierung der Welle, wie sie zum Beispiel von NCTEngineering, Unterhaching, angeboten wird. Der Codierungsprozess namens PCME (Pulsed Current Modulated Encoding), der an Stahlwellen mit ferromagnetischen Eigenschaften vorgenommen werden kann, hinterlässt eine dauerhafte magnetische Codierung an der Wellenregion, an der Drehmomente - und andere mechanische Kräfte wie Biegekräfte, Zug- und Drucklasten oder auch Quetschkräfte - gemessen werden sollen. Auf Basis dieser magnetischen Codierung ist es möglich, über eine Entfernung von mehreren Millimetern ein deutliches und rauschfreies Signal zu messen, das dem angelegten Drehmoment proportional entspricht. Ergebnis der Messung ist ein Mess-Signal mit einer Wiederholgenauigkeit bis 0,01 % vom Gesamtmessbereich sowohl in statischen als auch in dynamischen Anwendungen. Bei der PCME-Messmethode ist es unerheblich, mit welcher Geschwindigkeit oder in welcher Richtung sich die Welle dreht. Auch eine Verschiebung der codierten Welle um einige Millimeter nach links oder nach rechts in axialer Richtung beeinflusst das Mess-Ergebnis nicht. Der „Empfang“ der Drehmomentsignale erfolgt durch inaktive, kleine Spulen mit 1,5 mm Durchmesser und 6 mm Länge. Diese passiven elektrischen Bauteile können auch im nassen oder öligen Bereich und bei Temperaturen bis maximal + 250 °C störungsfrei eingesetzt werden. Die Ansteuerung der mit hoher Gleichtakt-Unterdrückung arbeitenden Mess-Spulen übernimmt ein kleines elektronisches Modul, das nur wenige Quadratmillimeter Platinenfläche benötigt. Das elektrische Ausgangssignal dieser Elektronik ist primär eine gepufferte analoge Spannung im Bereich von 0 bis +5 V. Die Elektronik wird mit einer einfachen, gleichgerichteten Spannung versorgt. Anordnung von Magnetfeldsensoren Quelle: NCTE <?page no="269"?> 259 22.3 Der Codierungsprozess Die berührungslos arbeitende PCME-Technologie setzt voraus, dass die Antriebswelle aus ferromagnetischem Industriestahl besteht. Solange die zu überwachende Antriebswelle aus ferromagnetischem Material hergestellt wurde, kann das magnetische Messprinzip an beinahe jeder beliebigen Stelle der Welle dauerhaft eingeprägt werden. Im Umkehrschluss heißt das, dass sich die Technologie nicht direkt in Applikationen integrieren lässt, bei denen die kraftübertragende Welle aus Plastik, Holz, Aluminium oder anderen nicht ferromagnetischem Material besteht. Indirekt ist dies möglich, indem zum Beispiel ein Metallteil wie etwa ein Ring oder eine Scheibe aus ferromagnetischem Material befestigt oder das nicht magnetisierbare Material mit ferromagnetischem Material beschichtet wird. Das Anbringen der magnetischen Codierung nimmt nur wenige Sekunden in Anspruch und erfolgt entweder in den Werkräumen von NCTE oder vor Ort. Die magnetische Codierung beansprucht eine Tiefe von durchschnittlich 3,5 mm im wellenmaterial (abhängig vom Wellendurchmesser ) und hält unter den spezifizierten Betriebsbedingungen eines Linearantriebes über dessen gesamte „Lebenszeit“. Der magnetisch codierte Bereich überträgt nur dann ein drehmomentabhängiges Signal, wenn ein Drehmoment an der Antriebswelle anliegt. Das abgegebene magnetische Signal bleibt bewusst relativ klein, damit metallische Schwebeteilchen - etwa im Getriebeöl - keinesfalls am codierten Bereich haften bleiben oder sich ablagern können. Auch unter starken Vibrationen oder mechanischen Schockbedingungen verhält sich der Drehmomentsensor zuverlässig. Solange die Welle sich nicht plastisch verformt, arbeitet der Sensor einwandfrei. Doch auch nach einer ungewollten oder betriebsbedingten plastischen Verformung sind die dynamischen Messdaten noch zuverlässig verwendbar. Dies liegt daran, dass die magnetische Orientierung der einzelnen magnetischen Pole verloren gehen kann, wenn sie einer hohen statischen mechanischen Belastung ausgesetzt werden; bei einer sehr kurzzeitig angelegten mechanischen Überlast hingegen genügt den mechanischen Polen die Zeit nicht, um darauf zu reagieren. Ganz unbehelligt von seiner Umwelt arbeitet allerdings auch der PCME-Drehmomentsensor nicht: So können Bereiche mit starken und ungleichmäßig verteilten magnetischen Störfeldern, wie sie in der direkten Umgebung von E-Motoren oder elektrisch betriebenen Aktuatoren vorkommen, eine einfache Magnetfeldabschirmung des Drehmomentsensors erfordern. Hauptaufgabe dieser magnetischen Abschirmung ist jedoch nicht das Fernhalten der Störfelder vom codierten Bereich, sondern vielmehr eine Unterstützung des Gleichtakt-Messprinzips. In den meisten Linearantriebs-Applikationen ist eine solche Schirmung jedoch nicht nötig, da sich zwischen dem E-Motor und dem Drehmomentsensor das Getriebe befindet und sich derartige Störfelder somit nicht aufbauen. <?page no="270"?> 260 22.4 Drehmoment-Mess-System für kleinste Drehmomente Das Drehmoment-Mess-System von MODIA, Neckargemünd, ist für Messaufgaben des gesamten feintechnischen Bereichs ausgelegt und erlaubt aufgrund seines Messprinzips das Messen sehr kleiner Drehmomente. Das Herzstück der Drehmomentgeber bilden Kreuzfederelemente, welche die in herkömmlichen Gebern zur Anwendung kommenden „Messwellen“ ersetzen. Die durch das einwirkende Drehmoment verursachte Winkelverschiebung wird durch Differentialtransformatoren aufgenommen. Kombiniert mit einem Drehzahl-Mess-System lassen sich Motorprüfstände zusammenstellen, die genaueste Drehmomentmessungen bei höchsten Drehzahlen erlauben. Eine Datenschnittstelle ermöglicht eine vereinfachte und rechnerunterstützte Auswertung von Messungen. Anwendungsbeispiele: Links: Motorprüfstand Rechts: Kugellagerprüfstand Beispiel für den Messaufbau des Motorprüfstandes Quelle: Modia <?page no="271"?> 261 Einsatzbereiche: - Produktuntersuchung - Stichprobenprüfung im Wareneingang - Kontrolle in der Serienfertigung Beispiele für Messobjekte: - Elektromotoren - Magnet-, Freilauf- und Rutschkupplungen - Kugellager, Gleitlager, Bremsen, Kleingetriebe - Drehschalter, Potentiometer, Drehkondensatoren - Spiral- und Torsionsfedern, Viskosimeter - Kraftstoffpumpen, Drehmagnete, Kleinturbinen - Mechanische Berührungssensoren Durch unterschiedliche Messgeber, Messmodule und Messaufbauten lassen sich, dem Anwendungsfall angepasst, optimale Mess-Systeme zusammenstellen. 22.5 Drehmomentgeber Für die Drehmomentmessung stehen fünf Messgeber mit Messbereichen von 1 Nm bis 100 Nm zur Verfügung. Die Messwelle des Drehmoment-Messgebers ist an einen reibungsfrei gelagerten, federgefesselten Rotor gekoppelt. Die Rotordrehung von max. +/ - 2° erfolgt proportional zu dem auf die Messwelle einwirkenden Drehmoment. Die dazu proportionale Spannung wird als Messsignal über einen Differentialtransformator ausgewertet. Das Reaktionsmoment von aktiven Prüfobjekten (zum Beispiel Motoren) wird durch direkte Ankopplung an die Messwelle erfasst, zum Beispiel durch Direktbefestigung des Gehäuses (Stator) kleiner Elektromotoren. Das Messprinzip erlaubt uneingeschränkt hohe Drehzahlen der unbelasteten Motorwelle aber auch Belastungssimulationen auf die frei zugängliche Welle. 22.6 Drehmoment-Messkupplung Aufbau der Messkupplung: - Integriert in eine spielfreie Wellenausgleichskupplung - Einfache elektrische und mechanische Montage - Robustes und zuverlässiges Maschinenelement - Absolute Wartungsfreiheit Einsatzfelder: - Prozesssteuerung - Qualitätssicherung - Maschinenüberwachung - Versuchsstände <?page no="272"?> 262 Beispiel für eine Drehmoment-Messkupplung Quelle: Mayr Beispiel für eine Drehmoment-Messkupplung Quelle: Mayr <?page no="273"?> 263 23 Sensor Überwachung und Schadensfrüherkennung an Getrieben und Motoren Die Idee der Prozessüberwachung mit Hilfe intelligenter Antriebskomponenten basiert auf der Grundüberlegung, dass das Getriebe als prozessnächste Komponente eine empfindliche Position im Prozess zu erfüllen hat. Derzeit bieten sich drei Hauptanwendungsgebiete für Sensorgetriebe an: Überwachen, Messen und Optimieren der Regelungsgüte. Sensorgetriebe, die die Funktion haben, Prozesse dauerhaft zu überwachen, verfügen über eine Genauigkeit von 3 % (bezogen auf den Gesamtmessbereich). Sie sind eher im niedrigen Preissegment angesiedelt und dienen hauptsächlich der Optimierung der Prozessstabilität. Das zweite Hauptanwendungsgebiet ist die Messtechnik. Die hier eingesetzten Sensorgetriebe dienen der genauen Erfassung von Prozessgrößen mit einer Genauigkeit von bis zu 0,5 % (bezogen auf den Gesamtmessbereich). Sie fungieren als mechanischer Debugger zur Konstruktionsoptimierung bereits in frühen Entwicklungsphasen und der hochgenauen Prozessüberwachung im High-End-Bereich. Beispiel für den Einsatz eines Sensorgetriebes Quelle: Wittenstein <?page no="274"?> 264 Das dritte Hauptanwendungsgebiet stellt die Verwendung von Sensorgetrieben zur Erhöhung der Regelungsgüte dar. Durch die unmittelbare Nähe zum Prozess und die Messung realer Drehmomente am Abtrieb ist die Qualität der erfassten Ist-Größen des Sensorgetriebes, denen des Motorcontrollers überlegen. Besonders erwähnenswert ist die dabei eingesetzte intelligente Dichtung, die nicht nur ständig über ihren eigenen Zustand informiert ist, sondern im Falle des Versagens der ersten Dichtlippe eine zweite Dichtlippe zuschalten und somit einen ungeplanten Ausfall verhindern kann. Sämtliche Daten werden in der integrierten Sensorik verarbeitet und je nach Anwendung an einen Messrechner, die SPS oder per Teleservice weitergeleitet. Darüber hinaus befinden sich zur Zeit Sensorik zur Bestimmung der Winkelposition des Antriebs und Systeme zur Körperschallmessung in der Entwicklung. 23.1 Beispiele aus der Praxis: Die Applikation beruht auf einer leistungsstarken Motor-Getriebeeinheit mit integrierter Temperatur-, Drehmoment- und Querkraftsensorik (in eine Richtung). Dieses System wurde bei der Neuentwicklung einer Webmaschine als mechanischer Debugger eingesetzt, um bereits in einer Entwicklungsphase die Belastungen in einem neuralgischen Punkt der Maschine bestimmen und optimieren zu können. Eines der ersten Sensorgetriebe wurde in einer Portalfräsmaschine eingesetzt und verfügt neben Drehmomentsensorik und drei Temperatursensoren über einen eigenen Webserver zur Bereitstellung der Messdaten per TCP/ IP-Verbindung und über die anfangs erwähnte, intelligente Dichtung. Das Getriebe befindet sich konstruktionsbedingt sehr weit unten im Maschinenbett und kann nur unter größtem Aufwand ausgewechselt werden. Durch die Sensorik kann gewährleistet werden, dass Überlastungen zuverlässig detektiert werden und darüber hinaus die verbleibende Restlebensdauer des Getriebes vom realen Lastkollektiv her abgeleitet werden kann. Die intelligente Dichtung ihrerseits stellt nicht nur die Dichtheit des Getriebes sicher, sondern ermöglicht auch bei Ausfall der ersten Dichtlippe eine Verlängerung der Standzeit des Getriebes bis hin zum geplanten Wartungstermin. Eine weitere Anwendungsmöglichkeit von intelligenten Antriebskomponenten ist die Überlastdedektion oder Kollisionsüberwachung bei Bühnenbildaufzügen. Zusätzlich dient die Sensorik bei dieser Anwendung zur Erfassung des Bodenkontakts der Last und ermöglicht somit ein sanftes Absetzen bei gleichzeitiger Aufrechterhaltung einer entsprechenden Seilspannung. Es gibt unzählige weitere Beispiele, wie man intelligente Antriebskomponenten zur Prozessüberwachung, zur Regelung oder zur Konstruktionsoptimierung einsetzen kann. Eine weitere Alternative ist ein modulares Messsystem, das im Idealfall zwischen Getriebe und Maschinenbett gesetzt werden und dort Drehmomente und Querkräfte aufnehmen kann. Somit ist dieses System sehr einfach in bestehende Maschinen zu integrieren oder vielleicht als flexibles Messsystem an verschiedenen Stellen in einer Produktionslinie / Werkzeugmaschine einzusetzen. <?page no="275"?> 265 23.2 Schnittstellen und Software Die Anbindung der Sensorgetriebe kann über verschiedenste Schnittstellen erfolgen. Die maximale Abtastrate beträgt zurzeit 1 kHz. Standardmäßig verfügen manche Systeme über eine RS232-Schnittstelle, die bereits im Mikrokontroller verarbeiteten Daten direkt digital ausgeben kann. Die Anbindung an die Maschinensteuerung erfolgt entweder über eine analoge Schnittstelle (Strom- oder Spannungsschnittstelle) oder über entsprechende Feldbuskonverter. Neben der Möglichkeit der Verarbeitung der Daten in der SPS steht dem Anwender eine entsprechende Verarbeitungs- und Konfigurationssoftware zur Verfügung. Die Software ermöglicht die schnelle Anpassung der Einstellungsparameter, sowie die Auswertung der Aufgenommenen Lastkollektive, eine Oszilloskop-Funktion für sämtliche Messkanäle und die Möglichkeit der direkten Messwertaufnahme mit maximaler Abtastrate. Sämtliche Daten werden in allgemeinen Formaten ausgegeben, so dass sie sehr einfach in andere Programme importiert und weiterverarbeitet werden können. Das Konzept der intelligenten Antriebskomponente mit integrierter Sensorik stellt nicht nur eine interessante Ergänzung oder auch sinnvolle Alternative zur konventionellen Messtechnik dar. Darüber hinaus zeigt sich ein neuer weg im Maschinenbau auf, der es Maschinenherstellern erlaubt, kostengünstig wichtige Prozesse hochgenau zu überwachen, Verfügbarkeit zu garantieren und somit auf dem Weltmarkt wettbewerbsfähig zu bleiben. Beispiel für die Erfassung der Belastungen an einem Standardgetriebe Quelle: Wittenstein 23.3 Dauerhaltbarkeitsprüfung Dieses System beruht auf einem selbstlernenden Multikanal-Schwingungsanalysator zur Erkennung von Schäden in Maschinen, Getrieben und Motoren. Das normale Einsatzfeld des Systems ist der Dauerhaltbarkeitsversuch, bei dem der Prüfling unter verschiedenen statischen oder dynamischen Betriebslasten auf Haltbarkeit geprüft wird. <?page no="276"?> 266 Der Aufbau des Schadens-Früherkennungs-Systems (SFE-Systems) ist im obigen Bild dargestellt. Jeder Schwingungskanal kann in Abhängigkeit anderer Betriebsgrößen (Drehzahl, Moment, Temperatur und so weiter) überwacht werden. Bei einer Abweichung wird im System ein Voralarm ausgelöst. Genügt der Voralarm gewissen Kriterien (Häufigkeit, Amplitude) so wird eine Abschaltung des Prüfstandes ausgelöst. Gerade diese Fähigkeit des Systems, logisch die Voralarme auszuwerten und dann gezielt eine Abschaltung auszulösen, garantiert eine lückenlose Überwachung ohne Fehlabschaltung und macht es daher sehr anwenderfreundlich. Bei der Überwachung der Schwingungen kann der Anwender zwischen verschiedenen Verfahren, wie Effektivwert, Kurtosis, Frequenz, Ordnungsspektrum, und Drehunförmigkeit wählen. Für die typischen Anwendungen bei Getrieben und Verbrennungsmotoren existiert eine Anzahl an vordefinierten und bewährten Überwachungsverfahren. 23.4 Selbstlernendes System Das Innovative an den hier beschriebenen Verfahren ist, dass die Grenzwerte für die Überwachung nicht von Hand eingegeben werden müssen, sondern diese automatisch vom SFE-System gelernt werden. Dies ist gerade bei hochdynamischen Prüfungen mit einer Vielzahl von unterschiedlichen Prüfschritten eine Erleichterung für den Anwender. Die Messdaten werden vom Messsystem in eine Datenbank geschrieben. Ein Reportgenerator setzt auf die Datenbank auf und fertigt Berichte nach Kundenwünschen an. Für zahlreiche Anwendungsfälle existieren Vorlagen, wie ein Trendreport für einzelne Verzahnungen eines Getriebes oder ein Übersichtsreport darüber, was in den letzten Minuten vor einem Schaden geschah. Aufbau einer Dauerhaltbarkeitsprüfung von Getrieben mit SFE-System Quelle: ret-ant Ein Mehrwert eines SFE-Systems besteht darin, dass mit den Messdaten eine genaue Diagnose der Schädigung des Prüflings gestellt werden kann. Schäden können <?page no="277"?> 267 in einem sehr frühen Stadium gefunden und somit der Schadenshergang und Schadensort präzise diagnostiziert werden. Sollen die Auswirkungen von Schädigungen untersucht werden, dient der Trendreport dazu, das Schadenswachstum präzise verfolgen zu können. Bei einem Folgeschaden (zum Beispiel Zahnbruch) kann seine Schadensursache Zum Beispiel Lagerschaden) durch ein sogenanntes 3D-Ordnungsspektrum über der Zeitachse klar aufgezeigt werden. Eine Anbindung des Messsystems an Prüfstand und Prozessleitrechner zur vollautomatischen Prüfung wird über verschiedene etablierte Schnittstellen des Messsystems (zum Beispiel Ethernet, Dig 1/ 0, CAN-Bus und weitere) ermöglicht. <?page no="278"?> 268 24 Qualitätsregelkreis bei der Zahnrad- und Getriebeproduktion Der Prozessablauf bei der Herstellung von Verzahnungen ist gekennzeichnet durch die stetige Abfolge von Fertigungs- und Prüfprozessen. Während die eigentliche Wertschöpfung innerhalb des Fertigungsprozesses erfolgt, wird durch den Prüfprozess die Qualität der Wertschöpfung überwacht. Sind Fertigungs- und Prüfprozess gekoppelt, so spricht man von Qualitätsregelkreisen, mit deren Hilfe die Steuerung des Herstellprozesses ermöglicht wird. Nur durch die Interpretation der Ergebnisse und angemessene Reaktion zwischen Prüfung und Fertigung wird der Prüfprozess zu einem wesentlichen Teil der Wertschöpfung. Diese Erkenntnisse führen zu folgenden Anforderungen an die Prüfverfahren in einer modernen Verzahnungsproduktion: - Kurze Prüfzeiten, um eine wirtschaftliche 100 %ige Kontrolle zu ermöglichen. - Prüfung aller funktionsrelevanten Merkmale einer Verzahnung, um die Ausschussrate zu minimieren und die Montage fehlerhafter Teile zu verhindern. - Hohe Zuverlässigkeit und hohe Reproduzierbarkeit, um einen Stabilen Herstellprozess zu gewährleisten. - Informationen über die Größe und die Art der geometrischen Abweichungen, um gezielte Maßnahmen zur Korrektur des Fertigungsprozesses einleiten zu können. - Aussagefähigkeit bezüglich der geometrischen und der funktionalen Qualität. Quelle: Klingelnberg <?page no="279"?> 269 Für die Verzahnungsprüfung steht heute eine Vielzahl unterschiedlichster Prüfverfahren zur Verfügung, wobei hier eine Beschränkung auf die Betrachtung der objektiven Verfahren erfolgen soll. Generell lassen sich diese in zwei Kategorien unterteilen: geometrieorientierte und funktionsorientierte Prüfverfahren. Zu den geometrieorientierten Verfahren zählen unter anderem die 3D-Koordinatenmessung, die Rauheitsmessung sowie spezielle Prüfvorrichtungen wie beispielsweise die Zweikugelmaßlehre oder manuelle Teilungsmessgeräte Stellvertretend für die funktionsorientierten Prüfverfahren seien hier die Zweiflanken- und die Einflankenwälzprüfung sowie die Körperschallprüfung genannt. 24.1 3D-Koordinatenmessung Im Folgenden werden sowohl die Möglichkeiten als auch die Vor- und Nachteile der 3D-Koordinatenmessung, der Zweiflanken- und der Einflankenwälzprüfung gegenübergestellt. Das Prinzip der 3D-Koordinatenmessung basiert auf einer Vergleichsmessung. Die 3D-Koordinatenmessmaschine erhält aus einem Berechnungsprogramm die Soll- Geometriedaten der Verzahnung und misst gegen diese die Abweichungen der Verzahnungs-Ist-Geometrie. In der Regel erfolgt eine Messung der Teilungsabweichungen und der Flanken- Geometrieabweichungen, wobei Letztere jedoch nur an ausgewählten Zähnen durchgeführt wird. Bei Stirnradverzahnungen werden üblicherweise die Profil- und Flankenlinien von vier Zähnen gemessen; bei Kegelrädern erfolgt die Messung der Flankentopographie über einem definierten Messgitter. Die Auswertung der Messung liefert genormte und nicht genormte Kennwerte, wie beispielsweise die Teilungsgesamtabweichung Fp, den Profilwinkelfehler Fh für Stirnräder oder die Summe der Fehlerquadrate der Flankengitterabweichungen bei Kegelradverzahnungen. Der Hauptvorteil der 3D-Koordinatenmessung ist in der eindeutigen Erfassung der geometrischen Verzahnungsabweichungen des Prüflings zu sehen. Bei Stirnradverzahnungen ist normalerweise ein direkter Rückschluss auf die fertigungstechnischen Ursachen der Geometriefehler anhand der Kennwerte für die Teilungs- und Flankenabweichungen möglich. Hierdurch kann der Fertigungsprozess gezielt korrigiert werden. Bei Kegelradverzahnungen ist eine Prozesskorrektur aufgrund der komplexeren Zusammenhänge zwischen Werkzeuggeometrie, Maschinenkinematik und Verzahnungsabweichung nur mittels geeigneter Programme zu realisieren. So hat die Firma Klingelnberg ein Programmsystem KIMOS und KOMET. Nachteilig ist die 3D-Koordinatenmessung im Hinblick auf die Messdauer und ihren selektiven Informationsgehalt zu beurteilen. Eine 100 %ige Produktionsprüfung ist somit wirtschaftlich nicht möglich. Da die Flankengeometriemessung nur an ausgewählten Zähnen erfolgt, können zudem einige Verzahnungsabweichungen nicht festgestellt, respektive Ausschussteile trotz Prüfung nicht erkannt und aus der Produktion entfernt werden. Eine direkte Beurteilung der funktionellen Verzahnungsqualität ist anhand der 3D-Koordinatenmessung nur eingeschränkt möglich. Erst durch eine Zahnkontaktanalyse auf Basis der 3D-Messdaten können detaillierte Aussagen bezüglich des Laufverhaltens getroffen werden. <?page no="280"?> 270 Vor- und Nachteile der 3D-Koordinatenmessung Quelle: Klingelnberg + Messung gegen Soll-Daten + Fertigungsfeedback (Prozess-, Maschinen-, Werkzeugfehler) - Lange Messdauer (100 %ige Prüfung in der Regel nicht möglich) - Geometrieinformation ist unvollständig (Teilungspunkt und ausgewählte Zähne für Topografie) - Funktionsinformation nur via Simulation (Zahnkontaktanalyse) 24.2 Zweiflankenwälzprüfung Das Prinzip der Zweiflankenwälzprüfung (ZWP) basiert auf einer Abwälzprüfung im Zweiflankenkontakt. Während des Abwälzens wird die Änderung des Achsabstandes zwischen Rad und Gegenrad gemessen. Die Messdaten werden nach einem genormten Verfahren ausgewertet und entsprechende Kennwerte, wie beispielsweise der Zweiflankenrundlauf F“, und die Wälzrundlaufabweichung F“i, berechnet. Der Vorteil der ZWP ist in der kurzen Messdauer zu sehen; bei Stirnrädern, die gegen ein Meisterrad geprüft werden, genügt theoretisch eine Prüfungsumdrehung, um die geometrischen Abweichungen sämtlicher Zähne zu erfassen. Damit ist das Verfahren für eine 100 %ige Prozesskontrolle geeignet. Nachteilig in Bezug auf die Beurteilung des Lauf- und Geräuschverhaltens ist die Prüfung im Zweiflankenkontakt, da sie nicht der Einbausituation im Getriebe entspricht. Dennoch kann mit der ZWP eine Vielzahl von Verzahnungsgeometriefehlern und Beschädigungen erfasst werden. <?page no="281"?> 271 Quelle: Klingelnberg Vor- und Nachteile der Zweiflankenwälzprüfung + Kurze Messdauer (100 % Prüfung möglich) + Geometrieinformation über sämtliche Zähne - Eingeschränkte Information über funktionelle Qualität (wegen Prüfung im Zweiflankenkontakt) - Messung gegen Meisterrad (bei Stirnrädern) - Eingeschränktes Fertigungsfeedback (Prozess-, Maschine-, Werkzeugfehler) 24.3 Einflankenwälzprüfung Das Prinzip der Einflankenwälzprüfung (EWP) basiert auf einer Abwälzprüfung im Einflankenkontakt. Mittels hochauflösender inkrementaler Winkelschrittgeber an An- und Abtrieb werden die Winkelpositionen von Rad und Gegenrad während des Abwälzens gemessen. Durch die Multiplikation der Wälzstellung des Rades mit dem Zähnezahlverhältnis wird die theoretische Wälzstellung des Gegenrades berechnet. Der Vergleich zwischen theoretischer und gemessener Wälzstellung des Gegenrades liefert als Ergebnis die Abweichung vom theoretischen Übersetzungsverhältnis, die auch als Drehfehler oder Einflankenwälzabweichung bezeichnet wird. Die Auswertung des Drehfehlers liefert sowohl genormte Kennwerte, wie zum Beispiel den Einflankenwälzsprung F´i, aber auch nicht genormte Kennwerte wie die Amplituden der Zahneingriffsordnung und ihre Harmonischen. Letztere haben in Bezug auf die Beurteilung des Lauf- und Geräuschverhaltens weit größere Bedeutung als die genormten Kennwerte. Die EWP bietet prinzipiell dieselben Vorteile wie eine ZWP, wobei durch die Prüfung im Einflankenkontakt eine bessere Vorhersage des Lauf- und Geräuschverhaltens ermöglicht wird. Beide Wälzprüfverfahren haben gegenüber der 3D-Koordinatenmessung den Nachteil, dass die Ergebnisse ein Produkt der geometrischen Abweichung von Rad und Gegenrad sind. Die Verfahren werden daher auch als Summenfehler-Prüfverfahren bezeichnet. Um dennoch eine Aussage bezüglich der Qualität der einzelnen Verzahnung zu ermöglichen, werden im Stirnradbereich die Werkstücke gegen ein Meisterrad mit einer hohen Verzahnungsqualität geprüft. <?page no="282"?> 272 Im Kegelradbereich ist dies nicht üblich, daher werden dort Rad und Ritzel nach der Prüfung als Radsatz verbaut. Wenn auch die Einflankenwälzprüfung aufgrund des Messprinzips im Vergleich zur 3D-Koordinatenmessung keine eindeutigen Profil- oder Flankenlinienabweichungskennwerte ausgibt, so gibt es doch klare Zusammenhänge zwischen der Art der geometrischen Abweichung und ihrer Auswirkung auf den Drehfehlerverlauf. Teilungs- und Rundlaufabweichungen äußern sich in einer Veränderung der Amplituden der Rotationsharmonischen und erzeugen Seitenbänder zu den Eingriffsharmonischen. Winkel-, Balligkeitsabweichungen und Verwindungen sind Flankentopografieabweichungen zweiter Ordnung und wirken sich auf die relative Amplitudenhöhe der ersten vier Ordnungen des Zahneingriffes aus. Amplituden oberhalb der vierten Zahneingriffsharmonischen lassen sich auf periodische Strukturen der Flankentopografie zurückführen, wie sie beispielsweise durch Hüllschnittabweichungen erzeugt werden können. Zusammenhang zwischen Profil-Winkel-Abweichung, Zahneingriffsfehler und Ordnungsspektrum Quelle: Klingelnberg Die Kenntnis dieser Zusammenhänge ermöglicht den Einsatz der Einflankenwälzprüfung als Werkzeug zur 100 %igen Prozesskontrolle für die Hartfeinbearbeitung in der Zahnradfertigung. Im Gegensatz zu einer Endprüfung von Stirnverzahnungen, die im klassischen Prozess Fräsen, Schaben, Härten hergestellt werden, kann bei hartfeinbearbeiteten Zahnrädern die Prüfung direkt im Anschluss an den Verzahnungsprozess erfolgen. Hierdurch lässt sich neben der Beurteilung des Lauf- und Geräuschverhaltens auch die Stabilität des Fertigungsprozesses überwachen; die Durchführung von Korrekturmaßnahmen wird ermöglicht. Sofern die Informationen über die Ursachen der Prozessinstabilität auf Basis der Einflankenwälzprüfung unzureichend ist, kann über eine ergänzende 3D-Koordinatenmessung eine eindeutige Identifikation der Geometrieabweichung erfolgen und können entsprechende Korrekturen ermittelt werden. <?page no="283"?> 273 Quelle: Klingelnberg Vor- und Nachteile der Einflankenwälzprüfung + Kurze Messdauer (100 % Prüfung möglich) + Geometrieinformationen über sämtliche Zähne + Vollständige Informationen über funktionelle Qualität (wegen Prüfung im Einflankenkontakt) - Messung gegen Meisterrad (bei Stirnrädern) - Eingeschränktes Fertigungsfeedback (Prozess-, Maschine-, Werkzeugfehler) <?page no="284"?> 274 24.4 Fertigungszelle Aufgrund der Vielzahl an unterschiedlichen Fertigungsfolgen für Stirnradverzahnungen ergeben sich entsprechend unterschiedliche Anforderungen an eine Laufprüfmaschine. Um diesen Anforderungen gerecht zu werden, wurde von Firma Klingelnberg der R 30 Stirnradtester entwickelt. Das modulare Konzept der R 30 ermöglicht die Prüfung von wellen- und radförmigen Stirnradverzahnungen auf einer Maschine. Je nach den Bedürfnissen kann die Maschine mit einem oder mehreren Einund/ oder Zweiflankenwälzprüfschlitten ausgestattet werden. Zusätzlich ist die Ausrüstung mit Helix-Prüfschlitten für die Messung von Flankenlinienwinkelabweichungen möglich. Neben diesen geometrischen Prüfverfahren verfügt die R 30 über eine optionale Körperschallprüfung, die wahlweise im Ein- oder Zweiflankenkontakt durchgeführt werden kann. Es können Drehzahlen bis zu 3.000 U/ min und Bremsmomente bis zu 20 Nm realisiert werden. Im Vergleich zu anderen Maschinenkonzepten sind die Prüfschlitten der R 30 mit Linear-Antriebstechnik ausgestattet. Durch die regelbare Kraft und Vorschubgeschwindigkeit des Prüfschlittens wird ein sanftes Einfädeln der Verzahnung gewährleistet. Hierdurch wird der Verschleiß der Meisterräder maßgeblich reduziert. Gleichzeitig bietet sich durch die programmgesteuerte Einstellung des Achsabstandes die Möglichkeit, Verzahnungsvarianten mit unterschiedlichen Achsabständen ohne mechanisches Umrüsten zu prüfen. Zur weiteren Erhöhung der Flexibilität und Funktionalität der R 30 kann der Maschinentisch der Hauptspindel mit einer NC-gesteuerten Höhenverstellung ausgerüstet werden. Im Zusammenspiel mit dem modularen Prüfschlittenkonzept können mehrere Varianten eines Zahnradtyps geprüft werden, ohne dass hierzu eine Umrüstung des Lehrzahnrades erforderlich ist. Quelle: Liebherr / Klingelnberg <?page no="285"?> 275 Vorteile: - 100 %ige Prüfung ermöglicht 0 % Ausschussrate. - Prognose/ Beurteilung des Lauf- und Geräuschverhaltens. - Reaktion zwischen geometrischer Abweichung und EWP ermöglicht die Identifikation von Prozess-, Maschinen- und Werkzeugfehlern. - Im Fall einer festgestellten Geometrieabweichung können über eine 3D-Koordinatenmessung gezielte Korrekturwerte für das Werkzeug und die Maschineneinstellung ermittelt werden. Modulares Maschinenkonzept des R 30 Stirnradtesters Das Maschinenbild zeigt die modularen Prüfmöglichkeiten: 1. Hauptspindel mit Shift-Achse (automatische Höhenverstellung) 2. Gegenhalter (Aufnahme von Wellenbauteilen) 3. ZWP-Schlitten 4. EWP-Schlitten (optional KSP im Einflankenkontakt) 5. Helix-Schlitten Vorteile des R30: + Eine Maschine für Räder und Wellen + Maschinengrundausstattung frei nach verfügbarem Budget konfigurierbar + Einfache Erweiterung durch Einbau von Zusatzschlitten möglich 24.5 Prüfkonzept: Die Laufprüfung erfolgt für sämtliche Verfahren in einem automatischen Zyklus, der je nach den Anforderungen der Produktion individuell konfiguriert werden kann. Dabei ist sowohl eine manuelle als auch eine vollautomatische Beladung der R 30 möglich. Letztere wird durch den Einsatz eines 6-Achs-Roboters realisiert, um den mannigfaltigen Ausführungen von Werkstück-Transportsystemen Rechnung zu tragen. Die einfache und flexible Umrüstmöglichkeit der R 30 bietet einen deutlichen Vorteil für Verzahnungshersteller mit kleinen Losgrößen und/ oder einem großen Teilespektrum. Die R 30 bietet optimale Möglichkeiten für die Laufprüfung in der Groß- und Kleinserienfertigung von Stirnradverzahnungen. <?page no="286"?> 276 25 Instandhaltung ,Ausfallursachen, Schäden und Verfahren zur Schadensfrüherkennung von Zahnradgetrieben Es gibt heute eine Vielzahl erprobter Rechenverfahren, die angewendet werden, um jedes einzelne Bauteil einer Maschine genauestens nach dem - bedingt durch Einsatzfall, Wirtschaftlichkeit oder sonstige Gegebenheiten - schwächsten Bauteil auszulegen. Dieses richtige Vorgehen, das gute Materialausnutzung und Leichtbauweise anstrebt, bringt jedoch Einschränkungen im Hinblick auf die Nutzungsdauer und Belastbarkeit eines Produktes mit sich. Neue technische Erkenntnisse zeigen auf der einen Seite Verbesserungen, auf der anderen jedoch Nachteile, das heißt konstruktionsbedingte Belastungen von Bauteilen, die im unmittelbaren Zusammenhang stehen (zum Beispiel Geräuschminderung durch höhere Schrägungswinkel einer Stirnradpaarung bei gleichzeitiger Schwächung der Zahnkörperlagerung). Die Erhöhung der Festigkeitswerte der Bauteile durch Wärmebehandlung gehört ebenso zur Praxis wie die Beeinflussung der Gebrauchsdauer eines Produktes durch Hilfsstoffe, wie zum Beispiel Ölzusätze. Trotzdem treten immer wieder Schäden auf. Die Schadensaufteilung bei stationären Getrieben zeigt: 40 - 60 % Zahnradschäden 12,5 % Lager 6,4 % Wellen 9,7 % sonstige Schäden <?page no="287"?> 277 Quelle: Klüber 25.1 Zahnschäden an einsatzgehärteten Stirnrädern und Kegelrädern Neben Gewaltbruch stellt jede Art der Schädigung eine Ermüdung des Werkstoffes dar .Diese Ermüdung kann hervorgerufen werden durch Mängel am Bauteil, wie unzureichende Werkstoffqualität, ursachgemäße oder dem Zweck unzureichende Wärmebehandlung und Mängel, die auf die Konstruktion und Fertigung zurückzuführen sind. Weitere Ursachen, die zu Schäden führen können, sind mangelhafte Wartung und Montage sowie unzulässige Belastungen, zum Beispiel falsche Projektierung oder unvorhersehbare Gewalteinwirkung. Hieraus lassen sich zwei Gruppen von Schadensursachen ableiten. Die Herstellungsbedingten Schäden sind auf Konstruktions-, Werkstoff- und Fertigungsfehler zurückzuführen. <?page no="288"?> 278 Demgegenüber sind die Betriebsbedingten Schäden eine Folge von Wartungs-, Instandsetzungs- und Bedienungsfehlern sowie von übermäßigen Beanspruchungen hinsichtlich Geschwindigkeit, Belastung und Temperatur. Große Bedeutung bei Schadensanalysen sollte der Schmierung beigemessen werden. Die geometrischen Verhältnisse zweier Zahnräder wirken sich ungünstig auf die Bildung eines Schmierstofffilmes (Tragfilm) aus. Jeder neue Eingriff bedeutet neue Tragfilmbildung im Bereich des Betriebswälzkreises. Vom Betriebswälzkreis hin zum Zahnkopf und Zahnfuß herrscht im allgemeinen Mischreibung vor. <?page no="289"?> 279 Bei diesem Schmierungszustand kann es also zu direktem metallischem Kontakt kommen. Dabei sind grundsätzlich zwei Schäden zu unterscheiden, nämlich die Schäden die einmal im Bereich des Betriebswälzkreises als Oberflächenbeschädigung auftreten und zum anderen vom Zahngrund ausgehend einen Gewalt- oder Dauerbruch herbeiführen. Einen Überblick über die bestehenden Arten von Zahnschäden gibt das vorhergegangene Bild. 25.2 Ausfallursachen Der Fress- und der Abriebverschleiß sind in starkem Maße schmierstoffabhängig. Die Grübchenbildung ist nur in begrenztem Maße durch Schmierung beeinflussbar. Auf den Zahnbruch hat die Schmierung keinen direkten Einfluss Bei hohen Umfangsgeschwindigkeiten kann sie jedoch dämpfend auf dynamische Zusatzkräfte wirken und damit indirekt auch den Zahnbruch beeinflussen. Im Folgenden werden Zahnschäden gemäß der in DIN 3979 vorgenommenen Unterteilung behandelt. Schematische Darstellung der Belastungsgrenze für Getriebe mit Zahnrädern aus gehärtetem Stahl Quelle: Klüber <?page no="290"?> 280 Verschleiß Unterschieden wird Verschleiß durch Abrieb und durch Metallübertragung. Durch direkten Kontakt der Zahnflanken erzeugter Abriebverschleiß ist durch Ölviskosität und Ölzusätze beeinflussbar. Durch feste Fremdstoffe verursachter Verschleiß lässt sich durch regelmäßigen Ölwechsel oder durch Filterung größerer Ölfüllungen begrenzen. Im Einzelnen werden folgende Verschleißarten unterschieden. Normaler Verschleiß Die Herstellungsbedingte Oberflächenstruktur (Fräs-, Schleif-, Schabemarken) wird durch Abscheren oder plastische Verformung der Rauheitsspitzen eingeebnet. Es entsteht eine glatte, oft glänzende Oberfläche. Normaler Verschleiß, zu dem auch der gezielte Einlaufverschleiß zählt, beeinträchtigt nicht die Funktion und Lebensdauer von Getrieben. Schleifverschleiß Feste Verunreinigungen im Schmieröl wie Schleifstaub, Formsand, Rost, Zunder oder ähnliches wirken läppend auf die Zahnflanken. Dadurch wird die herstellungsbedingte Oberflächenstruktur weitgehend abgetragen. Es entsteht eine gleichmäßige, matte Oberfläche. Im fortgeschrittenen Zustand kann Schleifverschleiß zu einer Änderung der Zahnform und damit zur Vergrößerung des Zahnspieles führen. Verschleiß durch Eingriffsstörung Bei Mängeln der Verzahnungsgeometrie (zum Beispiel Teilungsfehler), bei Unterschreiten des vorgegebenen Achsabstandes oder durch Verformung unter Last treten Eingriffsstörungen auf, die an Zahnkopf und Zahnfuß zu hohen Pressungen führen und an diesen Stellen Schabemarken in Zahnhöhenrichtung erzeugen. Nach längerer Laufzeit können eine Abrundung der Kopfkanten und eine Aushöhlung des Zahnfußes auftreten. Kratzer Im Schmierstoff erhaltene feste Fremdstoffe verursachen im Zahneingriff infolge der dort herrschenden Gleitbewegung verlaufende Kratzer an den Zahnflanken. In gleicher Weise können Rauheitsspitzen der Gegenflanken wirken. Riefen Hierbei handelt es sich um strichartige, rillenförmige Vertiefungen, die im Gegensatz zu Kratzern bis zum Zahnkopf beziehungsweise bis zum Beginn oder Ende des Eingriffes am Zahnfuß durchlaufen. Riefenbildung tritt auf, wenn unter hohen Belastungen kleine Fremdkörper oder Rauheitsspitzen der Gegenflanke in die Zahnflanke gedrückt werden. Fortschreitende Riefenbildung führt zu starkem Materialabtrag, tritt vorwiegend im Bereich großer Gleitgeschwindigkeit am Zahnkopf und Zahnfuß auf und kann eine Vorstufe des Fressens sein. <?page no="291"?> 281 Fressen Infolge hoher Flankenpressung, hoher Gleitgeschwindigkeit und der daraus resultierenden Temperaturerhöhung (Warmfressen) oder bei örtlich hohen Flankenpressungen mit niedrigen Flankengeschwindigkeiten bis 4 m/ s (Kaltfressen) wird der Schmierfilm zwischen den Zahnflanken durchbrochen, so dass metallische Flächen unmittelbar aufeinander reiben. Hierbei auftretende örtliche Verschweißungen der Zahnflanken werden infolge der herrschenden Relativbewegung auseinander gerissen, wodurch auf den Zahnflanken streifige Aufrauhungen in Zahnhöhenrichtung entstehen. Letztere treten in unterschiedlicher Breite und Tiefe in einzelnen Flankenbereichen oder über die ganze Zahnbreite mit stärkster Ausprägung am Zahnkopf und Zahnfuß auf. Im fortgeschrittenen Zustand können beim Warmfressen als Folge von Werkstoffüberhitzungen Anlassfarben entstehen. Leichte Fressstellen, die gelegentlich schon während des Einlaufens auftreten, können wieder eingeebnet werden. Getriebe mit ausgedehnten Fressstellen an der Verzahnung weisen allgemein ein erhöhtes Laufgeräusch auf. Neben Verzahnungsfehlern kann Fressen durch Schmierstoffmangel oder durch Verwendung von Schmierstoffen unzureichender Qualität beziehungsweise Viskosität verursacht werden. In Getriebeölen enthaltene EP-Zusätze unterbinden durch Bildung von festen Reaktionsschichten mit geringem Scherwiderstand das Auftreten örtlicher Verschweißungen. Zahnflankenermüdungserscheinungen Sie treten auf, wenn die Wälzfestigkeit des Werkstoffes durch die aufgebrachten Belastungen örtlich oder über die ganze Zahnbreite überschritten wird. Grübchen (Pitting) Aus den Zahnflanken brechen Materialteilchen aus, so dass Vertiefungen - genannt Grübchen oder Pittings - entstehen. Unterschieden wird zwischen Einlaufgrübchen und fortschreitenden Grübchen. Einlaufgrübchen: Sie können bei der Inbetriebnahme eines neuen Zahnrades auftreten. Hierbei brechen kleine, oft flache, muschelförmige Materialteilchen aus. Sie vermehren sich so lange, bis Herstellungsgenauigkeiten der Zahnräder und Rauheitsspitzen soweit abgetragen sind, dass eine genügend große Berührungsfläche vorhanden ist, um die Zahnkräfte ohne weitere Oberflächenschäden zu übertragen. Bei einsatzgehärteten Rädern können neben den Einlaufgrübchen auch Feinstausbrüche (Mikropitting) auftreten. Fortschreitende Grübchen: Sie entwickeln sich aus Einlaufgrübchen und/ oder aus Feinstausbrüchen weiter, wobei sich oft größere Grübchen aus benachbarten kleinen Materialausbrüchen bilden. In fortgeschrittenem Zustand kann Grübchenbildung infolge Überlastung der noch nicht beschädigten Flankenoberflächen zu einer Veränderung der Zahnform mit nachfolgendem erhöhtem Gleitverschleiß und möglichem Zahnbruch führen. Die Bildung fortschreitender Grübchen hängt neben der Werkstoffwälzfestigkeit von der Gleitgeschwindigkeit, der Umfangsgeschwindigkeit und dem Einlaufverhalten ab. <?page no="292"?> 282 Links: Einlaufgrübchen auf den Zahnflanken eines Strinrades aus Vergütungsstahl Rechts: Fortschreitende Grübchenbildung an den Zahnflanken eines Stirnrades Quelle: Mobil Poren (Feinstausbrüche, Graufleckigkeit, Mikropitting) Insbesondere bei einsatzgehärteten Rädern bilden sich auf den belasteten Flanken feinste Ausbrüche, die bei gehäuftem auftreten als Mattierung erscheinen(Graufleckigkeit). Sie bilden sich infolge des örtlichen Auftretens von Mischreibung (Mikrorissbildung). Die Neigung zum Entstehen von Feinstausbrüchen vermindert sich mit Abnahme der Flankenrauhigkeit, der Verzahnungsreibungszahl (Verzahnungsgeometrie) und der Öltemperatur sowie mit Zunahme der Ölviskosität und der Umfangsgeschwindigkeit. Werkstoffhärtung steigert die Graufleckigkeitstragfähigkeit. 25.3 Verfahren der Schadensfrüherkennung Die bei der Inspektion stationärer Zahnradgetriebe üblicherweise erfassten Zustandsgrößen - zum Beispiel Lagertemperatur, Öldruck, Ölzustand, Zahnflankenzustand (Sichtprüfung), Geräusche (Hörkontrolle) - reichen häufig nicht aus, um sich anbahnende Schäden frühzeitig erkennen und verhindern zu können. Ein Nachteil der bei der Inspektion durchgeführten Prüfungen besteht vor allem darin, dass sie diskontinuierlich erfolgen und dass Schäden oft erst in ihrem Spätstadium erkannt werden. Zum Beispiel weist ein Anstieg der Öltemperatur häufig auf einen bereits eigetretenen Fressschaden hin oder abgefallener Öldruck auf bereits erfolgten starken Lagerverschleiß. Dem gegenüber werden erste Anzeichen sich ausbildender Schäden (zum Beispiel Oberflächenrisse, beginnende Grübchenbildung) durch die klassischen Inspektionsverfahren meist nicht erfasst. Es ist daher eine große Zahl <?page no="293"?> 283 zum Teil recht komplizierter Verfahren eingeführt worden, welche durch zusätzliche Messgrößen, durch verfeinerte Messempfindlichkeit und zum Teil durch kontinuierliche, vollautomatische Überwachung die frühzeitige Erkennung und Unterbindung sich anbahnender Getriebeschäden ermöglichen. Im Folgenden wird ein Überblick über in Betracht kommende Verfahren gegeben. Messung der Betriebstemperatur und des Öldruckes Die bei großen oder wichtigen Getrieben eingesetzten Temperatur- und Druckmessgeräte sollten auf möglichst kleine Veränderungen reagieren und mit Alarm- oder Abschalteinrichtungen verbunden sein. Als moderne Temperaturmessgeräte kommen Widerstandsthermometer und Thermoelemente in Betracht, für die Druckmessung induktive Aufnehmer. Öltemperatur Wichtiger als die Erfassung der Öleintritts- und Ölaustrittstemperatur ist die Messung der Differenz aus beiden Temperaturen. Ein Anstieg der Differenztemperatur verweist auf verschleißbedingte Zunahme der Verlustwärme. Lagertemperatur Die Messung kann unter der Weißmetallschicht von Gleitlagern erfolgen oder durch Temperaturfühler im Ölstrom mit Fangrillen im Ölaustritt. Von Bedeutung sind vor allem die Temperaturen der schnell laufenden Lager. Bei Wälzlagern wird ein Aufnehmer am Lageraußenring angebracht. Öldruck Wichtig ist die Messung des Öldruckes und der Durchflussmenge unmittelbar vor dem Getriebe, sowie die Messung des Differenzdruckes am Ölfilter. Untersuchung von Ölproben und Verschleißteilchen Menge und Art der im Öl enthaltenen Verschleißteilchen lassen sich durch folgende Verfahren ermitteln. Spektroskopische Verfahren Diese Verfahren (Emissionsspektroskopie, Röntgenfluoreszenzanalyse, Atomabsorptionsspektroskopie) bestimmen unter anderem die Elemente der im Öl enthaltenen Verschleißpartikel und lassen Veränderungen im Verschleißverhalten erkennen. <?page no="294"?> 284 Optische Partikelzählung Die verwendeten Zählgeräte geben über die ermittelte Partikelzahl Einblick in das Verschleißverhalten. Ferrographie Ferromagnetische Verschleißteilchen werden auf magnetischem Wege aus einer Ölprobe abgeschieden. Die Partikelmenge wird ermittelt. Zusätzlich können Größe, Form und Aussehen der Partikel mikroskopisch bestimmt werden. Die Messungen ermöglichen Rückschlüsse auf den Verschleißzustand. Magnetic chip detector Ferromagnetische Abriebteilchen scheiden sich im Getriebe an Permanentmagneten ab. In regelmäßigen Abständen werden die Magnete den Getrieben entnommen und die anhaftenden Partikel abgestreift und untersucht. Der Magnetismus der Probe ist ein Maß für die Partikelmenge. Zusätzliche mikroskopische Untersuchungen ermöglichen weitere Rückschlüsse. Die Magnete müssen während des Betriebes entnehmbar sein. Eine Kombination mit der Ablassschraube ist für das beschriebene Messverfahren ungeeignet. Filteruntersuchung Regelmäßig entnommene Ölproben werden gefiltert. Die dabei abgeschiedenen Verschleißteilchen werden mengenmäßig ermittelt und mikroskopisch untersucht. Radionuklidtechnik Die zu überwachenden Bauteile werden radioaktiv markiert. Dadurch lässt sich bei verschiedenen Verschleißpartikeln aus gleichem Material deren Herkunft unterscheiden. Das Verfahren wird bisher im Wesentlichen nur für den Versuchsbetrieb und nicht für die betriebliche Überwachung eingesetzt. Mit Ausnahme der Radionuklidtechnik arbeiten alle aufgeführten Verfahren in der Regel diskontinuierlich. Sie können mit erhöhtem Aufwand zum Teil auch zur kontinuierlichen Verschleißüberwachung eingesetzt werden. Schwingungs-, Schall- und Stoßimpulsmessung Schwingungsmessung Als eine wirkungsvolle Maßnahme zum frühzeitigen Erfassen sich ausbildender Verzahnungs- und Lagerschäden hat sich die Messung der Wellenschwingungen in Lagernähe bewährt. Registriert werden hierbei radiale und axiale Verlagerungen. Die Schwingungsmessung erfolgt meist berührungslos, zum Beispiel induktiv oder nach dem Wirbelstromverfahren. Die Schwingungsmessung wird zum Teil für Turbogetriebe vorgeschrieben. <?page no="295"?> 285 Körperschallmessung Der mit zunehmendem Verschleiß verbundene Anstieg des Körperschalles wird genutzt, um den Zustand des Getriebes anzuzeigen. Die Messung erfolgt durch piezokeramische Aufnehmer, zum Beispiel am Außenring des Wälzlagers einer Getriebewelle, oder am Gehäuse. Stoßimpulsmessung Dieses Verfahren findet zur Überwachung von Wälzlagern Verwendung. Die Stoßimpulse werden über Beschleunigungsaufnehmer erfasst. Die aufgeführten Verfahren arbeiten kontinuierlich. Sie können mit Alarm- oder Abschaltvorrichtungen verbunden werden, die beim Überschreiten eingestellter Grenzwerte in Funktion treten. Sonstige Überwachungsverfahren - Messung der Zahnfußbiegebeanspruchung - Verschleißanzeigevorrichtungen - Kontrolle der Verzahnung auf Risse - Härtemessung 25.4 Instandhaltung Aufgabe der Instandhaltung ist es, die Leistungsfähigkeit von Maschinen zu erhalten, Maschinen- und Produktionsausfälle zu vermeiden, die Betriebskosten zu senken und eine lange Maschinenlebensdauer zu sichern. Die Instandhaltung wird in DIN 31051 definiert. Sie unterteilt sich in die folgend aufgeführten Untergruppen: Instandhaltung Inspektion Wartung Instandsetzung Messen Säubern Ausbessern Prüfen Reinigen Austauschen Konservieren Einstellen Schmieren Ergänzen Auswechseln Nachstellen Aufgabe der Inspektion ist es, sich anbahnende Maschinenstörungen und Schäden rechtzeitig zu erkennen. Im Rahmen der Wartung werden Maschinen zur Erhaltung ihrer Funktion und zur Minderung der Abnutzung gepflegt. Zweck der Instandsetzung ist es, auftretende Schäden zu beheben. Im weiteren Sinne zählen auch vorbeugende Maßnahmen bei der Erstinbetriebnahme und Stillsetzen von Maschinen zur Instandhaltung. Eine wirkungsvolle und wirtschaftliche Instandhaltung muss systema- <?page no="296"?> 286 tisch, d.h. geplant durchgeführt werden. Dies erfordert eine geeignete Instandhaltung- und Schmierungsorganisation sowie qualifiziertes, geschultes Personal. Im Rahmen der Instandhaltung stationärer Zahnradgetriebe müssen sich ausbildende Zahnschäden (Graufleckigkeit, Grübchenbildung, Abriebverschleiß, Fressen, Zahnbruch) bereits im Frühstadium erkannt und ihr Fortschreiten unterbunden werden. Die Lager müssen ständig überprüft werden und sind ggf. zu ersetzen. Die störungsfreie Funktion der einzelnen Bauteile des Schmierungssystems (z.B. Ölpumpen, Ölfilter, Ölleitungen, Kühler) muss gewährleistet sein. Eine lange Gebrauchsdauer der Ölfüllung lässt sich durch Überwachung und Pflege realisieren. Die folgenden Kapitel befassen sich mit einzelnen Bereichen und Maßnahmen der Instandhaltung von Zahnradgetrieben. Erstinbetriebnahme Fehler bei der Aufstellung und Erstinbetriebnahme, die Betriebskosten und die Lebensdauer von Zahnradgetrieben erheblich beeinträchtigen. Zahnradgetriebe werden meist in konserviertem Zustand angeliefert. Anbauteile wie Ölpumpen, Filter- Ölkühler und Rohrleitungen werden oft getrennt mitgeliefert. Die Anlieferung ölgeschmierter Getriebe erfolgt bei kleineren Getrieben meist mit, bei größeren Getrieben aus Sicherheitsgründen meist ohne Ölfüllung. Fettgeschmierte Getriebe und einzelne Fettschmierstellen (z.B. Lager, Dichtungen) werden allgemein mit Fettfüllung geliefert. Der im Getriebeinneren vorhandene Korrosionsschutzfilm ist meist öllöslich und kann bei der Inbetriebnahme im Getriebe verbleiben. Demgegenüber können aufgebrachte, nicht ölllösliche Korrosionsschutzfilme Schaumprobleme und andere Störungen verursachen und müssen vor Erstinbetriebnahme entfernt werden. Der auf freien Wellenenden, in Hohlwellenbohrungen und auf Anschlussflächen aufgebrachte Korrosionsschutzfilm lässt sich durch Lösungsmittel (z.B. Reinigungsbenzin, Kaltreiniger) entfernen. Der Film darf nicht abgeschmirgelt werden. Lösungsmittel dürfen nicht an die Wellendichtungen gelangen. Zahnradgetriebe sind auf ebenen, starken, erschütterungsfreien Fundamenten horizontal zu befestigen und nach den an- und abtriebsseitigen Maschinen auszurichten. Die Öffnungen für Öleinfüllung und Ölablass, das Schauloch und die Ölstandsanzeige müssen frei zugänglich bleiben. Separate Montage- und Betriebsanleitungen der Zusatzaggregate (z.B. Ölpumpen) sind zu beachten. <?page no="297"?> 287 26 Betriebswirtschaftlichkeit von Getrieben 26.1 Lebensdauer-Verlängerung bei Zahnradgetriebe Die am häufigsten verwendeten Maschinenelemente in der heutigen Industrie sind Zahnräder und deshalb sind Untersuchungen zu ihrer Zuverlässigkeits- und Lebensdauererhöhung von großer Bedeutung. Nach einer Schadensstatistik treten 60 % aller Getriebeschäden an Zahnrädern auf. Die Schadensarten von Zahnradgetrieben sind sehr unterschiedlich. Zahnschäden an Zahnradgetrieben Quelle: TH Stuttgart Welcher Schaden am betrachteten Zahnrad am frühesten auftreten wird, hängt im Allgemeinen von zahlreichen Einflussfaktoren ab, wie zum Beispiel Betriebsbedingungen, Werkstoffeigenschaften sowie Wärmebehandlungsart und Schmierstoffauswahl, Dimensionierung und Herstellgenauigkeit. <?page no="298"?> 288 Um mögliche Zahnschäden rechtzeitig ermitteln und beseitigen zu können sowie notwendige Maßnahmen zur Lebensdauererhöhung der Zahnradgetriebe zutreffen, ist die Durchführung der regelmäßigen Wartungs- und Überholungsarbeitsgängen von besonderer Bedeutung. Alle Schäden - mit Ausnahme von Zahnbruch - treten an den Zahnflanken auf. Bezüglich der Schadenshäufigkeit kann man Grübchenbildung, Verschleiß, Fressen (Warmfressen) und Zahnbruch (Dauerbruch) als die häufigsten zu erwartenden Schäden unterscheiden. Die Raddrehrichtung der meisten Zahnradgetriebe wird für die ganze Betriebslebensdauer nicht geändert und deshalb entstehen die Zahnflankenschäden (Grübchenbildung, Fressen, Verschleiß, Abplatzer, Graufleckigkeit) nur zwischen den sich berührenden Flanken (Arbeitsflanken) der Zahnräder. Die anderen Zahnflanken (Rückflanken) werden dabei nicht belastet und bleiben ohne Schäden, auch nach längerer Betriebszeit. Zahnbruch tritt infolge der Biegespannung auf, die sowohl am Zahnfuß der Arbeitsflanke (Biegezugspannung) als auch der Rückflanke (Biegezugspannung) wirken. Aufgrund der beschriebenen Tatsache kann man feststellen, dass die Lebensdauerreserve der meisten Zahnradgetriebe (Ausnahme die Zahnräder mit gleichwertiger Rückwärtsbewegung wie zum Beispiel im Drehwerk der Drehkrane, in Getrieben von Schienenfahrzeugen oder bei Umlaufzahnrädern von Planetengetrieben, deren Zähne beidseitig belastet werden) nicht völlig ausgenutzt wird. Also ist eine zweifache Lebensdauererhöhung von Zahnradgetrieben möglich, wenn nach einer bestimmten Betriebszeit die Arbeitsflanken der Zahnräder gewechselt werden würden. Um die Arbeitsfähigkeit der Rückflanken der Zähne auch zu nutzen, nämlich durch Aktivierung der bisher kaum belasteten Rückflanken, müssen die Zahnradgetriebe schon in der Konstruktionsphase dementsprechend ausgelegt werden. Nach einer bestimmten Betriebszeit, zum Beispiel während der technischen Wartung, kann somit der Arbeitsflankenwechsel der Zähne mit minimalem Arbeits- und Materialaufwand durchgeführt werden, <?page no="299"?> 289 Wechsel der Zahnflanken durch Umdrehen der Wellen (Zahnräder) und Drehrichtungsänderung des Motors 26.1.1 Lebensdauerverhältnis Zahnbruch und Grübchenbildung sind die am häufigsten auftretenden Schadensarten bei der Zahnradverzahnung. Im Gegensatz zur Grübchenbildung kann der Zahnbruch im Zahnfuß sowohl auf der Seite der Arbeitsflanke, als auch auf der Seite der Rückflanke des Zahnes auftreten. Aus diesem Grund hat der Zahnflankenwechsel nur dann eine Bedeutung, wenn der Lebensdauerwert bis zum Auftreten des Zahnbruchs mindestens zweimal größer ist als der Lebensdauerwert bis zur Grübchenbildung. Deshalb ist es von Belang, schon in der Getriebeentwicklungsphase eine verhältnismäßige Lebensdauerberechnung für die Schadensfälle Zahnbruch und Grübchenbildung durchzuführen. <?page no="300"?> 290 Das Lebensdauerverhältnis hängt unter anderem von den Baugrößen der Zahnräder (Modul, Zahnbreite, Durchmesser), dem Werkstoff, der Umfangsgeschwindigkeit und der Belastung ab. Für die bessere Anschaulichkeit sind die Ergebnisse der theoretischen Berechnungen für das Ritzel eines geradverzahnten Stirnradgetriebes (Übersetzung i = 2) graphisch dargestellt. Lebensdauerverhältnis Sfh für schrägverzahnte Zahnräder Wie aus den Abbildungen zu ersehen ist, verringert sich das Lebensdauerverhältnis S fh bei steigender Umfangsgeschwindigkeit v. Auch Modul m und Zahnbreitenfaktor b/ d haben auf das Lebensdauerverhältnis einen wesentlichen Einfluss. Für Zahnräder aus Vergütungsstahl ist die Verwirklichung des Flankenwechsels, wie aus dem Bild folgt, schon für Modul ab 1,0 und Zahnbreitenfaktor ab 0,5 möglich, da das Lebensdauerverhältnis fast immer größer ist als Sfh = 2. Für die Zahnräder aus Einsatzstahl (in diesem Fall 16MnCr5, einsatzgehärtet) ändert sich die Situation erheblich. Durch eine Wärmebehandlung wird die Grübchentragfähigkeit der Zähne mehr erhöht als die Zahnfußtragfähigkeit, deshalb nimmt das Lebensdauerverhältnis wesent- <?page no="301"?> 291 lich ab. Hierbei wäre der Zahnflankenwechsel nur für Module ab 2,5 und Zahnbreitenfaktor ab zirka 0,6 sinnvoll. Auch bei schrägverzahnten Stirnradgetrieben verringert sich das Lebensdauerverhältnis Sfh deutlich im Vergleich zu dem geradverzahnten Stirnradgetriebe. Der Grund hierfür ist, dass durch die Vergrößerung der Berührungslinie der im Eingriff stehenden Zähne die Grübchentragfähigkeit größer wird als die Zahnfußtragfähigkeit. Um einen Flankenwechsel der untersuchten schrägverzahnten Getriebe zu verwirklichen, muss das Zahnbreitenverhältnis bei Modul m = 3 mindestens b/ d = 0,6 sein (oder 0,5 bei Modul m = 3,5). In der Regel befinden sich die Zahnradgetriebe der Antriebssysteme unter zeitlich veränderlicher Belastung. Wenn das Last- oder Beanspruchungskollektiv für eine berechnende Verzahnung bekannt ist, muss das Lebensdauerverhältnis Sfh für jede Stufe berechnet werden. Der Zahnflankenwechsel ist in diesem Fall nur dann theoretisch denkbar, wenn alle berechneten Werte des Lebensdauerverhältnisses größer sind als 2. 26.1.2 Zahnflankenwechsel im Betrieb Im vorhergehenden Artikel wurde die theoretische Voraussetzung für die Verwirklichung des Zahnflankenwechsels erläutert. Auslegung, Funktion und Betriebsbedingungen der Stirn- und Kegelradgetriebe sind sehr unterschiedlich. Der wirtschaftliche und konstruktionsbedingte Hintergrund des Zahnflankenwechsels muss auch begründet werden. Deshalb ist ein Zahnflankenwechsel für jedes Getriebe im Einzelnen entsprechend der konstruktiven Lösung oder anhand der Arbeitsweise der Maschine zu wählen. Der Wechsel der Zahnflanken kann mit folgenden Verfahren verwirklicht werden: 1. Drehrichtungsänderung des Antriebsmotors. Dieses sehr einfache Verfahren kann nur für die jenigen Fälle angewendet werden, wenn die Drehrichtung des Motors keine Auswirkung auf die Arbeitsweise der Maschine hat. 2. Umkehr der Zahnräder. Dieses Verfahren kann nur für Stirnradgetriebe im allgemeinen Maschinenbau realisiert werden, wenn die Räder nicht mit der Welle aus einem Stück hergestellt sind. Bei diesem Verfahren ist die notwendige Wartungsarbeit (Zerlegung, Umkehr und Einbau der Zahnräder) zu beachten. Die Drehrichtungsänderung des Antriebsmotors ist dabei nicht erforderlich. 3. Drehrichtungsänderung des Motors und Umkehr der Wellen (oder Zahnräder). Dieses Verfahren ist besonders für Kegel- und Kegel-Stirnradgetriebe geeignet. Im Bild ist der Flankenwechsel der Zähne eines 3-stufigen Kegelstirnradgetriebes eines Fördererantriebes dargestellt. Hierbei wird in der Betriebsperiode 2 die Drehrichtung des Motors geändert, die Zwischenwelle mit getragenen Elementen (Zahnräder und Lager) und das getriebene Großrad umgedreht und gleichzeitig verschoben. Hierdurch wird die Drehrichtung der Abtriebswelle nicht geändert. Bei der Auslegung sind lediglich in der Abtriebswelle beidseitig symmetrisch zwei Wellennuten konstruktiv vorzusehen. Es könnte hierbei auch die Abtriebswelle umgedreht werden (anstatt das Großrad zu verschieben), wenn diese mit zwei ähnlichen Wellenenden ausgelegt wird. <?page no="302"?> 292 26.2 Zusammenfassung Aufgrund der Tatsache, dass die Zahnraddrehrichtung der meisten Getriebe für die ganze Betriebslebensdauer nicht geändert wird und die Schäden wie Grübchenbildung, Fressen, Verschleiß nur zwischen den sich berührenden Flanken (Arbeitsflanken) der Zahnräder entstehen, dabei die anderen Zahnflanken (Rückflanken) nicht belastet werden, kommt die Frage auf, ob nicht nach einer bestimmten Betriebszeit die Flanken der Zähne gewechselt werden können. Weil der Zahnbruch und die Grübchenbildung bei Zahnradgetrieben die am häufigsten auftretenden Schadensarten sind und der Zahnbruch theoretisch am Zahnfuß sowohl der Arbeitsflanke als auch der Rückflanke des Zahnes auftreten kann, wurde eine vergleichsmäßige Lebensdauerbewertung für diese Schadensfälle durchgeführt. Die Inanspruchnahme der Rückflanke zwecks Lebensdauererhöhung von Zahnradgetrieben wurde unter folgenden Voraussetzungen durchgeführt: - Rechnerische Ermittlung der Lebensdauerverhältnisse für die Verzahnungen. Die Bedingung Sfh > 2 muss erfüllt werden. - Die Auslegung und Arbeitsweise des Antriebssystems soll den Flankenwechsel ermöglichen (symmetrische Anordnung der Zahnräder, symmetrische Wellennuten) - Verwirklichung des Flankenwechsels im Betrieb nach einer bestimmten Arbeitszeit. Dieser Zeitpunkt kann durch Kontrolle der Zahnflanken oder theoretisch nach Berechnung, festgestellt werden (es muss vor dem Eintreten oder am Anfang der Grübchenbildung umgesetzt werden). Viele Industriegetriebe haben große Abmessungen und sind dadurch mit hohen Herstellungskosten verbunden. Deshalb hat eine bis zu zweifache Erhöhung der Lebensdauer durch den Flankenwechsel der Zähne nach einer bestimmten Betriebszeit eine wesentliche wirtschaftliche Bedeutung. 26.3 Tragfähigkeitssteigerung von Schneckengetrieben Schneckengetriebe weisen in der Antriebstechnik ein breites Anwendungsspektrum auf. Gegenüber anderen Getrieben zeichnen sie sich durch ihren geräuscharmen, schwingungsdämpfenden Lauf aus. Große realisierbare Übersetzungen in einer Getriebestufe führen zu kleinen, kompakten und damit kostengünstigen Getrieben. Die sich kreuzenden Achsen sowie die mögliche Auslegung als selbsthemmende Getriebe sind weitere Vorteile dieser Bauform. In der Regel begrenzt das aus Bronze gegossene Schneckenrad durch Verschleiß und Grübchenbildung die Lebensdauer eines Schneckengetriebes. Durch optimierte Gießparameter ist eine deutlich längere Standzeit des Getriebes bei gleichzeitig höheren übertragbaren Drehmomenten möglich. <?page no="303"?> 293 Untersuchungsergebnisse Der hohe Gleitanteil der Schneckengetriebe bei der Bewegungsübertragung und die örtlich hohen Pressungen führen beim Einsatz ungeeigneter Werkstoffpaarungen zu Fresserscheinungen. Unvollständige Anfangstragbilder erfordern einlauffähige Werkstoffpaarungen. Man setzt daher Werkstoffpaarungen ein, die mit hart / weich zu charakterisieren sind. Leistungsschneckengetriebe weisen heute üblicherweise eine einsatzgehärtete Stahlschnecke auf, die mit einem Schneckenrad aus einer Zinn- Nickel-Bronze kämmt. Diese Werkstoffwahl führt dazu, dass im niedrigen Drehzahlbereich Verschleiß und bei hohen Drehzahlen Grübchen die Lebensdauer des Bronzerades und demzufolge des Getriebes begrenzen. Untersuchungen mit Schneckenradwerkstoffen aus Grauguss oder Stahl führen zu dem Ergebnis, dass Bronze die ausgeglichensten Eigenschaften besitzt und somit auch weiterhin als universeller Schneckenradwerkstoff unentbehrlich bleibt. Untersuchungen an Schneckenradbronzen haben gezeigt, dass die Variation der Legierungsbestandteile und Gießparameter ein hohes Potential an Optimierungsmöglichkeiten hinsichtlich der Verschleißtragfähigkeit von Schneckenradbronzen bietet. Ausgehend von der heute üblichen Bronze GZ-CuSn12Ni wirkt sich die Erhöhung des Nickelgehaltes auf zirka 4 % und die Verringerung der Korngröße auf unter 100 μm positiv auf die Verschleißlebensdauer aus. Die Kombination dieser Parameter führt zu einer hohen Verschleißtragfähigkeit unter Beibehaltung oder Verbesserung ihrer Grübchentragfähigkeit. Tragfähigkeitssteigerung von Schneckengetrieben <?page no="304"?> 294 Gefügebild der Bronze AI (oben) und Gefügebild der Bronze AII (unten) Quelle: FVA Stuttgart Die Bilder verdeutlichen, warum es trotz größter Härtewerte bei der Bronze AII zu keiner Steigerung der Verschleißtragfähigkeit als bei der Bronze A| kommt. Die Bronze A| weist ein feinkörniges Gefüge mit einer mittleren Korngröße von zirka 100μm auf. An nahezu allen Korngrößen bildet sich die gegenüber der Grundmasse härtere - Phase aus. Die Bronze AII| weist ein noch feineres Gefüge mit nahezu runden Einzelkörnern auf. Allerdings ist die Verschleißwiderstand bietende Lambda-Phase nur vereinzelt zu finden. Durch zu langsame Abkühlungsgeschwindigkeiten zur Erzielung eines besonders feinen Korns hat sich hier die nickelreiche Phase nicht in ausreichender Menge ausgebildet. 26.3.1 Zusammenfassung Es wurden Erkenntnisse zum Einfluss von Legierungselementen auf die Verschleißtragfähigkeit von Schneckenradbronzen vorgestellt mit folgenden Ergebnissen: - Nickelgehalte von 4 % führen zu einer Verschleißminderung. - Ein feiner und gleichmäßiger Gefügeaufbau ist anzustreben. - Die Gießparameter sind so einzustellen, dass sich ein großer Anteil der harten, nickelreichen Lambda-Phase ausbildet. <?page no="305"?> 295 27 Auslegungssoftware für Getriebe und Antriebsstrang Die analytischen Berechnungsprogramme sind geeignete Werkzeuge um Getriebe schneller und exakter auszulegen. Mit diesen Programmen werden komplette Getriebe unter Berücksichtigung von wichtigen Einflussfaktoren wie Elastizitäten und Verformungen schnell und fehlerfrei modelliert. Entwicklungszeiten und -kosten werden somit deutlich reduziert. Berechnung und Simulation führen zu einem besseren Systemverständnis, so dass kritische Punkte frühzeitig erkannt und beseitigt werden können. Die validierten Modelle und Verfahren erhöhen zudem die Sicherheit für eine exakte Auslegung des Getriebes. 27.1 Berechnungsprogramm „Bearinx“ „Bearinx“ ist eine von der Schaeffler-Gruppe entwickelte Software, die seit Jahren kontinuierlich verifiziert wird. Die einfache Bedienung auf einer Windows 3-D- Oberfläche und die Mehrsprachigkeit ermöglichen den weltweiten Einsatz. „Bearinx“ bildet den kompletten Leistungsfluss eines Getriebes ab und berücksichtigt alle Lasten, Drehzahlen und vorhandene Lastkollektive sowie alle eingesetzten Verzahnungsarten. Einbezogen werden auch die Getriebewellen, die sich unter den gegebenen Lasten und gemäß der Eigenschaften des verwendeten Materials elastisch verformen. Mit Bearinx analysiert der Anwender die auftretende Vergleichsspannung ebenso wie den Einfluss der Toleranzen der Welle. Als weiteres elastisches Element werden die Lager durch die Berechnung der inneren Lastverteilung nach verschiedenen Lebensdauertheorien beurteilt. Hierbei spielen Schmierung und Verschmutzung sowie Verlagerung, Verkippung und Betriebsspiel eine wichtige Rolle. Ein weiteres Kriterium zur Beurteilung der Lager ist die Hertz’sche Pressung unter Berücksichtigung des exakten Kontaktprofils. Besonders zu beachten sind dabei eventuell lokal auftretende Überhöhungen der Spannung sowie der Härteverlauf der Laufbahnen. Durch den modularen Aufbau von Bearinx können all diese Einflüsse ausgehend vom kompletten Getriebemodell untersucht werden. Eine weitere hilfreiche Funktion in Bearinx ist die Parameteranalyse, mit der Einflüsse und Zusammenhänge (zum Beispiel Abhängigkeit der Lebensdauer vom Betriebsspiel) erkennbar sind. Auch eine teilautomatische Optimierung diverser Kriterien ist möglich. <?page no="306"?> 296 Detaillierte Analyse eines Lastschaltgetriebes Quelle: Schaeffler Lastschaltgetriebe simuliert mit „Bearix“ Quelle: Schaeffler <?page no="307"?> 297 Verschiedene Berechnungsbeispiele unter Anwendung von „Bearix“ Quelle: Schaeffler <?page no="308"?> 298 Weitergehende Analysen Neben diesen standardmäßig zu berücksichtigenden Einflüssen können weitergehende Analysen erforderlich sein. So kann zum Beispiel die elastische Verformung des Getriebegehäuses einen deutlichen Einfluss auf die Lagerlebensdauer haben. Durch eine Koppelung von Bearinx-Berechnung und FEM-Berechnung des Gehäuses wird die Steifigkeit des Gehäuses in der Analyse mit berücksichtigt. Außer der statischen Betrachtung des Getriebes werden auch dynamische Effekte innerhalb des Lagers und der Wellen rechnerisch simuliert. Ergebnisse solcher Untersuchungen sind beispielsweise das Reibmoment, die zeitabhängigen Belastungen des Lagerkäfigs sowie kritische Drehzahlen der Wellen. Darüber hinaus führt die FEM-Berechnung eine noch exaktere Berücksichtigung aller Randbedingungen. 27.2 Auslegungssoftware für den Antriebsstrang Die Software „NCP“ (Neugart Calculation Program) ist ein Berechnungsprogramm zur Auslegung eines kompletten Antriebsstranges. Damit ist es dem Nutzer möglich, eine Applikation sowie das dazu notwendige Getriebe und den Motor auszulegen. Die Eingabe der Motoren und der Getriebe innerhalb des Auslegungs-Programms „NCP“ wird durch umfangreiche Datenbanken wesentlich vereinfacht: So stehen dem Anwender rund 5.500 Motoren in der Motorendatenbank zur Verfügung, die einfach über verschiedene Filterkriterien ausgewählt werden können. Und sollte der gewünschte Motor einmal nicht in der Datenbank vorhanden sein, so kann der Anwender sich seinen eigenen Motor definieren. In der Getriebedatenbank sind alle Standardgetriebe von Neugart enthalten, die ebenso wie die Motoren über verschiedene Filterkriterien ausgewählt werden können. Zusätzlich stehen dem Anwender Icons zur Verfügung, welche direkt an der Baureihe, Baugröße und Übersetzung (Infobereich der NCP Hauptmaske)positioniert sind. Mit „Auf“ und „Ab“ beziehungsweise „links“ und „rechts“ verändert man das ausgewählte Getriebe. Dadurch bietet sich dem Anwender die Möglichkeit, in kürzester Zeit verschiedene Baureihen, Baugrößen und Übersetzungen im Zusammenhang mit den definierten Belastungs- und Bewegungsdaten zu betrachten, da das Resultat der Berechnungen sofort in der Schnellanzeige angezeigt wird (zum Beispiel resultierende Lagerlebensdauer, thermische Auslastung) <?page no="309"?> 299 Benutzeroberfläche des Auslegungsprogrammes „NCP“ Eingabe der Bewegungsdaten und Berechnung Bei der Eingabe der Bewegungsdaten der Applikation werden vier verschiedene Fälle unterschieden: „Konstantfahrt“, „Dreiecksbetrieb“ und „Trapezbetrieb“ können durch wenige Eingaben komplett definiert werden. Sollten diese Bewegungsfälle nicht ausreichend genau für die Applikation sein, so können in der komplexen Lasteingabe beliebige Profile schnell und einfach definiert und vor allem auch visualisiert werden. Dies ist besonders wichtig, um dem Anwender eine einfache Kontrolle über seine Aufgabe zu geben. Die Ergebnisse der verschiedenen Berechnungen werden sofort in der Schnellanzeige sichtbar. Außerdem wird in der Schnellanzeige durch farbige Balken die Auslastung des Getriebes und des Motors signalisiert. So ist es dem Konstrukteur ein Leichtes, zu sehen, ob die von ihm ausgewählten Komponenten seine Anforderungen erfüllen oder nicht. Aufgrund der durchdachten Bedienoberfläche können die einzelnen Parameter sehr schnell geändert werden, was zu einer großen Zeitersparnis beim Konstrukteur führt. Außerdem können hierdurch sehr leicht Simulationsläufe durchgeführt werden („Was wäre wenn“-Studie). Die Berechnungen des Getriebes hören nicht wie bei anderen Berechnungsprogrammen bei der Abtriebswellenlagerung auf, sondern beziehen die Planetenradlagerung, die Abtriebswelle, die eventuell vorhandene Passfeder und sogar die thermische Betrachtung des Getriebes in die Berechnungen mit ein. <?page no="310"?> 300 Zusätzlich wird geprüft, ob Belastungen des Getriebes über das Nennmoment hinaus für das Getriebe noch zulässig sind oder nicht. Die gesamten Eingabedaten und die Ergebnisse lassen sich in einer übersichtlichen Dokumentation wahlweise ausdrucken oder als PDF-Datei abspeichern. Lastfälle und Applikationen Neben dem allgemeinen Lastfall, stehen dem Nutzer noch zwei weitere Applikationen zur Verfügung. Dabei handelt es sich um die „Ritzel-Zahnstange-“ und „Drehtisch-“Applikation. Für den Anwender bietet sich somit die Möglichkeit, seine applikationsspezifischen Größen direkt in das NCP eingeben zu können. Es ist keine „Handrechnung“ mehr notwendig, um die bekannten Größen auf den allgemeinen Lastfall zurückzuführen. Dies spiegelt sich in einem nicht zu unterschätzenden Zeitvorteil bei der Durchführung einer Auslegung wieder: - Applikation Ritzel-Zahnstange: Hier besteht die direkte Eingabemöglichkeit von linearen Bewegungsprofilen. Nach der Definition des Bewegungsprofiles gilt es lediglich, ein paar wenige applikationsspezifische Größen zu definieren (zum Beispiel Ritzeldurchmesser, Massen, Trägheiten …). Das NCP ermittelt automatisch die daraus resultierenden Belastungen, welche die essentielle Grundlage für die Auslegung des ausgewählten Getriebes darstellen. - Applikation Drehtisch: Die Applikation Drehtisch lässt sich wie auch die Applikation Ritzel-Zahnstange intuitiv durch die Eingabe weniger Größen definieren. Dem Anwender bietet sich die Möglichkeit, eine exakte Umsetzung der in der Praxis vorhandenen Randbedingungen im NCP zu realisieren (zum Beispiel exzentrische Masse, Startwinkel der Masse, Neigung des Drehtisches …) Berechnungsmöglichkeiten für Übertragungselemente Die Übertragungselemente befinden sich zwischen Motor und Getriebe sowie zwischen Getriebe und Applikation. Waren bisher nur durchgehende Wellen und Kupplungen auswählbar, sind nun die Riemen- und die Zahnradstufen hinzugekommen. Diese Stufen bestehen jeweils aus zwei Rädern (Riemen oder Zahnrad). Durch die Angabemöglichkeit von Größen wie zum Beispiel Raddurchmesser, Einzelträgheiten und Wirkungsgrad können deren Auswirkungen (zum Beispiel Drehzahländerungen und Momentänderungen durch die Definition einer Übersetzung) bei der Auslegung und Nachrechnung des Getriebes berücksichtigt werden. 27.3 Effiziente Auslegung von Getrieben mit „KISSsoft“ Beim Entwurf eines Getriebes hat der Konstrukteur stets zwei Aspekte im Auge zu behalten. Zum einen die konstruktive Ausführung der Teile, zum anderen die festigkeitsmäßige Auslegung. Für die Konstruktion kommen zumeist CAD-Programme zum Einsatz, in denen parametrisierte Geometriedefinitionen der Teile und deren geometrische Beziehungen zueinander definiert werden. Bei der Festigkeit wird ab einer gewissen Komplexität der Aufgabenstellung spezifische Berechnungssoftware eingesetzt, wie zum Beispiel die Maschinenelemente-Berechnungssoftware „KISSsoft“ Natürlich haben beide Seiten Einfluss aufeinander. Dieser Einfluss wird aber <?page no="311"?> 301 nicht direkt ersichtlich, da typischerweise im CAD und im Berechnungsprogramm die jeweiligen Definitionen der Teile unabhängig voneinander geführt werden. Hier greift die Basisanforderung für das Systemprogramm KISSsoft, welches die Definition eines Systems von Maschinenelementen erlaubt, die Berechnung der Kinematik von Antriebssträngen bietet, hieraus die Lasten für die einzelnen Maschinenelemente bestimmt und die zugehörige KISSsoft-Berechnung abruft. Der eingebaute 3D-Kern stellt aktuellen Zustand visuell dar. Und schließlich erlaubt die eingebaute Programmiersprache im Prinzip beliebig komplizierte Hilfsberechnungen und Ablaufsteuerungen. Somit vereint KISSsys gewissermaßen die Maschinenelemente Berechnung mit einer Tabellenkalkulation, einem Kinematikmodul, einer 3D- Darstellung und einer Programmiersprache. Auslegung im Bauraum Die direkte Folge ist die Auflösung des oben beschriebenen Dilemmas: Da KISSsys jede Änderung an den Maschinenelementen sofort in der Berechnung und in der 3D- Darstellung nachzieht, kann der Konstrukteur quasi gleichzeitig Festigkeit und konstruktive Randbedingungen im Auge behalten. Die Auslegung erfolgt in den verfügbaren Bauraum hinein. Dreidimensionale Visualisierung eines Krangetriebes Quelle: KISSsoft Anwendungsbeispiel Es sei hier die Auslegung einer Integrations-Getriebereihe für einen Serienkran genannt. Die Außenmaße des Getriebekastens, sowie die Lage der An- und Abtriebswelle waren fest vorgegeben. Außerdem kam erschwerend hinzu, dass vier Rohre quer durch den Getriebekasten verlaufen. Das Getriebe sollte in vier verschiedenen Varianten mit gleichen Wellenenden, aber unterschiedlichen Gesamtuntersetzungen mit i = 85, 110, 130 und 170 gebaut werden. Die maximale Untersetzung (i = 170) <?page no="312"?> 302 kann durch drei Stirnradstufen mit Untersetzung pro Stufe zwischen 5 und 8 realisiert werden. Bei fest vorgegebener Position der An- und Abtriebswelle eines Getriebes mit drei Stufen kann nur noch die Lage der ersten Zwischenwelle (Winkel zwischen Gehäusemittelachse und Verbindungslinie der beiden Zahnradmittelpunkte der 1.Stufe) vorgegeben werden. Die Lage der zweiten Zwischenwelle ist durch die Achsabstände der Stufen 2 und 3 gegeben. Diese Logik kann mit KISSsys problemlos vorgegeben werden. Im KISSsys-Modell zur Auslegung dieses Getriebes konnte der Winkel eingegeben werden. Die vorgegebenen Randbedingungen wurden im KISSsys- Modell nachgezogen so dass beim Auslegen der Einzelteile Kollisionen sofort erkenntlich waren. 27.4 Auslegungshilfen Dieses erste Beispiel demonstriert bereits anschaulich den Vorteil eines Systemansatzes. Durch die eingebaute Programmiersprache können aber noch wesentlich weitergehende Modelle aufgebaut werden. Ein beeindruckendes Beispiel sind die Auslegungsmodelle, welche im KISSsys-Getriebepacket G-PK als Standardmodelle enthalten sind. Das Bild zeigt ein zweistufiges Stirnradgetriebe (es gibt drei bis fünfstufige Stirnradgetriebe und diverse Kegel-Stirnrad und Schnecken-Stirnradgetriebe-Kombinationen). Nach der Eingabe der Randbedingungen (Schmierungsart, Materialien, zu übertragendes Drehmoment und Drehzahl, Gesamtübersetzung) kann im Idealfall mit vier Mausklicks - Aufteilen der Gesamtübersetzung auf die einzelnen Stufen, Auslegung von Stufe 1 und Stufe 2, Auslegung der Wellen und Lager - ein erster Entwurf für das Getriebe erstellt werden. Damit steht ein Werkzeug für rasche Vorabklärungen zur Verfügung, zum Beispiel ob es günstiger ist ein zwei oder ein dreistufiges Getriebe zu bauen. Um von der Kostenseite her Aussagen treffen zu können, ist eine einfache Kostenabschätzung auf der Basis von Kilo Preisen in das Modell integriert. Somit können bei einer Kundenanfrage innerhalb kürzester Zeit die normalerweise ersten beiden Fragen des Kunden beantwortet werden: Wie groß ist das Getriebe und was wird es kosten? <?page no="313"?> 303 Modell eines Traktorgetriebes Modell eines zweistufigem Stirnradgetriebes mit Auslegungsfunktionen und Kostenrechnung Quelle: KISSsoft <?page no="314"?> 304 28 Energieeffizenz in der elektromechanischen Antriebstechnik Elektrische Antriebe gehören im industriellen Umfeld zu den maßgeblichen Energieverbrauchern. Die Steigerung der Energieeffizienz von Antrieben steht daher im Focus der Bemühungen zur Senkung von CO ² -Emissionen und Energiekosten in der Industrie. Die größten Anteile am Energieverbrauch sind die Verluste durch Umwandlung (29 Prozent) sowie der Verkehr (20 Prozent). Aus dem weiten Gebiet der Energieeffizienz sind diese beiden Gebiete für die mechatronische Antriebstechnik von großer Bedeutung. Mechatronische Systeme beinhalten elektrische und mechanische Wandler. Zur Verringerung des Energieverbrauchs sollten die Gesamtverluste der Systeme für jeden Anwendungsfall minimiert werden. Mechatronische Antriebssysteme zeichnen sich grundsätzlich durch die Umwandlung elektrischer Energie in mechanische Energie und umgekehrt aus. Oft sind in solchen Systemen noch Energieund/ oder Leistungsspeicher für elektrische Energie integriert. Hybridsysteme enthalten zusätzlich noch Verbrennungsmotoren, die chemisch gebundene Energie in mechanische Energie umwandeln. Komponenten im Mechatronischen System Quelle: FZG <?page no="315"?> 305 Das Bild zeigt im Dreieck ein solches Hybridsystem mit elektrischer, chemischer und mechanischer Energie. Das mechatronische System ist ein Teil des Hybridsystems. Die elektromotorische Leistung wird im Motor in mechanische Energie umgesetzt und durch entsprechende und durch entsprechende Getriebe so gewandelt, dass sie dann in der gewünschten Form vorliegt. Dreht man den Leistungsfluss um, wird in diesen Systemen und Anlagen aus mechanischer Energie in Elektrogeneratoren elektrische Energie erzeugt. So setzt sich zum Beispiel der Gesamtwirkungsgrad für das im Bild dargestellte mechatronische System vereinfacht aus den Einzelwirkungsgraden zusammen. Getriebe werden meist deswegen benötigt, weil Drehmoment und Drehzahl der Elektromaschine nicht mit den Anforderungen der Anlage übereinstimmen. Benötigte hohe Abtriebsmomente beziehungsweise Kräfte können mit hoch untersetzenden Getrieben erzeugt werden. Schon bei der Optimierung eines herkömmlichen Antriebsstrangs aus Verbrennungsmotor und Getriebe hat sich gezeigt, dass der Gesamtwirkungsgrad mit Getrieben, die einen schlechteren Einzelwirkungsgrad haben, dennoch durchaus zu verbessern ist. Stufenlose Getriebe haben einen schlechteren Wirkungsgrad als Schaltgetriebe, können aber den Verbrennungsmotor häufiger in seinem optimalen Bereich betreiben, so dass eine nennenswerte Brennstoffeinsparung in bestimmten Fahrzyklen erreicht werden kann. Für die genannten mechatronischen Antriebssysteme sind bisher keine systematischen Gesamtoptimierungen durchgeführt worden. Während es zu den einzelnen Komponenten mechatronischer Anlagen experimentelle und theoretische Wirkungsgraduntersuchungen gibt, ist an die Gesamtoptimierung bisher nur ansatzweise mit numerischen Optimierungsverfahren herangegangen worden. Unabhängig vom optimalen Gesamtwirkungsgrad sind auch Verbesserungen der Komponentenwirkungsgrade anzustreben, vor allem die wesentlichen Einflussparameter zu erfassen und mathematische Abhängigkeiten aus vorhandenen und neu zu erstellenden Versuchsergebnissen zu formulieren. Nur mit diesen mathematisch erfassten formelmäßigen Zusammenhängen lassen sich mehrparametrischen Gesamtoptimierungsmethoden ermitteln. Die besondere Innovation liegt in der ganzheitlichen Systemoptimierung verschiedener mechatronischer Systeme. Ein Beispiel ist im Bild dargestellt. Während es bei Windkraftanlagen um die Umsetzung mechanischer Energie in Elektrizität geht, mit der Besonderheit hochübersetzender Getriebe ins „Schnelle“, gilt es bei Aufzuganlagen, Scheibenwischerantrieben und Sitzverstellungen aus hochdrehenden leichtbauenden Elektromotoren hohe Abtriebsmomente zu erzeugen, hier sind die Getriebe hochübersetzend ins „Langsame“. Zusätzlich ist bei Hybridantrieben für Fahrzeuge mit sehr unterschiedlichen Antriebsmotoren (Verbrennungsmotor, Elektromotor) noch die Speicherung elektrischer Energie bei der Berechnung von Gesamtwirkungsgraden zu berücksichtigen. Ein produktorientiertes Vorgehen trägt zur Reduzierung des Energieverbrauchs bei. Doch erst ein ganzheitlicher Ansatz, der sich an der Antriebsanwendung orientiert und alle Antriebskomponenten einschließt, schöpft alle möglichen Einsparungspotentiale aus. <?page no="316"?> 306 Gesamtoptimierung eines mechatronischen Antriebsystems Quelle: FZG 28.1 Forderungen an die Antriebe Für energieeffiziente elektrische Antriebe leiten sich folgende Forderungen ab: - generell sparsamer, das heißt intelligenter, Einsatz elektrischer Energie, - Umwandlung der elektrischen in mechanische Energie mit möglichst hohem Wirkungsgrad - das heißt mit geringen Verlusten in allen Betriebszuständen - sowie - Der Einsatz von Energiesparmotoren, besonders bei Antrieben mit hoher Betriebsstundenzahl im Jahr, - der Einsatz drehzahlveränderbarer Antriebe - für den dynamischen Betrieb beim geführten Hoch- und Tieflauf, - bei der Stoffmengenregelung zum Beispiel in der Klimatechnik (statt der immer noch weit verbreiteten Drossel- oder Bypassregelung) - bei Fördersystemen mit stark wechselnder Beaufschlagung - die Einstellung angepasster U/ f-Kennlinie am Frequenzumrichter bei Pumpen-/ Lüfterantrieben - Energie-Rückspeisung der anfallenden Bremsenergie in das Netz (Hebezeugen) und - Getriebe mit hohem Wirkungsgrad und / oder Leichtlaufölen. <?page no="317"?> 307 Die folgende Tabelle zeigt eine Zusammenstellung von Antrieben mit hohem Rückspeisepotential. Bei der Betrachtung von möglichen Energie-Einsparpotentialen sind drei Hauptuntersuchungen anzustellen: Betriebsart, Rückspeise-Potential, Maßnahmen. 28.1.1 Intelligente Bereitstellung der Energie Im Vordergrund steht hier das Ziel, das Antriebssystem so zu gestalten, dass nur die Energie bereitgestellt wird, die die Anwendung auch tatsächlich benötigt. Dies setzt voraus, dass die Antriebe nicht überdimensioniert werden, das heißt dass sich die Auslegung der Antriebe am maximalen Energiebedarf der Anwendung orientiert. Dadurch werden der energetisch ungünstige Betrieb im Teillastbereich vermieden und Materialkosten reduziert. Bei einem schwankenden Energiebedarf der Anwendung - dem Stromausfall - kann die bereitgestellte Energie darüber hinaus mit Hilfe von Umrichtern an den momen- <?page no="318"?> 308 tanen Bedarf angepasst werden. Dadurch lassen sich in der Praxis mit vertretbarem Aufwand die größten Effizienzsteigerungen und damit Energieeinsparungen erreichen. 28.1.2 Einsatz von Komponenten mit hohem Wirkungsgrad Stellt der Antrieb der Anwendung die richtige Energiemenge durch passgenaue Dimensionierung gegebenenfalls in Kombination mit einem Umrichter bereit, kann seine Energieeffizienz durch den Einsatz von Komponenten mit hohem Wirkungsgrad zusätzlich gesteigert werden. Durch die Wahl optimierter Asynchronmotoren beziehungsweise bei geregelten Antrieben durch den Einsatz prinzipbedingt energieeffizienter Synchronmotoren lässt sich der Gesamtwirkungsgrad des Antriebs ebenso verbessern wie durch den Einsatz energieeffizienter Getriebevarianten. Zur Erhöhung des Motordrehmoments werden Getriebe eingesetzt, die oft als Kompaktlösung (Getriebemotoren) aufgebaut sind. Stirnrad- und Kegelradgetriebe haben im Vergleich zu Schneckengetrieben deutlich höhere Wirkungsgrade. Schneckengetriebemotoren mit hohen Übersetzungen arbeiten mit Wirkungsgraden zwischen 85 und 45 %. Dagegen haben Kegelradgetriebe bei gleicher Übersetzung Wirkungsgrade von über 94 %. Mit letzteren Getrieben reichen dann sogar kleinere Motoren mit kleineren Frequenzumrichtern aus und verbessern die Energieeffizienz. So sinken die Betriebskosten und die Investitionen amortisieren sich in kurzer Zeit. Weiterhin lassen sich die Verluste und der Verschleiß im Getriebe durch den Einsatz von synthetischen Ölen senken. 28.2 Bremsenergie nutzen Wird bei Anwendung kinetische oder potenzielle Energie in erheblichem Maße in den Antrieb zurückgespeist, wie zum Beispiel in Materialtransportanwendungen, kann diese Energie genutzt werden. Dieser Ansatz bewährt sich bereits in zahlreichen Umformmaschinen. Dort ermöglichen die kurzen Beschleunigungs- und Bremszyklen einen hohen Rückgewinnungsgrad. Dieser wird realisiert sowohl mit elektrischen als auch mit hydraulischen Antrieben. Rückspeisefähige Frequenzumrichter arbeiten im Bremsbetrieb als Generator und erzeugen Strom für andere Verbraucher oder können über einen gemeinsamen Gleichspannungs-Zwischenkreis die Energie untereinander austauschen. Bei hydraulischen Lösungen lädt die Bremsenergie einen Druckspeicher auf. Die kompakte und nahezu wartungsfreie Lösung speichert Energie über einen längeren Zeitraum und gibt sie kontrolliert in hoher Kraftdichte wieder an das System ab. Dieses Prinzip eignet sich grundsätzlich auch für mobile Arbeitsmaschinen. Dabei gilt: Je kürzer die Fahrzyklen, desto mehr Kraftstoff spart der Anwender. Das betrifft beispielsweise Müllfahrzeuge, Radlader oder Gabelstabler, die fast ausschließlich in Stop and Go arbeiten. Unter diesen Bedingungen eröffnet die Rückgewinnung von Bremsenergie ein hohes Potential für deutliche Verbrauchseinsparungen mit entsprechenden Reduzierungen von Abgas- und Geräuschemissionen. <?page no="319"?> 309 28.3 Auslegung rückspeisefähiger Frequenzumrichter Der kostengünstige Frequenzumrichter in Standardschaltung kann keine Energie in das Netz zurückspeisen, da der Netzstromrichter SRI als ungesteuerter Dioden- Gleichrichter ausgeführt ist, um Kosten zu sparen. Ist die Rückspeisung in das Netz sinnvoll, muss der Netzstromrichter SRI entweder für den Betrieb in beiden Energierichtungen ausgelegt sein oder eine zusätzliche Rückspeiseeinheit an den Spannungszwischenkreis angeschlossen werden. Im ersten Fall werden die Dioden des SRI durch IGBTs ersetzt. Der nun selbstgeführte Pulsstromrichter kann Energie in beiden Richtungen führen und sogar den Netzstrom so pulsen, dass er sinusförmig ist und kaum Oberschwingungsströme hat. Ein weiterer Vorteil ist die Möglichkeit, die Zwischenkreisspannung auch bei schwankender Netzspannung konstant zu halten. Im zweiten Fall stehen zwei Stromrichter-Varianten zur Verfügung: Einmal ein kostengünstiger netzgeführter Thyristor-Stromrichter mit oder ohne Anpasstransformator oder ein selbstgeführter IGBT-Stromrichter, beide Varianten arbeiten nur mit Blockstrom im Netz. Standard-Schaltung mit Erweiterungen zur Energierückspeisung <?page no="320"?> 310 Praxistipp: Der Einsatz einer Rückspeiseeinheit kann in Applikationen wirtschaftlich sinnvoll sein, wenn die Antriebsleistung circa 5 kW übersteigt. Rückspeiseeinheiten lassen sich auch nachträglich ohne Eingriff in den Frequenzumrichter anschließen, um die Rückspeisung der Bremsenergie zu übernehmen. Energietausch zwischen Antrieben: In verschiedenen Bearbeitungszentren oder Produktionslinien arbeiten mehrere Antriebe gleichzeitig. Während die einen motorisch laufen, arbeiten andere gerade zur gleichen Zeit mit nennenswerter Bremsleistung. In solchen Fällen ist es sinnvoll, die Maschinenstromrichter (SR 2) aus einem gemeinsamen Spannungszwischenkreis zu speisen, man spricht dann von einem DC- Verbund (DC-Schiene). Dies ermöglicht einen direkten Energieaustausch zwischen motorisch oder generatorisch arbeitenden Antrieben. Praxistipp: Eine DC-Schiene kann auch dazu genutzt werden, um eine zentrale Rückspeiseeinheit oder einen Sicherheits-Brems-Chopper für Netzausfälle mit mehreren Antrieben gemeinsam zu nutzen, um so Kosten zu sparen. 28.4 Checkliste für den Praktiker Die nachfolgende Checkliste sollte jeder Verantwortliche für seinen Bereich prüfen: - Einsatz von Energiesparmotoren - der geführte Hoch- oder Bremslauf über Umrichter - optimierte drehzahlvariable Antriebe - optimierte Parametrisierung - Energierückspeisung - Einsatz von Getrieben mit hohem Wirkungsgrad und - Einsatz von Leichtlaufölen Alle Punkte stellen (große) Einsparpotentiale dar, die sich relativ leicht auch bei vorhandenen Antrieben umsetzen lassen. Die Realisierung senkt die Betriebskosten und amortisiert sich meist in kurzen Zeiten, wie firmenunabhängig nachgewiesen wurde. An vielen angesprochenen Antrieben ist eine Nach- oder Umrüstung heute leicht möglich. <?page no="321"?> 311 29 Anwendungsbeispiele Getriebe einer Drehmaschine <?page no="322"?> 312 Stirnradgetriebe für ein Reversier-Walzgerüst Zweistufiges Stirnradgetriebe <?page no="323"?> 313 Kombiniertes Untersetzungs-Walzengetriebe <?page no="324"?> 314 Getriebe einer Revolverdrehmaschine <?page no="325"?> 315 16-Gang LKW Schaltgetriebe Getriebe einer Schrupp-Schleifmaschine <?page no="326"?> 316 Fräskopfantrieb <?page no="327"?> 317 Mehrgang-Schaltgetriebe <?page no="328"?> 318 Fräskopf-Antrieb <?page no="329"?> 319 Fräskopf-Schwenkantrieb <?page no="330"?> 320 Getriebe einer Säulenbohrmaschine <?page no="331"?> 321 Getriebe einer Senkrecht-Fräsmaschine <?page no="332"?> 322 Schwenk-Fräskopf-Antrieb <?page no="333"?> 323 Getriebe einer Waagerecht-Fräsmaschine <?page no="334"?> 324 Oben: Antrieb einer Vibrationswalze Unten: Lamellendoppelkupplung <?page no="335"?> 325 Verstellbarer Winkel-Fräskopf <?page no="336"?> 326 Mechanischer Vorschubantrieb <?page no="337"?> 327 Hauptantrieb einer CNC-Drehmaschine <?page no="338"?> 328 Doppelschnecken Extrudergetriebe <?page no="339"?> 329 Getriebekasten einer Drehmaschine Quelle: Monforts <?page no="340"?> 330 Turbogetriebe mit Hydrodynamischen Kreisläufen Quelle: Voith <?page no="341"?> 331 Fräskopfantrieb PKW Schaltgetriebe <?page no="342"?> 332 PKW Schaltgetriebe Multitronic-Getriebe (Audi) <?page no="343"?> 333 CVT-Getriebe <?page no="344"?> 334 Hauptspindelantrieb eines Bearbeitungszentrums Quelle: Deckel Planetenschaltgetriebe einer Frässpindel Quelle: Desch <?page no="345"?> 335 Frässpindelantrieb eines Schlittenfrässupportes <?page no="346"?> 336 Stössel-Verstellungsgetriebe eines Schlittenfrässupports <?page no="347"?> 337 Getriebe einer Fräskopfverlängerung <?page no="348"?> 338 Fräswerkzeug-Antriebe <?page no="349"?> 339 Oben: LKW Getriebe Unten: LKW 6-Gang Getriebe <?page no="350"?> 340 Oben: LKW 8-Gang-Getriebe (IVECO) Unten: LKW 8-Gang-Getriebe (VOLVO) <?page no="351"?> 341 Dreistufiges Stirnradgetriebe mit Tauchbadschmierung <?page no="352"?> 342 Schaltmuffengetriebe <?page no="353"?> 343 Getriebeschema des Hauptgetriebes eines Bohr- und Fräswerkes Quelle: Scharmann <?page no="354"?> 344 Verspannter Schwenkantrieb eines Fräskopfes <?page no="355"?> 345 Frässpindelantrieb eines Schlitten-Fräs-Supports <?page no="356"?> 346 Drehmaschinen-Hauptantrieb mit hydraulisch schaltbarer Lamellenkupplung <?page no="357"?> 347 Hydraulischer Antrieb einer Langhobelmaschine <?page no="358"?> 348 Prinzipdarstellung eines Vario-Getriebes Quelle: Fendt <?page no="359"?> 349 Antriebsschema eines Mehrspindel-Drehautomaten - Quelle: historisch <?page no="360"?> 350 Ritzel-Fräsmaschine für große Stirnraddurchmesser Quelle: Historisch (Schieß) Antriebsschema einer Wälz-Fräsmaschine <?page no="361"?> 351 HSC-Trockenbearbeitungs-Wälz-Fräsmaschine Quelle: Liebherr CBN-Form- und Wälzschleifmaschine Quelle: Liebherr <?page no="362"?> 352 Verzahnungsfräsmaschine Quelle: Höfler Verzahnungszentrum Quelle: Kapp <?page no="363"?> 353 Verzahnungsschleifzentrum Quelle: Liebherr <?page no="364"?> 354 Zahnrad-Profilschleifmaschine Quelle: Niles <?page no="365"?> 355 Literaturverzeichnis Allianz: Handbuch der Schadensverhütung,2, Berlin 1976 Atscherkan: Werkzeugmaschinen, Berechnung und Konstruktion. 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CVD-Verfahren .................................... 228 D iagonalschleifen .............................. 218 Diamantprofilrollen ............................... 214 Dichtmassen ........................................ 186 Dichtspalte ........................................... 190 Dichtung............................................... 186 Dichtungsaufgaben .............................. 195 Dichtungsverluste ................................ 181 Dichtwirkung ........................................ 190 Direktlagerung ..................................... 157 Distanzringe ......................................... 152 DLC-Schichten..................................... 228 Doppelschrägverzahnung ........................ 8 Drehfehler ............................................ 271 Drehmomentbedarf ................................ 88 Drehmomenterfassung ........................ 257 Drehmomentgeber ............................... 261 Drehmoment-Messkupplung............. 261 f. Drehmoment-Mess-System ................. 260 Drehmomentsensorik........................... 264 Drehmomentwandler ............................... 3 Drehmomentwandlung........................... 99 Drehrichtungsänderung ....................... 291 Drehzahländerung ................................. 49 Dreiecksbetrieb .................................... 299 <?page no="372"?> 362 Dreiwellengetriebe ................................. 43 Druckhülsen ..................................... 75, 95 Druckölschmierung .............................. 156 Druckumlaufschmierung .............. 163, 166 Druckviskosität ..................................... 158 Dünnschicht-Technologie .................... 230 Düsenanordnung ................................. 168 Duplex-Verzahnung ............................... 81 Durchbiegung....................................... 139 Dynamische Dichtelemente ................. 187 E inbaubeispiele.................................... 83 Einbauraum.......................................... 152 Einflächen-Kupplungen................ 246, 248 Einflankenwälzprüfung ................. 269, 271 Eingangsdrehzahlen .............................. 62 Eingriffsbereich ...................................... 80 Eingriffsstörung .................................... 280 Eingriffsstrecke ...................................... 92 Einsatzbereiche ..................................... 71 Einspritzölmenge ................................. 167 Einspritztemperatur .............................. 185 Einspritzvariationen.............................. 169 Einspritzverlustleistung ........................ 180 Einstellbarkeit......................................... 82 Eintauchtiefe ........................................ 164 Elastomer-Kupplungen ................ 236, 238 Elektrische Getriebe............................... 44 Elektrische Verspannung ....................... 84 Elektromagnet-Bremse ........................ 247 Elektromagnet-Kupplung .................. 246 f. Elektronische Kurvenscheibe........... 24, 34 Energieeffizienz ................................... 304 Energieeinsparungen........................... 308 Energie-Rückspeisung......................... 306 Energieverluste .................................... 176 Entladung............................................... 19 Entlüftungsöffnung ............................ 193 f. Ermüdungslaufzeit ............................... 128 Erstinbetriebnahme .............................. 286 Erwärmung........................................... 181 Evolventenverzahnung ........................ 116 Exzenter................................................. 63 F ederdruck-Lamellenbremsen ........... 246 Federnde Dichtscheiben ...................... 188 Federscheiben-Kupplung.................. 236 f. Federung.............................................. 139 FEM-Berechnung ................................. 298 Ferrographie ........................................ 284 Fertigungszelle..................................... 273 Feste Getriebe ......................................... 4 Festkörperreibung ................................ 162 Festlager .............................. 135, 144, 150 Fettschmierung ............................ 131, 173 Filmdicke .............................................. 161 Filmstärke............................................. 158 Filzringe................................................ 187 Flachdichtungen................................... 186 Flachstrahldüsen.................................. 170 Flankenbeanspruchung........................ 114 Flankenspiel ........................................... 79 Flankenwechsel ................................... 292 Flexspline ............................................... 60 Fluchtungsfehler................................... 242 Flüssigkeitsreibung ........................ 46, 162 Formrollen ............................................ 212 Formschleifen....................................... 218 Formschluss............................................. 3 Formwerkzeuge ................................... 218 Frequenzumrichter ............................... 309 Fressen .......................................... 97, 281 Fresstragfähigkeit................................... 12 G ebundene Getriebe ........................... 43 Gefälleschmierung ............................... 172 Gehäuse Werkstoff .............................. 198 Genauigkeit .......................................... 134 Genauigkeitsklassen ............................ 123 Geometrieabweichung ......................... 272 Geradstirnrad ....................................... 111 Geradverzahnte Kegelräder................... 10 Geräuscharmut ...................................... 90 Gesamtsteifigkeit.............................. 75, 85 Gesamtwirkungsgrad ........................... 305 Gestufte Getriebe................................... 40 Getriebe ........................................... 86, 88 Getriebeadaptionen................................ 69 Getriebeaufbau ...................................... 97 Getriebebau ............................................. 1 Getriebedatenbank............................... 298 Getriebegehäuse.................................. 201 Getriebekasten..................................... 140 Getriebekinematik .................................. 97 Getriebekonzept................................... 154 Getriebekühlung..................................... 72 Getriebelagerung ................................. 126 Getriebemotor ................................ 16, 201 Getriebemotoren-Kombinationen ........... 17 Getriebeplan........................................... 96 Getriebereihe ....................................... 301 Getriebeschäden.................................. 287 Getriebestufe........................................ 105 Getriebetemperatur ................................ 72 Getriebevorspannung............................. 85 Gewaltbruch ......................................... 277 Glascord-Zugkörper ............................... 19 Gleason-Verfahren............................... 210 Gleichförmig übersetzende Getriebe ..... 40 <?page no="373"?> 363 Gleichlauf................................................58 Gleichlaufqualität ....................................90 Gleitanteile........................................8, 176 Gleitbewegung..............................158, 160 Gleitfaktor .................................................3 Gleitlager ...................................130 f., 181 Gleitlagerungen ....................................131 Gleitrichtungswechsel.............................80 Globoidschneckengetriebe .....................13 Globoid-Schneckenräder ......................209 Grenztemperatur...........................182, 185 Grenzzähnezahl......................................98 Grübchen ..............................................281 Grübchenbildung ............................97, 279 H artfeinbearbeitung ............................223 Hartverzahnung ....................................121 Hauptsächliche Maßnahme ..................307 Herstellungsverfahren...........................125 Hochtemperaturschmierung .................184 Hochuntersetzende Getriebe..................56 Hochverzahnung.......................................8 HPG-S-Verfahren .........................121, 206 Hydraulikanlage ......................................47 Hydraulische Getriebe ............................45 Hydrostatische Getriebe .........................45 Hypoidgetriebe.....................................11 f. I nbetriebnahme ......................................75 Innenanstrich ........................................193 Instandhaltung ..............................276, 285 Integraltemperatur tint...........................184 Intervalle ...............................................102 K egelradgetriebe ............................7, 144 Kegelradpaare ........................................10 Kegelradschraubgetriebe........................11 Kegelradverzahnung.............................209 Kegelräder ......................................10, 206 Kegelrollenlager............................136, 144 Kegelscheiben ........................................51 Kegelstirnradgetriebe..............................14 Keilwellenprofil......................................250 Kennlinien .............................................102 Kettengetriebe ..........................................6 Kinetische Getriebe ................................49 Klemmnaben.........................................250 Klingelnberg Zyklopalloid-Verfahren.....210 Körperschallmessung ...........................285 Kombinierte Getriebe..............................14 Konstantfahrt ........................................299 Kontakttemperatur tc ............................184 Koppelgetriebe.........................24, 27, 33 f. Koppelgetriebe - Varianten .................... 28 Korrekturmaßnahmen .......................... 272 Korund-Schleifschnecken .................... 216 Kostenabschätzung ............................. 302 Kraftflussplan ......................................... 96 Kraftschluss ............................................. 3 Kraftübertragung .................................... 22 Kratzer ................................................. 280 Kreisbogen-Zahnform ............................ 19 Kreisscheibe .......................................... 25 Kreuzgelenk-Kupplung ........................ 236 Kronräder ............................................. 123 Kühlrippen............................................ 163 Kühlschmierstoffe ................................ 174 Kühlung................................................ 167 Kugelscheibengetriebe .......................... 52 Kugelstrahlen ....................................... 224 Kunststoffgetriebe .................................. 63 Kunststoffzahnräder............................. 123 Kupplungen.......................................... 236 Kupplungsgetriebe ................................. 42 Kurbelgetriebe ....................................... 29 Kurbeltrieb ............................................... 4 Kurvengetriebe ............................... 4, 24 f. Kurvengetriebe-Varianten ...................... 26 Kurvenrolle............................................. 25 Kurvenscheibe ................................. 25, 63 Kurventrommel ...................................... 25 L abyrinthe .......................................... 190 Läppen ................................................. 210 Lageranordnung .................................. 135 Lagerarten ........................................... 144 Lagerausführung.................................. 134 Lageregelung ......................................... 95 Lagerlebensdauer ................................ 298 Lagerluft ............................................... 131 Lagertemperatur .................................. 283 Lagerverlustleistung............................. 180 Lamellenkette ........................................ 51 Lamellenkupplung..................... 245 f., 249 Lastfall ................................................. 300 Lastschaltgetriebe.................................. 42 Lastträgheitsmoment ............................. 88 Laufbahnen .......................................... 152 Laufgeräusche ....................................... 92 Lebensdauererhöhung......................... 288 Lebensdauerverhältnis ........................ 289 Leckölverluste ........................................ 46 Leistungsdiagramm ............................... 54 Leistungsgewicht ..................................... 1 Leistungsteilung ..................................... 58 Leistungsteilungsgetriebe ........................ 4 Leistungsverluste ......................... 179, 181 <?page no="374"?> 364 Leistungsverzweigungsgetriebe............. 15 Leonardgenerator .................................. 44 Lippendichtung..................................... 188 Loslager ............................... 135, 144, 150 M alteserkreuz-Getriebe ....................... 32 Mangelschmierung............................... 164 Master-Slave.......................................... 85 Mechanische Festigkeit ....................... 201 Mechanische Getriebe ........................... 49 Mechatronische Antriebssysteme ........ 304 Messdaten ........................................... 266 Messsystem ......................... 166, 257, 264 Metallbalg-Kupplung ............ 236, 238, 241 Mikrogetriebe ......................................... 63 Mineralguss.......................................... 203 Mineralschmieröle .................................. 47 Mischreibung........................ 153, 162, 278 Modul ..................................................... 98 Modul-Differenz...................................... 81 Montage ............................................... 129 Montageerfordernisse .......................... 200 Motor-Regelbereich ............................... 67 Motorstrom ........................................... 257 N adelkränze....................................... 152 Nichtlinearität ......................................... 88 Normen ................................................ 115 O -Anordnung ..................................... 137 Oberflächenbeschichtung ........................ 1 Oberschwingungen ................................ 20 Ölabdichtung ..................................... 201 f. Ölablaufschraube ................................... 71 Öldruck................................................. 283 Öleinflüllöffnung ................................... 193 Öleinspritzschmierung ......................... 179 Ölfüllmenge.......................................... 166 Ölkühlung ............................................. 182 Öl-Luft-Wärmetauscher.......................... 72 Ölmenge .............................................. 169 Ölnebelschmierung .............................. 172 Öl-Pressverband .............................. 75, 95 Ölrückstau.............................................. 72 Ölschauglas ......................................... 201 Ölschmierung ....................... 129, 163, 191 Ölstand................................................. 164 Ölsumpf................................................ 163 Öltauchschmierung .............................. 163 Öltemperatur ................................ 185, 283 Ölumlaufmenge...................................... 72 Ölviskosität........................................... 164 Oerlikonverfahren ................................ 210 P alloidverzahnung.............................. 123 PCME-Messmethode ........................... 258 Pendelrollenlager ................. 136, 141, 152 Pilgerschrittbewegungen........................ 32 Planeten ......................................... 68, 156 Planetengetriebe ............................... 7, 15, 57, 62, 68, 86, 151, 156 Planetenradbolzen ............................... 152 Planetenradlagerungen........................ 157 Planetenräder....................................... 151 Planeten-Stirnrad Getriebe .................. 155 Planschverluste............................ 164, 166 Planschverlustleistung ......................... 180 Polymer-Antriebe ................................... 63 Poren.................................................... 282 Positionsfehler........................................ 20 Profilverschiebung................. 78 f., 99, 116 Prüfkonzept .......................................... 275 Prüfprozess .......................................... 268 Pulvermetall ......................................... 226 Punktkontakt .......................................... 11 PVD-Beschichtung ............................... 228 Q ualitätsregelkreis ............................. 268 Quetschverluste ................................... 167 Quetschverlustleistung......................... 180 R adialkräfte .......................................... 69 Radialluft .............................................. 132 Radialspiel.............................................. 69 Radialsteifigkeit ...................................... 92 Radial Wellendichtringe ....................... 187 Radkörpertemperatur tm ...................... 184 Radsätze .............................................. 105 Radwerkstoffe ...................................... 206 Räderkoppelgetriebe.............................. 32 Referenzflanken ..................................... 79 Reibungsumkehrspanne ........................ 86 Reibungsverluste ............................. 2, 176 Reibungswärme ................................... 139 Riefen................................................... 280 Ringfeder-Spanneinsätze..................... 255 Ringspann-System............................... 255 Rollbewegung ...................................... 158 Rückspeiseeinheit ................................ 310 Rückspeise-Potenzial........................... 307 Runddichtringe ..................................... 186 S chadensanalysen............................. 278 Schadensfrüherkennung .............. 263, 282 Schadensursachen .............................. 277 Schaltgetriebe .............. 4, 41, 71, 101, 305 <?page no="375"?> 365 Schalthäufigkeit ....................................111 Schaltkupplungen .................................244 Schaltkurven .........................................244 Schauloch .............................................194 Scheibenfedern.....................................141 Schichtsysteme.....................................231 Schieberadgetriebe.................................42 Schlagmesser .......................................209 Schleifenevolventen................................80 Schleifschnecke....................................216 Schleifverschleiß...................................280 Schleuderscheiben ...............................191 Schleuderscheiben Dichtung ................191 Schlupf....................................................22 Schmierstoffversorgung........................129 Schmierung........................127 f., 134, 158 Schmierungsarten.................................162 Schmierungstheorie..............................161 Schmierungsverfahren..........................162 Schmierungsvorgang............................158 Schmierungszustand ............................161 Schnecke .......................................79, 81 f. Schneckenfertigung ..............................208 Schneckengetriebe .......6, 12, 77, 140, 148 Schneckenrad.......................................149 Schneckenräder....................................206 Schneckenstirnradgetriebe .....................14 Schrägkugellager..................136, 144, 148 Schrägverzahnte Kegelräder ..................10 Schrägverzahnung....................................8 Schraubengetriebe .................................11 Schraubenradgetriebe ..............................7 Schraubenschnecken .............................81 Schrittgetriebe...................................24, 32 Schrumpfverband .............................75, 95 Schruppschnecke .................................221 Schwimmende Lagerung ......................138 Schwingungen ......................................139 Schwingungsmessung..........................284 Sensorgetriebe .....................................263 Sensor Überwachung ...........................263 Servoantriebe .........................................34 Servokupplungen..................................241 Sicherheit................................................97 Sicherheitsfaktor ...................................243 Sicherheitskupplungen .........................238 Sinterkorund .........................................214 Sintermetallbauteil ................................227 Sintern ..................................................228 Sinterprozess........................................228 Sinus-Lamellenkupplungen ..................247 Smart-Lock-Set.....................................254 Software................................................265 Sonnenradlager ....................................151 Spaltdichtung ........................................192 Spannelemente................................ 19, 75 Spannhülse .......................................... 253 Spannhülsen-Verbindung .................... 253 Spannrollen............................................ 20 Spannsätze .......................................... 252 Spezialnitrierung .................................... 81 Spielarmut.............................................. 73 Spieleinstellung................................ 75, 77 Spieth-Druckhülsen ............................. 252 Spritzkanten ......................................... 191 Spritzkanten Dichtung.......................... 191 Spritzöl ................................................. 164 Spritzscheiben ..................................... 163 Sprühschmieren................................... 172 Stahlcord-Zugkörper .............................. 19 Statische Dichtelemente ...................... 186 Statische Getriebe ................................. 49 Statische Sicherheit ............................. 128 Stauscheiben ....................................... 191 Stauscheiben Dichtung ........................ 191 Steifigkeit ................................. 20, 92, 140 Stellantrieb ............................................. 33 Stellkräfte ............................................... 52 Stirnradgetriebe ............................... 7, 141 Stirnradpaarung ................................... 105 Stirnradschneckengetriebe .................... 13 Stirnradschraubgetriebe ........................ 11 Stirnradtester ....................................... 273 Stirnräder ............................... 63, 206, 208 Stoßimpulsmessung ............................ 285 Strahlgeschwindigkeit .......................... 171 Stromaufnahme ................................... 257 Stromrichter-Varianten......................... 309 Stufengetriebe ....................................... 57 Stufenlose Getriebe ....................... 44, 305 Summenfehler-Prüfverfahren .............. 271 T ankvolumen ....................................... 72 Tauchschmierung .................. 71, 163, 201 Teilschmierung .................................... 162 Teilungsmessgeräte ............................ 269 Temperatursensoren ........................... 264 Torsion ................................................ 94 f. Torsionsschwingungen .......................... 92 Torsionssteifigkeit ............................... 75 f. Trägheitsmoment ................................... 91 Tragfähigkeit ........................................ 105 Tragfähigkeitssteigerung ..................... 292 Tragfilm ................................................ 158 Tragfilmbildung .................................... 278 Trapezbetrieb....................................... 299 Triebstockverzahnung ......................... 116 Tropfschmierung .................................. 172 Turbogetriebe ........................................ 15 <?page no="376"?> 366 Ü berdeckung ..................................... 105 Überdeckungsgrad................................. 78 Überlagerungsgetriebe ................ 5, 24, 35 Übersetzung........................................... 66 Übertragungselemente ................ 237, 300 Übertragungsfehler ........................ 20, 242 Überwachungsverfahren ...................... 266 Umkehrspiel ................... 20, 73, 86, 89, 95 Umlaufrädergetriebe .............................. 35 Umlaufschmierung .............................. 71 f. Umschlingungsgetriebe ......................... 40 Umweltbedingungen ............................ 128 Unrundräder-Getriebe .................. 5, 24, 30 Unrund-Zahnriemengetriebe .................. 31 Unterschnitt............................................ 98 Untersetzungen................................... 62 f. V erdrehflankenspiel ............................. 81 Verdrehspiel ............................... 58, 71, 73 Verlustwärme ............................. 2, 88, 176 Verschleiß .............................. 85, 141, 280 Verschleißbeanspruchung ....................... 3 Verschleißtragfähigkeit ........................ 294 Verspannte Getriebe .............................. 73 Verspannung.......................................... 75 Verstellgetriebe ........................................ 4 Verzahnungs-Fertigung ....................... 208 Verzahnungshonen........................... 223 f. Verzahnungsprüfung............................ 269 Verzahnungsqualität .................... 123, 210 Verzahnungsschleifen.......................... 213 Verzahnungssteifigkeit........................... 76 Verzahnverluste ................................... 179 Vierpunktlager ...................................... 136 Vmax.................................................... 214 Vollschmierung .................................... 161 Vorgelege....................................... 43, 102 Vorspannung.................................. 95, 148 W älz/ Form-Schleifen ......................... 221 Wälz/ Wälz-Schleifen ............................ 221 Wälzabweichung .................................... 78 Wälzfräsverfahren ................................ 209 Wälzkurven ............................................ 30 Wälzlager ..................................... 129, 157 Wälzlager mit beidseitiger Deckscheibe ........ 191 Wälzpunktlage ....................................... 80 Wälzradien-Verhältnis ............................ 30 Wälzschleifen ....................................... 218 Wälzschraubgetrieben ......................... 160 Wärmeabfuhr ............................ 181 f., 193 Wärmebehandlung......... 81, 120, 134, 291 Wärmedehnung.................................... 137 Wärmeentwicklung............................... 148 Wärmefluss .......................................... 181 Wärmegrenzleistung .................... 176, 185 Wärmetauscher...................................... 72 Wave Generator..................................... 59 Weg-Zeit-Diagramm............................... 25 Wellen .................................................... 99 Wellen-Naben-Verbindung........ 237, 250 f. Wellenverbindungen ............................ 237 Werkstoffe ...................................... 81, 200 Werkstoffkonzept ................................. 207 Werkzeuge ........................................... 204 Windenergieanlagen ............................ 154 Winkelminuten........................................ 62 Wirkstoffkombinationen........................ 162 Wirkungsgrad ........... 22, 52, 139, 176, 179 Wirtschaftlichkeit .................................. 129 X -Anordnung ...................................... 137 Z ähnezahl....................................... 75, 98 Zahnbruch .............................................. 97 Zahnflankenspiel .................................... 60 Zahnflankentemperaturen .................... 184 Zahnflankenwechsel ............................ 291 Zahnform.............................................. 116 Zahnkupplungen .................................. 246 Zahnrad................................................ 115 Zahnrad Bohrungsdurchmesser............. 99 Zahnradgetriebe............................ 30, 40 f. Zahnrad-Werkstoffe ............................. 118 Zahnriemen ............................................ 22 Zahnriemenantrieb ................................... 6 Zahnriemengetriebe ......... 5, 18, 20, 22, 89 Zahnriemenscheibe................................ 19 Zahnschäden ............................... 277, 279 Zahnscheiben......................................... 22 Zahnsegmente ....................................... 30 Zentralradwelle..................................... 151 Zerspanungswerte ................................. 46 Zug-Druck-Wechselfestigkeit ............... 153 Zugmittel ................................................ 41 Zugmittelgetriebe ..................................... 4 Zweiflankenwälzprüfung....................... 270 Zweigang-Schaltgetriebe .................... 66 f. Zweikugelmaßlehre.............................. 269 Zwischenwelle...................................... 103 Zwischenwellengetriebe....................... 103 Zykloidenverzahnung ..................... 30, 116 Zyklopalloidverzahnte Kegelräder........ 120 Zylinderrollenlager................................ 141 Zylinderschnecken ............................... 208 Zylinderschneckengetriebe ................. 12 f. <?page no="377"?> Dr.-Ing Inno Zahn Verfahr zur kos von Stir 5., aktua 118,00 € ISBN 97 Zum Buc Vom Getri und Antri geräuschfr Zahnrad v wachsend Kostenred veröffentlic Inhalt: Allgemeine Evolventen Hauptverfa Fertig- und Wärmebeh Hart-Feinb Hart-Feinb schleifen m einer Profi Qualitätssi Messtechn Minderung Die Intere Führungs- Konstruktio sicherung, ratungsfirm Werkzeug Antriebste der technis Rezension »Aufgrund möglich, s Die Autor sind hoch Entwicklun . Thoma ovativ nradf ren, Masc tengünst rnrädern alis. Aufl. 20 €, ca.150,0 8-3-8169-3 ch: ebe und dam iebsleistung/ reiem Lauf u von der Ein er, globaler uzierung, Q chen. e Fertigungs n-Sonderver ahren der Za d Weichfeinhandlung (Hä bearbeitung d bearbeitung mit einer Do lscheibe - Z icherung: Sta nik - Schlei g von Getrieb essenten: - und Fach on, Versuc , Controlling, men und F -, Apparate chnik wie z.B schen Fachnen: d der klaren, ich in die Gr ren karätige Fac ng, Fertigung s Bausc ve fertig chinen un tigen Her mit hohe 015, 777 S 0 CHF (ex 3280-2 mit vom Zahn / Baugröße. und hoher L nzelbis zu r Konkurrenz Qualitätsverbe sgrundlagen: rzahnungen - ahnradfertigu Bearbeitung ärten): Werk der Zahnflan der Zahnfla oppelkegelsc Zahnflankens atistische Pr fbrand: Nac begeräusche hkräfte aus ch, Planung Normung, V Firmenvertre - und spez B. in der Fah und Hochsc übersichtlich rundzüge der chleute aus g und Prüfun Be Tel: 0715 E-Mail: ex h und 10 gung nd Werkze stellung er Qualitä S., 678 Abb xpert Büche nrad verlang Gewisserma Lebensdauer ur Großserie z sind Exp esserung un : Entwicklun - Zahnradpa ung: Wälzfräs der Zahnflan stoffe und W ken mit defin anken mit n heibe - Wäl schleifen mit ozesskontro chweis, Ausw en Forschung, g, Fertigun Vertrieb, Serv etungen im ziell im Ge hrzeugindust chulen hen Gliederu r modernen V Industrie un g von Getrie estellhotl 59 / 92 65-0 xpert@expe 0 Mitauto euge ät b., 64 Tab. erei) gt der Anwen aßen als s r. Das Buch enfertigung perten namh nd konstant ng der Zahn aarungen - A sen - Wälzst nken: Die erg Wärmebehand nierter Schne nicht definier lzschleifen m einer Globoi lle (SPC) be wirkungen u Entwicklun ng, Qualität vice sowie B Maschinen etriebebau d trie; Studente ung in Verbin Verzahntech nd Forschun eben und Zah line: 0 • Fax: -20 ertverlag.de oren ., nder günstige selbstverstän trägt dazu schneller un hafter Firme sicherem Ab radfertigung Allgemeine V toßen gänzende Za dlung von Za eide: Schälw rter Schneid mit einer Sch dschnecke - eim Verzahne nd Vermeid ng, ts- Ben-, der en ndung mit de hnik einzuarb ng und bring hnrädern ein e e Relationen ndlich gilt bei, diese A nd besser z n bereit, ih blauf des Fe - Zahnform Verfahren der ahnformung ahnrädern wälzfräsen un de: Zahnflan hnecke - Za - Verzahnun en von Stirnr ung - Ursa en zahlreiche beiten.« gen ihre lan . Antriebsleis die Forderu Anforderunge zu erfüllen. hr Wissen h ertigungspro m und Zahnf r Zahnradfert - Weichscha nd Hartschäle nkenschleifen hnflankensc gshonen rädern - Ver achen, Bewe en Bildern is Maschi ngjährige Erf stung/ Preis ung nach en an das Auch bei hinsichtlich zesses zu formung - tigung aben en n - Wälzhleifen mit zahnungsertung und st es leicht inenmarkt fahrung in <?page no="378"?> Prof. D Glea Keg Ingenie und mo für Win 2. akt. A (Reihe T Die vielen es heute Getriebee bietet nich sondern Verzahnu können ge ebenso w Modernste Genauigk verbesser Kegelradt Hinweise Verzahnu Kegelradv Lösung fü Inhalt: Überblick zahnunge verzahnun übersetze - Werkze von Keg Koordinat Laufprüfu Die Inter Führungs Qualitätss vertretung z.B. in der Der Auto Prof. Dr.- Corporatio leitet den hält er ei komponen weltweit. veröffentli Verzahnv Dr.-Ing. H ason gelrad eurwissen odernste nkelgetrie Aufl. 2015, 5 Technik) IS n Entwicklun e sehr sc elemente zu ht nur Metho offeriert ei ngen, die in eradverzahn wie bogenver e Schleifun keit und soga rten tribolog technologie« für ihre An ngserfahrun verzahntechn ür einen best der versc en, Spiralke ng, Kronen ende Kegelrä eugsysteme gelrädern tenmessung ng von Kege ressenten: - und Fach sicherung, C gen im Masc r Fahrzeugin or: -Ing. Herman on. Er hat d Bereich For ne Honorarp nten für Kra Er hat über 2 icht und hä erfahren sow Hermann dtech nschaftlic Herstellu ebe 500 S., 368 SBN 978-3 ngen des ve chwierig, d treffen. Die oden zur Bere ine Vielfalt n der Vergan nte Kegelräde rzahnte Kege nd Läppmeth ar mit gezielt gischen Eig « ist weltweit nwendung lie g in leicht nik vor. De timmten Anw chiedenen egelräder, räder, Beve äder - Grund - Fräsen v - Schleife und Korre elrädern kräfte aus Controlling, chinen-, Wer ndustrie; Stud nn J. 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