DE1777300A1

DE1777300A1 - Feed hopper for a device for assembling screws with washers

Info

Publication number: DE1777300A1
Application number: DE19621777300
Authority: DE
Inventors: Henry Pomernacki
Original assignee: Illinois Tool Works Inc
Current assignee: Illinois Tool Works Inc
Priority date: 1962-11-30
Filing date: 1962-11-30
Publication date: 1971-08-12

Description

" Beschickungstrichter für eine Vorrichtung zum Zusammensetzen von Schrauben mit Unterlegscheiben " Die Erfindung betrifft einen Beschickungstrichter für eine Vorrichtung zum Zusammensetzen von Schrauben mit Unterlegscheiben zur Überführung einzelner Unterlegscheiben einer homogenen Masse in zeitliche Abhängigkeit von einer Vorschubeinrichtung für Befestigungselemente an eine Zusammensetzstelle."Feed hopper for a device for assembling Screws with Washers "The invention relates to a hopper for a device for assembling screws with washers for transfer individual washers of a homogeneous mass depending on the time of a Feed device for fastening elements to an assembly point.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Beschickungstrichter für eine Vorrichtung der genannten Art zu schaffen, bei dem ruckartige Bewegungen vermieden und soweit wie möglich ausgeglichen werden, so daß zeitliche Beschleunigungsspitzen weitgehend abgebaut werden.' Die Erfindung ist gekennzeichnet durch die Kombination von einem Flächenbereich zur Aufnahme einer homogenen Masse von Unterlegscheiben abgrenzenden Wandungen, einen neben der Bodenkante der Wandungen angeordneten Drehtisch mit gleichmäßig verteilt an seinem Umfang angeordneten Ausnehmungen zur Aufnahme von Unterlegscheiben, einer dem Drehtisch nicht lineare Drehbewegung um einen festen Mittelpunkt erteilenden Einrichtung, wobei diese Antriebseinrichtung drei miteinander kämmende Zahnräder und eine Kupplung zwischen den zweiten und dem dritten Zahnrad und dem Drehtisch umfaßt und das erste und zweite Zahnrad zur Ermöglichung des gleichzeitigen Kämmens mit dem dritten Zahnrad koaxial zueinander angeordnet sind, das erste Zahnrad eine andere Zähnezahl als das zweite Zahnrad aufweist, wobei zumindest ein Teil seiner Zähne eine unterschiedliche Form und einen unterschiedlichen Zahnabstand aufweist, wobei bei einer Relativbewegung des ersten, zweiten und dritten Zahnrades durch die Antriebseinrichtung dem Drehtisch eine nicht lineare Bewegung mitgeteilt wird, die einzelnen Unterlegscrieben aus der homogenen Masse getrennt und in den Ausnehmungen des Drehtisches an die Zusammensetzstelle geführt werden.The invention is based on the object of creating a loading hopper for a device of the type mentioned, in which jerky movements are avoided and compensated as far as possible so that temporal acceleration peaks are largely reduced. The invention is characterized by the combination of a surface area for receiving a homogeneous mass of walls delimiting washers, a turntable arranged next to the bottom edge of the walls with recesses evenly distributed on its circumference for receiving washers, a non-linear rotary movement of the turntable around a fixed one Center-imparting device, said drive device comprising three meshing gears and a clutch between the second and third gears and the turntable, and the first and second gears being arranged coaxially with each other to enable simultaneous meshing with the third gear, the first gear being a different one Number of teeth than the second gear, with at least some of its teeth having a different shape and a different tooth spacing, with a relative movement of the first, second and third gear by the drive device is communicated to the turntable a non-linear movement, the individual washers are separated from the homogeneous mass and guided in the recesses of the turntable to the assembly point.

In Weiterbildung der Erfindung ist vorgesehen, daß die Einrichtung zur Kupplung des ersten, zweiten und dritten Zahnrades mit dem Drehtisch eine koaxial zum Drehtisch und zum ersten und zweiten Zahnrad angeordnete Kupplung ist.In a further development of the invention it is provided that the device for coupling the first, second and third gear with the turntable one coaxially is arranged to the turntable and to the first and second gear coupling.

Schließlich ist gemäß einem weiteren Merkmal der Erfindung vorgesehen, dai3 die Kupplung eine koaxial und etwa parallel zum Drehtisch für die Unterlegscheiben angeordnete Kupplungsscheibe, die Kupplungsscheibe sind den Drehtisch unmittelbar miteinander koppelnde Elemente sowie auf der Kupplungsscheibe angeordnete, mit dem zweiten Zahnrad zusammenwirkende und normalerweise die Antriebsbewegung übertragende, unter außergewöhnlichen Betriebsverhältnissen eine Relativverdrehung zwischen dem zweiten Zahnrad und der Kupplungsscheibe ermöglichende, federbeaufschlagte Elemente umfaßt, wobei eine Verklemmung von Unterlegscheiben im Beschickungstrichter zu einer Relativverdrehung zwischen dem zweiten Zahnrad und dem Drehtisch führt.Finally, according to a further feature of the invention, it is provided dai3 the coupling is coaxial and roughly parallel to the turntable for the washers arranged clutch disc, the clutch disc are the turntable directly interconnecting elements and arranged on the clutch disc with the second gear interacting and normally transmitting the drive movement, under exceptional operating conditions a relative rotation between the second gear and the clutch disc enabling spring-loaded elements comprising a jamming of washers in the hopper to one Relative rotation between the second gear and the turntable leads.

Durch die Erfindung wird dafür gesorgt, daß keine ruckartigen Bewegungen auftreten und die Bewegungen soweit wie möglich ausgeglichen werden, so daß die Beschleunigungsspitzen weitgehend abgebaut werden. Zu diesem Zwec44st von den Vorteilen eines nicht linearen Getriebes Gebrauch_gemac ht worden, das eine gleichförmige Drehbewegung in eine nicht gleichförmige Drehbewegung und schließlich in eine hin- und hergehende Bewegung umsetzt.The invention ensures that no jerky movements occur and the movements are balanced as far as possible so that the Acceleration peaks largely be dismantled. For this purpose the advantages of a non-linear transmission have been made use of, the one uniform rotary motion into a non-uniform rotary motion and finally translated into a reciprocating motion.

Die Erfindung ist im nachfolgenden anhand eines Ausführungsbeispiels unter Bezugnahme auf die Zeichnungen näher erläutert. In den Zeichnungen sind: Fig. 1 eine graphische Darstellung des Drehwinkels der Antriebswelle über dem Drehwinkel der Antriebe- welle des in Fig. 3 dargestellten epizykloidi- schen Zahnradgetriebes, sowie andere, der Er- läuterung dienende Bildkurven des Abtriebswel- lendrehwinkels als Funktion des Antriebewellen- winke 1s ; Fig. 2 die Zahnform, ausgedrückt durch die Zähnezahl eines normal verzahnten Rades als Funktion des Umfangwinkels. Die waagerechte Gerade ist einet normalerzahnten Rad mit 72 Zähnen zugeordnet; Fig. 3 eine schematische Darstellung der in Fig. 6 der- gestellten Einrichtung; Fig. 4 eine vergrößerte Teilansicht des in 219,3 und 8 dargestellten, ungleichmäßig verzahnten Index - rades 20 im Eingriff mit dem normalverzahnten Zahnrad 24. Die Paarung der beiden Räder ergibt die wellenförmige, in Fig. 2 dargestellte Ab*riebsbewegung; Fig. 5 die perspektivische Ansicht einer Gewinderoll- maschine mit einem Aggregat mit Merkmalen vor- liegender Erfindung; Fig. 6 die perspektivische Ansicht des Aggregates mit den Merkmalen vorliegender Erfindung im domon- tierten Zustande. Man beachte die im Vergleich zu Fig. 5 entgegengesetzte Blokriehtung; Fig. 7 einen Schnitt etwa entlang 7-7 der Fig. 6 bzw. entlang 7-7 der Fig. 8 ; Fig. 8 einen Schnitt entlang 8-8 der Fig. 7; Fig. 9 einen Schnitt durch eine Alternativausführung einer Kupplung zur Verwendung in dem Aggregat nach den Fig. 6, 7 und 8; Fig.10 einen Schnitt entlang 10-10 der Fig. B. Er zeigt die bevorzugte Ausführungsform einer Kupplung für das Aggregat; Fig.ll die Seitenansicht eines der Zahnräder des in Fig. 8 dargestellten epizykloidisehen Zahnrad- getriebes, wobei die Nabe desselben als Teil der bevorzugten Ausführungsform äer in Fig.10 dargestellten Kupplung dient; Fig.l2 die schematische Ansicht einer Ausführungs- form von Indexrad und Ritzel; Fig.13 die Teilansicht einer bevorzugten Ausführungs- form von Indexrad und Ritzel in Richtung 13-13 der Fig. 6. Die automatische in Fig. 5 dargestellte Zusammensetzvorrichtung dient zur Zusammensetzung von Schrauben mit Unterlegscheiben. Der Schraubenrohling wird getrennt von einer Beschickungseinrichtung 80 durch eine Vorsohubeinrichtung 16 in die Nähe der Beschickungseinrichtung 14 für die Unterlegscheiben überführt. Die Vorrichtung umfaßt eine Sohraubenbesbhickungseinrichtung 80, eine Schraubenvorsahubeinrichtung 16, sowie eine Beschickungseinrichtung 14 für die Unterlegscheiben. Diese Einrichtungen können an einer Gewinderollmaschine 18 bekannter Bauart in der Mitte einer Rinne für die Schraubenrohlinge angebracht werden. Es sind nur kleinere Veränderungen erforderlich, um die Schraubenvorschubeinrichtung und die Unterlegscheibenbeschickungseinrichtung an der Gewinderollmaschine anzubringen. Die konstruktive Ausführung der Gewincb#ollmaschine und der Schraubenvorschubeinrichtung sind nicht Gegenstand vorliegender Erfindung. Zur Verständniserleichterung sei jedoch eine kurze Beschreibung ihrer Arbeitsweise gegeben. Gewinderollmaschinen haben üblicherweise nur eine einzige Rinne zur Aufnahme der Schraubenrohlingen, die zwischen den Rollgesenken mit dem Gewinde versehen werden. Bei der vorliegenden Vorrichtung ist die einzige Rinne durch eine obere und untere Rinne ersetzt worden. Diesbezüglich wird an die USA-Patentschrift 2 321 548 verwiesen. Die Schraubenrohlinge werden in die Beschickungseinrichtung 80 gegeben und durch die obere Rinne abwärts geführt. Dann wird jeweils ein Rohling von zwei Fingern 77 ausgewählt, wobei die Finger an einem hin- und herbewegbaren Mechanismus angebracht sind, welcher die Schraubenrohlinge weiter nach unten in die untere Rinne überführt. Bei dieser Überführung werden die Schäfte der Schraubenrohlinge in die Löcher der Unterlegscheiben gesteckt, wobei die Unterlegscheiben mit Hilfe eines Drehtisches 72 in die richtige Lage gebracht worden sind. Dadurch wird eine vorläufige Zusammensetzung von Schraubenrohling und Unterlegscheibe erreicht. Der die Unterlegacheiben tragende Drehtisch 72, sowie die Vorrichtung 14 zur Erzeugung der exakten Bewegung des Drehtisches sind Gegenstand vorliegender Erfindung und seien nachfolgend im einzelnen beschrieben.The invention is explained in more detail below using an exemplary embodiment with reference to the drawings. In the drawings are: Fig. 1 is a graphical representation of the angle of rotation Drive shaft over the angle of rotation of the drive wave of the epicycloid shown in Fig. 3 cogwheel transmission, as well as others, of the earth image curves of the output shaft used for clarification turning angle as a function of the drive shaft wave 1s ; Fig. 2 the tooth shape, expressed by the number of teeth of a normal toothed gear as a function of the Circumferential angle. The horizontal line is united assigned to normal toothed wheel with 72 teeth ; Fig. 3 is a schematic representation of the in Fig. 6 der- provided facility; Fig. 4 is an enlarged partial view of the in 219,3 and 8, unevenly toothed index - wheel 20 in engagement with the normal toothed Gear 24. The pairing of the two wheels results in the undulating one shown in FIG Ab * rubbing movement; Fig. 5 is a perspective view of a thread rolling machine with a unit with features underlying invention; 6 shows the perspective view of the unit with the features of the present invention in the domon state of affairs. Note the comparison Block direction opposite to FIG. 5; FIG. 7 shows a section approximately along 7-7 of FIG. 6 or along 7-7 of Fig. 8; Figure 8 is a section along 8-8 of Figure 7; 9 shows a section through an alternative embodiment a coupling for use in the unit according to FIGS. 6, 7 and 8; Fig.10 is a section along 10-10 of Fig. B. Er shows the preferred embodiment of a Coupling for the unit; Fig.ll the side view of one of the gears of the in Fig. 8 epicycloidic gear wheel transmission, with the hub as part of the same the preferred embodiment shown in Fig.10 illustrated clutch is used; Fig.l2 the schematic view of an embodiment shape of index wheel and pinion; Fig. 13 the partial view of a preferred embodiment shape of index wheel and pinion in direction 13-13 of FIG. 6. The automatic assembly device shown in Fig. 5 is used to assemble screws with washers. The screw blank is transferred separately from a loading device 80 by a pre-loading device 16 in the vicinity of the loading device 14 for the washers. The device comprises a screw feeder 80, a screw feeder 16 and a feeder 14 for the washers. These devices can be attached to a thread rolling machine 18 of known type in the center of a trough for the screw blanks. Only minor modifications are required to attach the screw feeder and washer feeder to the thread rolling machine. The structural design of the thread rolling machine and the screw feed device are not the subject of the present invention. To make it easier to understand, however, a brief description of how it works is given. Thread rolling machines usually have only a single channel for receiving the screw blanks which are provided with the thread between the rolling dies. In the present device, the only channel has been replaced by an upper and lower channel. See U.S. Patent 2,321,548 in this regard. The screw blanks are placed in the loader 80 and passed down the upper chute. Then a blank of two fingers 77 is selected at a time, the fingers being attached to a reciprocating mechanism which transfers the screw blanks further down into the lower channel. During this transfer, the shafts of the screw blanks are inserted into the holes in the washers, the washers having been brought into the correct position with the aid of a turntable 72. This results in a preliminary assembly of the screw blank and washer. The turntable 72 carrying the washers and the device 14 for generating the exact movement of the turntable are the subject of the present invention and will be described in detail below.

Wenn die vorläufig mit den Unterlegscheiben zusammengesetzten Schraubenrohlinge die untere-Rinne erreichen, werden sie von den Fingern 77 freigegeben und gelangen durch die untere Rinne weiter nach unten zu einer Übergabeeinrichtung,-an der jeweils ein mit einer Unterlegscheibe zusammengesetzter Schraubenrohling ausgewählt bzw. ergriffen und das Gewinde in üblicher Weise eingerollt wird,. Die Unterlegscheiben sind dann unterhalb des Schraubenkopfes durch das angerollte Gewinde festgehalten, können jedoch ungehimmt eine Relativverdrehung zum Schraubenkopf ausführen.When the screw blanks temporarily assembled with the washers When they reach the lower gutter, fingers 77 release them and enter through the lower channel further down to a transfer device, -an each a screw blank assembled with a washer selected or taken and the thread is rolled in the usual way. The washers are then held under the screw head by the rolled thread, however, they can rotate relative to the screw head unhindered.

Die Unterlegscheiben befinden sich als ungeordnete Menge in einem Beschickungstrichter, die von den Seitenwandungen 104 und dem Drehtisch 72 der Baueinheit gebildet wird. Die intermittierende Drehbewegung des Drehtisches 72, der die Unterlegacheiben trägt und sich unter diesen bewegt, veranlaßt dieselben in Hohlräume 73 an der Peripherie der Drehscheibe hineinzufallen, so daß sie unter den Fingern vorbeigedreht werden. Die intermittierende Drehbewegung des Tisches 72 ist mit der Bewegung der Finger 77 synchronisiert, so daß jedesmal, Wenn die Finger 77 sich abwärts bewegen, eine Unterlegacheibe sich in der richtigen Lage befindet. Die Bewegung der Finger 77 ist grundsätzlich eine hin- und hergehende und die Bewegung den Tiaohee 72 ist grundsätzlich eine Drehbewegung, wenngleich letztere, wie ausgeführt, nicht linear ist. Die Vorschubeinrichtung 16 für die Schraubenrohlinge am Auslaufende 76 und die Beschikkungseinrichtung 14 für die Unterlegseheiben werden von einem unabhängigen Motor 54 durch einen im Querschnitt V-förmigen Riementrieb über verstellbare Riemenräder angetrieben. Vorzugsweise wird die Geschwindigkeit des Motors 54 dadurch geregelt, daß ein federbeaufschlagtes variables Riemenrad 84 am Motor angebracht wird, welches ein Riemenrad der Antriebswelle 86 für ein Schneckengetriebe 56 antreibt, wobei der Riemen über ein leerlaufendes Rad 88 geführt ist. Durch eine Verstelleinrichtung 82 läßt sich die Länge des Riemens verstellen, wodurch automatisch die wirksame Größe des Rades 84 verstellt und dadurch die Antriebsgewohwindigkeit der Schnecke 56 verändert wird. Wird die Maschine von einem Sehraubendurohmesser auf einen anderen umgestellt, ist es erforderlich, die Finger 77 der hin-und hergehenden Einrichtung 76 am Auslaufende der Zufuhreinriehtung 16 für die Schrauben in bekannter Weise auszutauschen. Wird die Maschine auf Unterlegeoheiben mit anderem Durchmesser umgestellt, dann ist es erforderlich, den Drehtisch 72 auszu-tauschen. Außerdem werden für unterschiedliche Ausführungs- formen der Unterlegeeheiben am besten unterschiedlich ausgeführte Öffnungen im Drehtieoh 72 vorgesehen, so daß also bei unterschiedlichen Ausführungsformen der Unterlegecheiben ein ein Austausch des Drehtisches erforderlich ist. Der Austausch wird in noch zu beschreibender Weise aufgeführt.The washers are in a disordered amount in a feed hopper formed by the side walls 104 and turntable 72 of the assembly. The intermittent rotation of the turntable 72, which carries and moves under the washers, causes them to fall into cavities 73 on the periphery of the turntable, rotating them by under the fingers. The intermittent rotational movement of the table 72 is synchronized with the movement of the fingers 77, so that each time when the fingers 77 move downwards, a Unterlegacheibe is in the correct position. The movement of the fingers 77 is basically a reciprocating movement and the movement of the Tiaohee 72 is basically a rotary movement, although the latter, as stated, is not linear. The feed device 16 for the screw blanks at the outlet end 76 and the loading device 14 for the washers are driven by an independent motor 54 through a belt drive with a V-shaped cross-section via adjustable belt wheels. Preferably, the speed of the motor 54 is controlled by attaching a spring loaded variable belt pulley 84 to the motor which drives a belt pulley of the drive shaft 86 for a worm gear 56, the belt being guided over an idle pulley 88. The length of the belt can be adjusted by an adjusting device 82, which automatically adjusts the effective size of the wheel 84 and thereby changes the drive speed of the worm 56. If the machine is changed over from one double-ended diameter to another, it is necessary to exchange the fingers 77 of the reciprocating device 76 at the outlet end of the feed device 16 for the screws in a known manner. If the machine is switched to washers with a different diameter, then it is necessary to replace the turntable 72 . In addition, the Unterlegeeheiben be provided at the best differently designed openings in Drehtieoh 72 for different embodiments, so that therefore in different embodiments of the Unterlegecheiben a replacement of the turntable is required. The exchange is listed in a manner to be described.

Bekannte, die Bauteile 14, 16 und 18 umfassende Maschine stellten eine außerordentliche Verbesserung in Vergleich zu manuellen Zusammensetzung der Schraubenrohlinge mit den Unterlegscheiben dar. Beim Einsatz der bekannten Maschine zeigte sich jedoch, daß viele Größen von Unterlegscheiben und Schraubenrohlingen nicht mit einer der Gesamtkapazität der Maschine angemessenen Geschwindigkeit an die Zusammensetzstelle gebracht werden konnten. Die Öffnungen der Drehtische waren nicht 100 gb mit Unterlegscheiben besetzt, wodurch der Wirkungsgrad der Maschine herabgesetzt wurde. Es hat sich gezeigt, daß die epizykloidisehen Getriebe nach der vorliegenden Erfindung außerordentlich vorteilhaft sind, um nicht nur den vorerwähnten Wirkungsgrad beträchtlich zu vergrößern, sondern darüber hinaus eine höhere Arbeitsgeschwindigkeit der gesamten Maschine zu ermöglichen. Known machines comprising components 14, 16 and 18 provided a tremendous improvement over manual assembly of the screw blanks and washers. However, using the known machine it was found that many sizes of washers and screw blanks do not match any of the overall capacity of the machine could be brought to the assembly point at an appropriate speed. The turntable openings were not 100 gb with washers, which decreased the efficiency of the machine. It has been found that the epizykloidisehen transmission according to the present invention are extremely advantageous in order to considerably enlarge not only the above-mentioned efficiency, but to also allow a higher operating speed of the entire machine.

Wenn sich in der Beschickungseinrichtung eine homogene Masse von Unterlegsoheiben befindet, hat der Drehtisch 72 zwei Funktionen zu erfüllen. Zunächst muß er in der Lage sein, eine einzige Unterlegseheibe aus der homogenen Masse abzutrennen und diese Unterlegseheibe in einer der Öffnungen 73 an aginem Umfang abzusetzen. Außerdem müssen die einzelnen in die Öffnungen 73 befindlichen Unterlegseheiben die Zueamreneetzstelle in reitlicher Abhängigkeit von der Bewegung der Finger 77 für die Schraubenbolzen erreichen. Da an der Zusammensetzstelle eine bestimmte Rastzeit zur Ermöglichung des Hindurchschiebens des Schraubenbolzens durch die Öffnung der Unterlegscheibe vorhanden sein muß, stellt die rasch intermittierende Arbeitsweise des Drehtisches ein schwer lösbares Problem dar. Diese rasche, intermittierende Bewegung kann dazu führen, daß die Unterlegscheiben springen oder aus den Öffnungen 73 infolge des aprupten Anlaufes und Anhaltens der Drehscheibe nach jeder zum Zwecke der Zusammensetzung von Unterlegscheibe und Schraube erforderlichen Rast herausgeworfen werden. Das besondere nicht lineare epizykloidische Getriebe 12 ist zur Erzielung einer stoßfreien Beschleunigung und Verzögerung der Drehscheibe und gleichzeitiger Erzeugung der erforderlichen Rastzeit sehr vorteilhaft. Das epizykloidische Getriebe ist besonders günstig, weil es sehr kompakt und das Zahnrad 24 ständig in Umdrehung ist, so daß das Anhalten und Anlaufen nicht von einem plötzlichen Stoß begleitet ist. Die bei den bekannten Maschinen verwendeten Ratschentriebe verursachen einen plötzlichen Stoß, welcher zu solchen unliebsamen Erscheinungen und einem sich daraus ergebenden schlechten Wirkungsgrad führt. Weiterhin reicht die Bewegung aus, um einzelne Unterlegscheiben aus der homogenen Masse auszulesen und in die Öffnungen 73 des Dreh-2 tisches zu überführen. Kleine unbeabsichtigte Fehler von Zahn zu Zahn (Abweichungen von der theoretischen Idealform) des Getriebes sind bei der Herstellung der Zahnräder 20, 22 und 24 bei vertretbarem Aufwand manchmal unvermeidlich. In den meisten Fällen sind diese Abweichungen minimal und führen zu einer sehr kleinen Gesamtschwingung der Beschickungseinrichtung. Dadurch wird normalerweise die wirksame Abtrennung einzelner Unterlegscheiben aus der Masse der in der Beschickungseinrichtung 14 befindlichen Unterlegscheiben nicht beeinträchtigt. Sofern die unbeabsichtigten Fehler von Zahn zu Zahn, bzw. die durch das Getriebe erzeugten harmonischen Schwingungen ein Problem beim Vorschub gewisser Größen von Unterlegscheiben darstellen sollten, können die Schwingungen in einfacher Weise mit Hilfe der Verstelleinriahtung, wie aus den nachfolgenden Ausführungen ersichtlich, gedämpft werden. If there is a homogeneous mass of washers in the loading device , the turntable 72 has to fulfill two functions. First of all, he must be able to separate a single washer from the homogeneous mass and to deposit this washer in one of the openings 73 at an aginem circumference. In addition, the individual washers located in the openings 73 must reach the Zueamreneetzstelle in riding dependent on the movement of the fingers 77 for the screw bolts. Since there must be a certain dwell time at the assembly point to allow the screw bolt to slide through the opening of the washer, the rapidly intermittent operation of the turntable presents a problem that is difficult to solve. This rapid, intermittent movement can cause the washers to jump or come out the openings 73 are thrown out as a result of the sudden start and stop of the turntable after each detent required for the purpose of assembling the washer and screw. The special non-linear epicycloidal gear 12 is very advantageous for achieving shock-free acceleration and deceleration of the turntable and at the same time generating the required rest time. The epicycloidal gear is particularly advantageous because it is very compact and the gear 24 is constantly rotating so that stopping and starting is not accompanied by a sudden shock. The ratchet drives used in the known machines cause a sudden shock, which leads to such unpleasant phenomena and the resulting poor efficiency. Furthermore, the movement is sufficient to read out individual washers from the homogeneous mass and to convert 2 table in the openings 73 of the rotary control. Small, unintentional errors from tooth to tooth (deviations from the theoretical ideal shape) of the transmission are sometimes unavoidable in the manufacture of gears 20, 22 and 24 with a reasonable amount of effort. In most cases these deviations are minimal and result in a very small overall vibration of the feeder. As a result, the effective separation of individual washers from the mass of washers located in the loading device 14 is normally not impaired. If the unintentional errors from tooth to tooth, or the harmonic vibrations generated by the gearbox, should pose a problem when feeding certain sizes of washers, the vibrations can be dampened in a simple manner with the help of the adjustment device, as can be seen from the following explanations.

Es sei darauf hingewiesen, daß die Dämpfungseinrichtung jedoch nur in einigen extremen Fällen notwendig, bzw. wünschenwert Ein anderer Nachteil bekannter Vorrichtungen bestand darin, daß beim Austausch unter sich unterschiedlicher Drehtische 72, die Synchronisation der Drehtischbewegung mit der Bewegung der Yorschubfinger 77 eine langweilige und schwierige Tätigkeit darstellte. Wie aus den nachfolgenden Ausführungen ist bei der erfindungsgemäßen Vorrichtung zum Zwecke der 'Synchronisation eine einfache Verstellung durehführber, während die Vorrichtung in Betrieb ist. Die in den Fig. 5 - 13 dargestellte Beschickungseinrichtung 14 für die Unterlegscheiben entspricht etwa der in Fig. 3 mehr oder weniger schematisch dargestellten Anordnung. Entsprechende Einzelheiten sind mit gleichen Bezugszeichen beziffert. Wie am besten aus den Fig. 7 und 8 ersichtlich, treibt die Antriebswelle 88 eine Schnecke 56 an, welche wiederum ein Schnekkenrad 58 antreibt, welches mit Hilfe geeigneter Zager 90 gelagert ist. Die Antriebswelle 88 ist mit einem Riemenrad verbunden, welches über einen Riemen von der vorerwähnten Geschwindigkeitsregeleinriehtung 82 angetrieben wird. Die Nabe des Schneckenrades 58 ist mit einer Keilnut 94 ausgestattet und dient zum Antrieb eines zylindrischen Antriebselementes 92, welches die Welle 60 darstellt und koaxial zum Schneckenrad 58 angeordnet ist. Das obere Ende des zylindrischen Antriebsele -mentes 92 hat eine Keilnut 96 zum Antrieb der Kurvenscheibe 74, welche sich bis in die Beschickungseinrichtung erstreckt und zum Antrieb des hin- und herbewegbaren Auslaufendes 76 der Yorsehubeinrichtung 16 für die Schrauben dient. Das zylindrische Antriebselement 92 weist am unteren Ende einen Bund 93 größeren Durchmessers auf, an welchem die Ritzelträgerplatte 64 mittels der Schrauben 62 befestigt ist. Wie aus den Fig. 7 und 8 ersiohtlioh, ist der U-förmi4e Bügel 66 nach Fig. 3 zur Aufnahme dpr Planetenwelle 68 hier,@so abgewandelt, das er innerha@b der radialen Abmessung des Ritzele 24 angeordnet ist. Diese konstruktive Maßnahme ist aus Gründen der Raumerspernis durohgeführt. Wie am besten aus Fig. 8 ersichtlich, trägt die unbewegliche Welle 98 das Lager 90, das Schneckenrad 58, sowie das zylindrische Antriebeelement 92, welches in Wirklichkeit die Antriebswelle 60 des epizyäloidischen Getriebes darstellt und die Kurvenscheibe 74, Alle vorgenannten Elemente sind drehbar auf der unbeweglichen Welle 98 gelagert. Die Welle 98 ist in einem Gutteil 100 angeordnet, welches einen sich über den Umfang erstreckenden Radialflanseh 102 aufweist, welcher zur Aufnahme der Seitenwandungen der Beschickungseinrichtung 14 dient. Das Gutteil 100 ist, wie in der USA - Patentschrift Nr. 2 343 798 beschrieben, unmittelbar an der Gewinderollmasehine ärigebracht.It should be pointed out that the damping device is only necessary or desirable in a few extreme cases. Another disadvantage of known devices was that when exchanging different turntables 72, the synchronization of the turntable movement with the movement of the feed fingers 77 is tedious and difficult Activity represented. As can be seen from the following statements, in the device according to the invention, for the purpose of synchronization, a simple adjustment can be carried out while the device is in operation. The loading device 14 for the washers shown in FIGS. 5-13 corresponds approximately to the arrangement shown more or less schematically in FIG. 3. Corresponding details are numbered with the same reference symbols. As can best be seen from FIGS. 7 and 8, the drive shaft 88 drives a worm 56, which in turn drives a worm wheel 58 which is supported with the aid of suitable bearings 90. The drive shaft 88 is connected to a belt pulley which is driven by the aforementioned speed control device 82 via a belt. The hub of the worm wheel 58 is equipped with a keyway 94 and serves to drive a cylindrical drive element 92, which represents the shaft 60 and is arranged coaxially to the worm wheel 58. The upper end of the cylindrical drive element 92 has a keyway 96 for driving the cam disk 74, which extends into the loading device and is used to drive the reciprocating outlet end 76 of the Yorsehub device 16 for the screws. The cylindrical drive element 92 has a collar 93 of larger diameter at the lower end, to which the pinion carrier plate 64 is fastened by means of the screws 62. As shown in FIGS. 7 and 8 ersiohtlioh, the U-bracket 66 förmi4e 3 dpr for receiving planet shaft 68 is shown in FIG. Here @ modified so that he innerha @ b of the radial dimension of the Ritzele 24 is arranged. This constructive measure is durohführung for reasons of space obstruction. As best seen in Fig. 8, the immovable shaft 98 carries the bearing 90, the worm wheel 58, and the cylindrical drive element 92, which in reality represents the drive shaft 60 of the epicyclic gear and the cam disk 74, all of the aforementioned elements are rotatable on the immovable shaft 98 mounted. The shaft 98 is arranged in a good part 100 which has a radial flange 102 which extends over the circumference and which serves to receive the side walls of the charging device 14. As described in US Pat. No. 2,343,798, the good part 100 is attached directly to the thread rolling machine.

Das epizykloidisehe Getriebe ist gleichfalls koaxial zur Welle 98 angeordnet. Das Indexrad 20 umgibt den Bund 93 des zylindrischen Antriebselementes 92 in der Weise, dat eine Relativverdrehung möglich ist.The epicycloidal gear is also arranged coaxially with the shaft 98 . The index wheel 20 surrounds the collar 93 of the cylindrical drive element 92 in such a way that relative rotation is possible.

Die Verstelleinriehtung 78 für das Indexrad 20 umfaßt einen länglichen Hebelarm 106, der kräftig ausgeführt und an der Unterseite des Indexrades mittels eines Bolzgnm 108 befestigt ist. Der Hebelarm 106 ist wesentlich länger alq die radiale Abmessung des Indexrades 20. Das freie Ende den 106 weist, wie am besten aus den Fig. 7 und 12 ersichtlich ist, einen Noppen 110 auf. Im mittleren Bereich des Hebelarmes 106 ist ein aufrecht stehender Stift 112 angebracht, der zur Befestigung des einen Endes einer Feder 114 dient, Das andere Ende der Feder 114 ist an einer Schraube llb befestigt, welche in einem Formteil 118 sitzt, welches an einer Verdickung 120 des Gußteiles 100, wie aus Fig. 7 und 8 ersichtlich angeordnet ist. Das Formteil 118 weist zwei aufrechtstehende, mit Öffnungen versehene Lagerböckchen 122 und 124 auf. Das Lagerböckchen 124 hat eine Gewindebohrung und ist in der Weise geschlitzt, daß es eine Druckkraft auf einen Schraubenbolzen 126 ausübt. Der Schraubenbolzen hat einen Kopf, der wie am besten aus Fig. e und 7 ersichtlich, aus der Beschickungseinrichtung herausragt. Das andere Ende des Schraubenbolzens 126 ist so ausgebildet, daß es einen Dämpfer aufnehmen kann. Der Dämpfer 130 ist in einem Gehäuse 132 festgelegt. Er besteht aus einem halbelastischen Stoff und dient zur Kompensation kleinster unbeabsichtigter Zahnfehler, die, sofern sie vorhanden sind, unerwünschte Schwingungen hervorrufen können. Es muß jedoch darauf hingewiesen werden, daß der Dämpfer 130 in dem Gehäuse 132 nur in extremen Fällen erforderlich ist und bei vielen Größen von Unterlegscheiben nicht gebraucht wird. Gelentlich, und zwar bei bestimmten Geschwindigkeiten, bestimmter Größen von Unterlegscheiben, treten harmonische Schwingungen und Schwingungen von Zahn zu Zahn auf, die mit Hilfe des Dämpfers 130 leicht gedämpft werden können. Durch Verdrehung des Kotfee 128 des Schraubenbolzens 126 erfolgt, eine Bewegurig des In.' dexrades 20, wodurch eine Justierung der ltelativiage dee ln-@ dearades in Bezug auf die durch die Welle 88 übertragene Antriebsbewegung erfolgt. Diese Justiereinrichtung ist leicht zugänglich und von großem Vorteil zur Zynchronisation des Drehtisches 72 für die Unterlegscheiben mit den sich hin- uad herbewegenden Vorschubfingern 77.The adjusting device 78 for the index wheel 20 comprises an elongated lever arm 106 which is made strong and fastened to the underside of the index wheel by means of a bolt 108. The lever arm 106 is much longer than the radial dimension of the index wheel 20. The free end of the 106 , as best shown in FIGS. 7 and 12, has a knob 110. In the middle area of the lever arm 106 an upright pin 112 is attached, which is used to fasten one end of a spring 114 of the casting 100, as shown in FIGS. 7 and 8 is arranged. The molded part 118 has two upright bearing blocks 122 and 124 provided with openings. The bearing block 124 has a threaded bore and is slotted in such a way that it exerts a compressive force on a screw bolt 126. The screw bolt has a head which, as best seen in FIGS. E and 7, protrudes from the loading device. The other end of the screw bolt 126 is designed so that it can receive a damper. The damper 130 is fixed in a housing 132. It consists of a semi-elastic material and is used to compensate for the smallest unintentional tooth defects which, if present, can cause undesirable vibrations. It should be noted, however, that the damper 130 in the housing 132 is only required in extreme cases and is not needed with many sizes of washer. Occasionally, namely at certain speeds, certain sizes of washers, harmonic oscillations and oscillations from tooth to tooth occur, which can be easily damped with the aid of the damper 130. By turning the Kotfee 128 of the screw bolt 126, there is a movement of the In. ' dexrades 20, whereby an adjustment of the ltelativiage dee ln- @ dearades in relation to the drive movement transmitted by the shaft 88 takes place. This adjusting device is easily accessible and of great advantage for synchronizing the turntable 72 for the washers with the feed fingers 77 moving backwards.

Die Antriebsbewegung des-epizykloidischen Getriebes 12 Wird mit Hilfe einer Kupplung 70 auf den Drehtisch 72 für die Unterleg= acheiben übertragen. Die Kupplung 70 umfaBt eine sich in ai.ä= ler Richtung erstreckende ziemlich lange Wabe 134e die am Referenzrad 22 angeformt ist: Auf dem Umfang der Nabe 134 befinden sich mehrere Rippen 136i de= ren Außendurchmesser etwas kleiner ist, als der Durchmesser der Bohrung 142 einer Scheibe 140. Die Scheibe 140 ist üa !igi 8 aus Platzmangel nur mehr oder weniger oohenatieoh dergeetellt& Die genaue Ausführung der Scheibe ist aua Fig4 10 etsiehtlioh4 Die Scheibe weist eine durchgehende Bohrung 144 auf, die in Fig. 10 umrechten oberen Quadranten eingezeichnet ist& Die Bohrung dient zur Aufnahme eines Stiftes 146, welcher züü Aittrieb des Drehtisehe,e .72 für die Unterlegeohelben dienta t8 sei daran erinnert, daß die Drehtische ausgetauscht Vbrden können, damit ein Drehtisch mit entsprechend großen Öffnungen für die unterschiedlichen Größen der Unterlegscheiben zur Verfügung steht. Der Stift 146 dient als Antriebselement zwischen der Scheibe 140 und dem jeweiligen Drehtisch 72. Die Scheibe 140 weist in ihren vier Quadraten mehrere Kanäle bzw. Nuten auf. Eine Nut 148 verläuft rechtwinklig zu einer Nut 150, wobei insgesamt vier solcher Nutensätze in der Scheibe 140 angeordnet sind. Die Nuten.148 bilden Anlageflächen für quadratische Stifte 154, die durch Federkraft mit den Schultern 152 in Anlage gehalten sind. Die Enden der Stifte 154 stehen vor, damit sie mit den Rippen 136 auf der Nabe des Referenzrades 22 zusammenwirken können. An den Stiften 154 befinden sich Zapfen 155, die in geeigneten Querbohrungen 157 der Scheibe 140 gelagert sind un eine Bewegung der Stifte 154 gestatten, so daß die Rippen 136 sich an den Enden der quadratischen Stifte 154 vorbeibewegen können, wenn eine Blockierung eintritt, wohingegen eine radial nach außen gerichtete Bewegung der Stifte 154 verhindert ist. An geeigneten Stiften 158 in den Kanälen 150 der Scheibe 140 sind Federn 156 befestigt, welche die quadratischen Stifte 154 in der gewünschten Lage halten. Die Kupplung 70 weist außerdem eine Druckfederplatte 160 auf, welche kreisringförmig ausgebildet ist und einen nach unten weisenden Planso h 161 hat. Die Druokfederplette 160 ist, wie aus Fig. 8 und 10 ersichtlich, mittels geeigneter Sehraubenbolzen 162 fest mit der Scheibe 140 verbunden. Die Schraubenbolzen 162 haben solche Schäfte, daß eine relative axiale Bewegung zwischen der Druckfederplatte 160 und der Scheibe 140 möglich ist. In Bohrungen 166 sind Druckfedern 164 angeordnet, wodurch die Druckfederplatte 160 und die Scheibe 140 auseinandergeschoben werden. Die obere Fläche der Druckfederplatte 160 liegt der Unterseite der Kurvenscheibe 74 an, wobei eine Relativbewegung zwischen den beiden Teilen möglich ist. Die Druckfederplatte 160 wird durch die Kurvenscheibe 74 auf der Welle 98 gehalten. Die Kurvenscheibe 74 selbst wird durch eine geeignete Schraube 168 auf der Welle 98 gehalten. Die vorbeschriebene Anordnung erleichtert das Abnehmen des Drehtisches 72.The drive movement of the epicycloidal gear 12 is transmitted to the turntable 72 for the washers with the aid of a coupling 70. The coupling 70 comprises a rather long honeycomb 134e which extends in a similar direction and which is formed on the reference wheel 22: On the circumference of the hub 134 there are several ribs 136i whose outer diameter is slightly smaller than the diameter of the bore 142 a disk 140. The disk 140 is only more or less oohenatieoh dergeetellt oa! igi 8 due to lack of space & The exact design of the disk is aua Fig4 10 etsichtlioh4 The disk has a through hole 144, which is drawn in Fig. 10 by the right upper quadrant & The Hole serves to accommodate a pin 146, which is used to drive the turntable, e .72 for the washer. It should be remembered that the turntables can be exchanged so that a turntable with correspondingly large openings is available for the different sizes of the washers. The pin 146 serves as a drive element between the disk 140 and the respective turntable 72. The disk 140 has several channels or grooves in its four squares. A groove 148 runs at right angles to a groove 150, a total of four such groove sets being arranged in the disk 140. The grooves 148 form contact surfaces for square pins 154, which are held in contact with the shoulders 152 by spring force. The ends of the pins 154 protrude to cooperate with the ribs 136 on the hub of the reference wheel 22. On the pins 154 are pins 155 which are mounted in suitable transverse bores 157 of the disc 140 and allow movement of the pins 154 so that the ribs 136 can move past the ends of the square pins 154 when a blockage occurs, whereas one radially outward movement of the pins 154 is prevented. Springs 156 are attached to suitable pins 158 in the channels 150 of the disc 140 and hold the square pins 154 in the desired position. The clutch 70 also has a compression spring plate 160, which is designed in the shape of a circular ring and has a downwardly pointing planar 161. As can be seen from FIGS. 8 and 10, the pressure spring plate 160 is firmly connected to the disc 140 by means of suitable viewing bolts 162. The screw bolts 162 have shafts such that relative axial movement between the compression spring plate 160 and the washer 140 is possible. Compression springs 164 are arranged in bores 166, as a result of which the compression spring plate 160 and the disk 140 are pushed apart. The upper surface of the compression spring plate 160 rests against the underside of the cam disk 74, a relative movement between the two parts being possible. The compression spring plate 160 is held on the shaft 98 by the cam disk 74. The cam disk 74 itself is held on the shaft 98 by a suitable screw 168. The above-described arrangement makes it easy to detach the turntable 72.

Nach Entfernung der Schraube 168 und der Kurvenscheibe 74 kann die ganze Kupplung 70 als Einheit abgenommen und ein anderer Drehtisch 72 aufgesetzt werden. Der Stift 146 wird einfach in die entsprechende Bohrung des neu aufgesetzten Drehtisches gesteckt und die Einzelteile wieder zusammenmontiert. Die Kurvenscheibe erhält wieder ihre alte Relativlage zum zylindrischen Antriebselement 92, da nur eine einzige Keilverbindung vorgesehen ist. Kleine Fehler der Lage des Drehtisches 72, der Scheibe 140 und des Stiftes 146 können in einfacher weise durch Verstellung der Schraube 126 in der beschriebenen Art und Weise kompensiert werden, In Fig. 9 ist eine Alternativausführung der Kupplung dergestellt. Entsprechende Einzelheiten sind mit gleichen Bezugs.. wichen und dem Index a beziffert. Die Kupplung 70 a ist der Kupplung 70 in mancher Hinsicht.ähnlich.After removing the screw 168 and the cam disk 74, the entire coupling 70 can be removed as a unit and another turntable 72 can be put on. The pin 146 is simply inserted into the corresponding bore of the newly fitted turntable and the individual parts are reassembled. The cam disk is restored to its old position relative to the cylindrical drive element 92, since only a single wedge connection is provided. Small errors in the position of the turntable 72, the disk 140 and the pin 146 can be compensated for in a simple manner by adjusting the screw 126 in the manner described. FIG. 9 shows an alternative embodiment of the coupling. Corresponding details are given the same reference .. and numbered with the index a. The coupling 70 a is similar to the coupling 70 in some respects.

Die Nabe 134 a hat keine Rippen und ist statt dessen direkt mit der Platte 160 a durch Schrauben 1`l0 verbunden. Die Platte 160 a weist einen Stift 172 auf, der nach unten weist und das Antriebeelement für zwei einander gegenüberliegende Zahnscheiben 1`j4 und 176 darstellt. Die obere, kreisringförmige Zahnscheibe 174 hat Zähne auf ihrer Unterfläche, die mit Zähnen auf der oberen Fläche der unteren Zahnscheibe 176 zusammenpassen. Die Zahnscheibe 176 hat einen festen Stift 146 a, welcher sie direkt ait dem Drehtisch 72 a verbindet. Die obere Z=ahnscheibe 174 ist durch geeignete Federn 164 a in Anlage mit der unteren Zahnscheibe 176 gedrückt, wobei der Stift 172 eine eaiale Verschiebung der Zahnscheibe 174 ermöglicht. Das Ausrücken der Kupplung bei einer Verklemmung der Platte 70 wird durch die konstruktive Ausbildung der Zähne der Zahnscheiben 174 und 176 ermöglicht, die bei einer bestimmten Belastung anfangen, aufeinander zu gleiten. Auch diese Ausführungsform hat eine angemessene Kupplungswirkung. Ein Nachteil ist darin zu sehen, daß mehrere Bolzen, wie die Schrauben 170 entfernt werden müssen, wenn der Drehtisch 72 a gewechselt wird. Im übrigen funktioniert die Kupplung 70 a etwa wie die Kupplung 70. Das in der Zusammensetzvorrichtung verwendete nicht lineare Getriebe und der epizykloidische Zahnsatz werden anschließend anhand der Zeichnungen näher erläutert..Der nicht lineare, mit 10 bezifferte Zahnradsatz eines epizykloidischen Zahnradgetriebes 12 kann ohne weiteres dazu dienen, einer Beschickungseinrichtung 14 für Unterlegscheiben eine stoßfreie intermittierende Indexbewegung mit Stillstand zu erteilen. Die Einrichtung 14 arbeitet mit einer Vorschubeinrichtung 16 für Befestigungselemente zusammen. Beide Einrichtungen sind auf einer Gewinderollmaschine 16, wie aus Fig. 5 ersichtlich, angeordnet. Die genaue Funktion der nicht linearen Zahnräder und des epizykloidischen Zahnradgetriebes der Einrichtung 15, bei der Zusammenarbeit mit der Einrichtung 16 ist später beschrieben. Der nicht lineare Zahnradsatz 10 besteht, wenn e r in einem epizykloidischen Zahnrädergetriebe verwendet wird, aus einem ersten Zahnrad 20, einem zweiten Zahnrad 22 und einem dritten Zahnrad 24. WEnn der nicht lineare Zahnradsatz 10 nur als solcher verwendet wird, brauchen nur die Zahnräder 20 und 24 und ihr Zusammenwirken betrachtet werden. Das Zusammenwirken der Zahnräder 20 und 24 ist in den Teilansichten der Fig. 4 veranschaulicht.The hub 134 a has no ribs and is instead directly connected to the plate 160 a by screws 1'l0. The plate 160 a has a pin 172 which points downwards and represents the drive element for two toothed disks 1'j4 and 176 lying opposite one another. The upper, annular toothed disk 174 has teeth on its lower surface that mate with teeth on the upper surface of the lower toothed disk 176. The toothed disk 176 has a fixed pin 146 a, which connects it directly to the turntable 72 a. The upper toothed disk 174 is pressed into contact with the lower toothed disk 176 by suitable springs 164 a, the pin 172 enabling an axial displacement of the toothed disk 174. The disengagement of the clutch in the event of a jamming of the plate 70 is made possible by the structural design of the teeth of the toothed disks 174 and 176 , which begin to slide on one another when a certain load is applied. This embodiment also has an adequate coupling effect. A disadvantage can be seen in the fact that several bolts, such as the screws 170, have to be removed when the turntable 72 a is changed. Otherwise, the clutch 70 a works roughly like the clutch 70. The non-linear gear used in the assembly device and the epicycloidal gear set are then explained in more detail with reference to the drawings serve to give a loading device 14 for washers a smooth intermittent index movement with a standstill. The device 14 works together with a feed device 16 for fastening elements. Both devices are arranged on a thread rolling machine 16, as can be seen from FIG. The exact function of the non-linear gears and the epicycloidal gear transmission of the device 15 when working with the device 16 is described later. The non-linear gear set 10, when used in an epicycloidal gear train, consists of a first gear 20, a second gear 22 and a third gear 24. If the non-linear gear set 10 is only used as such, only the gears 20 and 24 and how they work together. The interaction of the gears 20 and 24 is illustrated in the partial views in FIG. 4.

In Fig. 3 ist das dritte Zahnrad 24 als Ritzel und das erste Zahnrad 20 als Indexrad bezeichnet. Bei den nachfolgenden Ausführungen und in der Zeichnung ist angenommen, daß das Indexrad mit ungleichförmigen Zähnen ausgestattet ist. Es liegt jedoch auf der Hand, daß sowohl das Indexrad oder das Indexrad wie auch das Ritzel mit Zähnen ausgestattet sein können, die ungleichmäßig in der Form sind und ungleichen Abstand haben, wobei die Vorteile des vorliegenden Zahnrädergetriebes gewähr bleiben. Es liegt ferner auf der Hand, daß das zweite, als Referenzrad bezeichnete Zahnrad 22 eine normale Verzahnung aufweisen kann oder aber, je nach dem gewünschten Funktionsverlauf der abgegebenen Bewegung mit abgeänderten Zahnformen ausgestattet sein kann. Obgleich im folgenden von einem Zahnrädergetriebe die Rede ist, bei dem die Achsen parallel zueinander verlaufen, können die gleichen Bewegungscharakteristika auch bei verschiedenen Getrieben z.B. spiralverzahnten Kegelradgetrieben erzielt werden, deren Achsen rechtwinklig zueinander verlaufen. Das gleiche gilt auch für bestimmte Getriebe, deren Achsen schiefwinklig zueinander verlaufen. Für den Fachmann ist es ohne weiteres möglich, die Zehre vorliegender Erfindung bei jedem beliebigen Getriebesystem anzuwenden, bei dem voll ausgebildete ( full generated ) Zahnformen verwendet werden. Das Indexrad 20 wird aus einem zylindrischen Rohling gefertigt. Auf dem Umfang des Rohlings werden die Zähne 26 a - 26 b ausgearbeitet. Obgleich die Zähne den gleichen Abstand vom Mittelpunkt des Rohlings haben, hat jeder Zahn eine unterschiedliche Form und eine unterschiedliche Zahnlücke (interdental apacing). Das Ritzel 24 ist mit Zähnen 28 ausgestattet, die mit den Zähnen 26 a - 26 b des Indexrades 20 kämmen können. 1).e Zähne 2'8 des Ritzels haben gleichen gegenseitigen Abstand, gleiche Formen und gleichen Abstand von dem Mittelpunkt des Ritzels. In Fig. 4 ist eine Detailansicht der miteinander kämmenden Zähne 28 des Ritzet 24 und der Zähne 26 a und 26 b den Indexrades 20 dargestellt. Der obere Teil der Fig. 4 zeigt einen Sektor der Zähne 26 a des Indexrades 20, welche mit den Zähnen des Ritzels 28 kämmen, während der untere Teil der Fig. 4 einen anderen Sektor der gleichen Zahnräder im Eingriff zeigt. Zur Erleichterungsdes Verständnisses sind in Fig. 4 einige Konstruktionslinien dargestellt. Die mit 30 bezifferte gestrichelte Linie stelle den Kopfkreis ( outer diameter) des Zahnrades 20 dar. Obgleich die Zähne 26 a und 26 b abweichende Form bzw. Größe haben, bleibt der Durchmesser des Kopfkreises über den Umfang innerhalb der Herstellungstoleranzen konstant. Die mit 32 bezifferte Linie verbindet die Fußkreise (roott: diameters) der Zähne 26 a und 26 b. Wie ersichtlich, ist der Fußkreisdurchmesser konstant, obwohl er aus Gründen des Flankenspieles (backlash considerations) variiert werden kann, wenn die Besonderheiten des Zahnradgetriebes dies erforderlich machen. Abgesehen von Abwandlungen aus Gründen des Flankenspiels bleibt der Fußkreisdurchmesser .bei dem Zahnrad 20 jedoch etwa konstant. Der Grundkreisdurchmesser (bass diameter) des Zahnrades 20 ändert sich jedoch in Abhängigkeit von dem erwünschten wellenförmigen Bewegungsgesetz (wave form output), welches das Zahnrad 20 abgeben soll.In Fig. 3, the third gear 24 is a pinion and the first gear 20 referred to as the index wheel. In the following explanations and in the drawing is assumed that the index wheel equipped with irregular teeth is. It is obvious, however, that both the index wheel and the index wheel as also the pinion can be equipped with teeth that are irregular in shape are and have unequal spacing, with the advantages of the present gear transmission remain guaranteed. It is also obvious that the second, referred to as the reference wheel Gear 22 may have normal teeth or, depending on the desired Functional course of the given movement equipped with modified tooth shapes can be. Although in the following there is talk of a gear transmission in which the axes are parallel to each other, can have the same movement characteristics also achieved with various gears, e.g. spiral-toothed bevel gears whose axes are perpendicular to each other. The same goes for certain gears whose axes are at an oblique angle to each other. For the professional it is readily possible to apply the scope of the present invention to any Apply a gear system in which fully generated tooth forms be used. The index wheel 20 is made from a cylindrical blank. The teeth 26 a - 26 b are machined on the circumference of the blank. Although the teeth are equidistant from the center of the blank, each tooth is a different shape and a different tooth gap (interdental apacing). That Pinion 24 is equipped with teeth 28 that align with teeth 26 a - 26 b of the index wheel 20 can comb. 1) .e teeth 2'8 of the pinion have the same mutual distance, same shapes and same distance from the center of the pinion. In Fig. 4 is a detailed view of the intermeshing teeth 28 of the scribe 24 and the teeth 26 a and 26 b the index wheel 20 is shown. The upper part of Fig. 4 shows one Sector of the teeth 26 a of the index wheel 20, which mesh with the teeth of the pinion 28, while the lower part of Fig. 4 shows another sector of the same gears in the Shows engagement. In Fig. 4, some construction lines are shown for ease of understanding shown. The dashed line numbered 30 represents the tip circle (outer diameter) of the gear 20. Although the teeth 26 a and 26 b different shape or size, the diameter of the tip circle remains within the circumference the manufacturing tolerances constant. The line numbered 32 connects the base circles (roott: diameter) of teeth 26 a and 26 b. As can be seen, the root diameter is constant, although it varies due to backlash considerations can be if the specifics of the gear drive make this necessary. Apart from modifications for reasons of backlash, the root diameter remains the same .At the gear 20, however, approximately constant. The bass diameter of the gear 20, however, changes depending on the desired undulating one Law of motion (wave form output), which output the gear 20 target.

Der hier beispielsweise dargestellte Grundkreisdurchmesser 34 a ist der Grundkreisdurchmesser für ein Zahnrad mit 72 Zähnen und die dargestellten Zähne 26 a haben die Form v& bei einem Rad mit `(2 Zähnen und Evolventenverzahnung. Der Grundkreis 34 b des in Fig. 4 unten dargestellten Segmentes des Zahnrades 20 ist im Vergleich zum Grundkreis 34 a des oberen Segmentes radial nach außen versetzt, durch die Zahnform 26 b entsteht, die einem evolentenverzahnten Zahnrad von 76 Zähnen entspricht. Der Grundkreisdurchmesser ändert sich mit der Zahnform. Er kann von einem Zahnsektor zum anderen Zahnsektor eines Zahnrades innerhalb gewisser Grenzen von Zahn zu Zahn progressiv bzw. degressivge/ändert werden. Das Ausmaß der Änderung des Grundkreisdurchmessers wird durch das erwünschte wellenförmige Bewegungsgesetz bestimmt, welches von dem Zahnrad abgeleüet werden soll. Die Zähne 28 des Zahnrades 24 haben etwa konstanten Kopfkreisdurchmesser 36, etwa konstanten Fußkreisdurchmesser und alle Zähne haben etwa identischen Zahnlücken. Die Flanken der Zähne der Zahnräder 20 und 24 sind Evolventen. Die Flanken der Zähne 26 a sind durch die Evolventen 40 a, die der Zähne 26 b durch Evolventen 40 b und alle Zähne 28 des Zahnrades 24 durch indentische Evolventen 42 bestimt. Es muß besonders betont werden, daß alle Zähne des Zahnrades 20 die gleiche Zahnteilung (bare ciroular pitch) haben, obgleich sich die Zähne 26 a und 26 b dadurch unterscheiden, daß ihre Zahnflanken durch Evolvenr ten verschiedener Grundkreisdurchmesser bestimmt sind. Dies ist durch die mit BCP bezeichnete Strecke in Fig. 4 angedeutet. Diese Strecke wird bei normalen, gleichmäßig verzahnten Evol-, ventenrädern oft durch den Umfang des Grundkreises (bare cirole) geteilt durch die Zähnezahl dargestellt. Weiterhin kann die mit BCP bezeichnete Strecke als Länge einer Normalen von einer Zahnflanke bis zu der entsprechenden Zahnflanke des Nachbarzahnes aufgefaßt werden. Nach der letztgenannten Definition haben alle Zähne die gleiche Zahnteilung, da die mit BCP bezeichnete Strecke konstant ist, obgleich die Grundkreisdurohmesser sich verändern und obgleich die Eingriffslinie (baee curve) kein Kreis ist. Die Neigung (angularity) der mit NCP bezeichneten Strecke ändert sich mit den unterschiedlichen Zahnformen mit denen das Indexrad ausgestattet sein kann. Die Länge der Strecke ist jedoch konstant. Da die mit BCP bezeichnete Strecke bei allen Zähnen konstant ist, ist ein glattes Abrollen, welches eine konstante Teilung (Base oireular piteh) zur Voraussetzung hat, zwischen den Zahnrädern 24 und 20 ge- währleistet. Da die Zahnräder 24 und 20 die gleiche Teilung haben, können sie gegebenenfalls außer Eingriff und mit ver- änderter Relativlage wieder zum Eingriff gebraoht werden (may be takän out of mesh and remeshed in a different orientation), Fig. 2 ist eine graphische Darstellung,welche die Änderung der Zahnformen bei einem Stirnrad, z.B. dem Zahnrad 20 veranschaulicht, welches eine nicht lineare Bewegung abgibt, wenn es mit einem gewöhnlichen Stirnrad kämmt. Die mit e bezeichnete Kurve deutet die Änderung der Zahnformen über dem Umfangswinkel des Zahnrades 20 von 0 - 360o an. Als Ordinate sind Zahlen 71-72-73-76, die die Zahnformen eines Zahnrades mit 71-72-73-76, Zähnen symbolisieren,aufgetragen. Die mit e bezeichnete wellenförmige Kurve gibt also die Änderung der Zähnform über einen Umfangswinkel von 3600 an. Die Zahnform der Zähne 26 a der Fig. 4 findet man bei 00 als einem Zahnrad mit 76 Zähnen entsprechend. Die Zahnform der Zähne 26 b findet man etwa bei 120o und bei 2400 als einem Zahnrad mit 72 Zähnen entsprechend. Durch die Variation der Zahnform und gleichzeitiger Beibehaltung der gleichen Teilung (bass circular pitch) ist die effektive Geschwindigkeit der abgegebenen Bewegung bei jedem beliebigen Verdrehwinkt des Zahnrades 20 durch die diesem Verdrehwinkel zugeordnete Form des Zahnes, der sich gerade beispielsweise mit den Zähnen des Zahnrades 24, in Eingriff befindet, bestimmt. Zahnräder, welche die Eigenschaft haben, daß sich ihre Zahnformen entsprechend dem wellenförmigen Verlauf der Kurve e nach Fig. 2 verändern (ähnlich wie die wellenförmige Bewegungscharakteristik der Koppel einer Gelenkkette (drag link mechanism) ) können entweder durch Verwendung spezieller Zahnradfräser, oder mit normalen Fräsern, deren Umlaufgeschwindigkeit während des Fräsvorganges geändert wird, mit Hilfe von Schneckenfgäsern und mit eirier Zusatzeinrichtung zur Veränderung der Umlaufgeschwindigkeit des Zahnradrohlings in Abhängigkeit zur Schneckenfräsdrehzahl oder durch individuelle Herstellung der einzelnen Zahnformen hergestellt werden. Der in der graphischen Darstellung nach.Fig. 2 mit e bezeichneten Wellenform ist die Gerade d eines normalverzahnten Rades mit 72 Zähnen, bei dem alle Zähne gleich sind, gegenübergestellt. Da der Linienzug d eine Gerade ist, ergibt sich als selbstverständliche Folgerung, daß die Abtriebsbewegung eines Zahnrades mit 72 Zähnen bei gleicher Zahnform und gleichem Zahnabstand über den gesamten Umfangwinkel von 360o gleichförmig ist. Der Kurvenzug f stellt die spezielle Wellenform dar, die wie aus den nachfolgenden Ausführungen ersichtlich, mit dem Getriebe nach Fig. 12 erreicht wird. Die Wellenform f ist durch plötzliche, momentane Änderung der Abtriebswinkelgesehwindigkeit gekennzeichnet, während die Wellenform e des Zahnrades 20 durch eine stetige Änderung der Winkelgeschwindigkeit der Abtriebsbewegung bei der Beschleunigung und Verzögerung gekennzeich- net ist, Wie in Fig. 3 mehr oder weniger schematisch dargestellt, sind die Zahnräder 20, 22 und 24 Elemente eines epizykloidiachen Getriebes. Das Zahnrad 22, welches als Referenzrad bezeichnet ist, weist auf seinem Umfang Zähne 48 auf, die gleichen Zahnabstand und gleiche Zahnform haben. Es wird beispielsweise angenommen, daß das Referenzrad 72 Zähne hat. Das Referenzrad ist drehbar und koaxial zu einem feststehenden Indexrad 20 gelagert. Das Ritzel bzw. dritte Getrieberad 24 ist so angeordnet, daß es gleichzeitig mit dem Indexrad und dem Referenzrad in Eingriff ist und eine Planetenbewegung auf dem Umfang dieser beiden Zahnräder ausführen kann. Es ist von Bedeutung, darauf hinzuweisen, daß bei der vorliegenden Ausführungsform das Indexrad zwei Zähne mehr hat, als das Referenzrad, d.h.,das Indexrad hat insgesamt 74 Zähne, wobei die Form der einzelnen Zähne unterschiedlich ist. Das Referenzrad und das Indexrad haben etwa gleichen Außendurchmesser. Bei einem Umlauf des Ritzels 24 um die Peripherie des Indexrades und des Referenzrades erfolgt also eine Relativverdrehung des Referenzrades zum feststehenden Indexrad um zwei Zähne. Eine Verdrehung um zwei der 72 Zähne entspricht einem 1/36 des Umfanges des Referenzrades, 22 bzw. einer Verdrehung von 1000 Somit würden 36 Umläufe des Ritzels eine Umdrehung des Referenzrades um eine Achse zur Folge haben. Wie in Fig. 3 dargestellt, ist das Indexrad 20 relativ festgehalten und das Ritzel 24 ist auf den Planetenträger bzw. Steg 50 gelagert. Die Antriebseinrichtung 52 wird durch einen Elektromotor 54 gebildet, der eine Schnecke 56 antreibt, welche wiederum ein Planrad 58 antreibt, das auf einer Welle 60 sitzt. Der Steg 50 und die Welle 60 sind bei 62 in geeigneter Weise miteinander fest verbunden. Der Steg 50 umfaBt eine Platte 64, welche eine Öffnung 65 aufweist und an ihrem Ende einen U-förmigen Egel 66 trägt. Das Ritzel 24 ist drehbar auf der Ritzelwelle 68 gelagert. Es durchdringt die Öffnung 65. Durch diese Anordnung kann es gleichzeitig mit dem Indexrad 20 und dem Referenzrad 32 kämmen. Das Referenzrad 22 ist drehbar auf der Welle 60 gelagert. Das Indexrad ist relativ festgehalten und aus diesem Grunde an einem Rahmen befestigt. Es gestattet eine Relativverdrehung der Welle 60. Der Antrieb des epizykloidischen Getriebes erfolgt über eine Kupplungseinrichtung 70 in Gestalt einer Kupplung,über welche das Referenzrad 22 das intermittierend zu verstellende Bauteil. 72 in Gestalt einer Drehscheibe antreibt. Die Welle 60 treibt nicht nur den Bügel 66, welcher das Ritzel 24 zum Umlauf um die beiden anderen Räder veranlaßt-, sondern auch eine Kurvenscheibe 74 an, welche am oberen Ende der Welle angeordnet ist. Die Kurvenscheibe 74 treibe ein sich hin- und herbewegendes Bauteil 76 an, Wenn die Welle 60 durch den Antriebsmechanismus 52 in Umdrehung mit konstanter Winkelgesohwindigkeit versetzt wird, ruft den gleichzeitig mit dem Indexrad und dem Referenzrad kämmende _ Ritzel 24 bei jeder Umdrehung der Welle 60 eine Verschiebung der Drehscheibe um 100 hervor. Infolge des sieh ändernden Zahnabstandes und der im Vergleich zum Referenzrad größeren Zähnezahl des Indexrades,ist die Abtriebsbewegung desselben und somit die der Drehscheibe erteilte Bewegung nicht linear. Die genaue Wellenform der Abtriebsbewegung, die der Drehscheibe 72 mitgeteilt wird, ist bei dem in Rede stehenden Ausführungsbeispiel durch den Verlauf der Kurve e der Fig. 2 bestimmt, wodurch das durch die Kurve c in Fig. 1 veranschaulichte Bewegungsgesetz erzeugt wird.The base circle diameter 34 a shown here as an example is the base circle diameter for a gear wheel with 72 teeth and the teeth 26 a shown have the form v & for a wheel with 2 teeth and involute teeth. The base circle 34 b of the segment of the shown in Fig. 4 below In comparison to the base circle 34 a of the upper segment, the gear wheel 20 is offset radially outwards, resulting in the tooth shape 26 b, which corresponds to an evolent toothed gear wheel of 76 teeth. The base circle diameter changes with the tooth shape Gear can be progressively or degressively changed / changed within certain limits from tooth to tooth. The extent of the change in the base circle diameter is determined by the desired wave-like law of motion, which is to be derived from the gear wheel. The teeth 28 of the gear wheel 24 have approximately constant tip diameter 36, approximately constant root diameter and all teeth ha ben roughly identical tooth gaps. The flanks of the teeth of the gears 20 and 24 are involutes. The flanks of the teeth 26 a are determined by the involute 40 a, those of the teeth 26 b by the involute 40 b and all teeth 28 of the gear 24 by the identical involute 42. It must be particularly emphasized that all teeth of the gear 20 have the same tooth pitch (bare ciroular pitch), although the teeth 26 a and 26 b differ in that their tooth flanks are determined by evolving th different base circle diameters. This is indicated by the route labeled BCP in FIG. 4. With normal, evenly toothed involute, ventricular gears, this distance is often represented by the circumference of the base circle (bare cirole) divided by the number of teeth. Furthermore, the path designated by BCP can be understood as the length of a normal from a tooth flank to the corresponding tooth flank of the neighboring tooth. According to the last-mentioned definition, all teeth have the same tooth pitch, since the distance denoted by BCP is constant, although the base circle diameter changes and although the line of action (baee curve) is not a circle. The inclination (angularity) of the path designated by NCP changes with the different tooth shapes with which the index wheel can be equipped. However, the length of the route is constant. Since the designated BCP distance is constant for all the teeth, is a smooth rolling comprising (Base oireular piteh) has a constant pitch on the condition between the gears 24 and 20 ensured. Since the gears 24 and 20 have the same pitch, they can optionally be gebraoht again to engage disengaged and with comparable änderter relative position (may be takän out of mesh and remeshed in a different orientation), Fig. 2 is a graphical representation which illustrates the change in tooth form in a spur gear, for example gear 20, which emits a non-linear motion when it meshes with an ordinary spur gear. The curve denoted by e indicates the change in the tooth shapes over the circumferential angle of the gear wheel 20 from 0-360o. Numbers 71-72-73-76, which symbolize the tooth shapes of a gear with 71-72-73-76, teeth, are plotted as the ordinate. The wave-shaped curve marked e indicates the change in the shape of the teeth over a circumferential angle of 3600 . The tooth shape of the teeth 26 a of FIG. 4 can be found at 00 as a gear with 76 teeth. The tooth shape of the teeth 26 b can be found at around 120o and at 2400 as a gear with 72 teeth. By varying the tooth shape and at the same time maintaining the same pitch (bass circular pitch), the effective speed of the movement output at any given angle of rotation of the gear wheel 20 is due to the shape of the tooth assigned to this angle of rotation, which is currently, for example, with the teeth of the gear wheel 24, is in engagement, determined. Gears which have the property that their tooth shapes change according to the undulating course of curve e according to FIG , whose rotational speed is changed during the milling process, can be produced with the help of worm gears and with additional equipment to change the rotational speed of the gear blank depending on the worm milling speed or by individual production of the individual tooth shapes. The one shown in the graph in Fig. 2 with e denoted waveform, the straight line d of a normal toothed wheel with 72 teeth, in which all teeth are the same, is compared. Since the line d is a straight line, it follows as a natural consequence that the output movement of a gear with 72 teeth with the same tooth shape and the same tooth spacing is uniform over the entire circumferential angle of 360 °. The curve f represents the special waveform which, as can be seen from the following explanations, is achieved with the transmission according to FIG. The waveform is f in the Abtriebswinkelgesehwindigkeit by sudden, instantaneous change, while the waveform e is the gear 20 characterized by a continuous change in the angular velocity of the driven movement in the acceleration and deceleration in FIG. 3 more or less schematically illustrated, are the gears 20, 22 and 24 elements of an epicycloidial gear. The gear wheel 22, which is referred to as the reference wheel, has teeth 48 on its circumference which have the same tooth spacing and the same tooth shape. For example, it is assumed that the reference wheel has 72 teeth. The reference wheel can be rotated and is mounted coaxially with respect to a stationary index wheel 20. The pinion or third gear wheel 24 is arranged so that it is simultaneously in mesh with the index wheel and the reference wheel and can perform planetary motion on the circumference of these two gears. It is important to point out that in the present embodiment the index wheel has two more teeth than the reference wheel, that is, the index wheel has a total of 74 teeth, the shape of the individual teeth being different. The reference wheel and the index wheel have approximately the same outside diameter. When the pinion 24 revolves around the periphery of the index wheel and the reference wheel, the reference wheel is rotated by two teeth relative to the stationary index wheel. A rotation by two of the 72 teeth corresponds to 1/36 of the circumference of the reference wheel, 22 or a rotation of 1000. Thus, 36 revolutions of the pinion would result in one rotation of the reference wheel around an axis. As shown in FIG. 3, the index wheel 20 is held relatively firmly and the pinion 24 is mounted on the planet carrier or web 50. The drive device 52 is formed by an electric motor 54 which drives a worm 56, which in turn drives a face gear 58 which is seated on a shaft 60. The web 50 and the shaft 60 are fixedly connected to one another at 62 in a suitable manner. The web 50 comprises a plate 64 which has an opening 65 and carries a U-shaped lever 66 at its end. The pinion 24 is rotatably supported on the pinion shaft 68. It penetrates the opening 65. This arrangement enables it to mesh with the index wheel 20 and the reference wheel 32 at the same time. The reference wheel 22 is rotatably mounted on the shaft 60. The index wheel is relatively fixed and therefore attached to a frame. It allows a relative rotation of the shaft 60. The epicycloidal gear is driven via a coupling device 70 in the form of a coupling, via which the reference wheel 22 is the component to be adjusted intermittently. 72 drives in the form of a turntable. The shaft 60 drives not only the bracket 66, which causes the pinion 24 to revolve around the other two wheels, but also a cam disk 74 which is arranged at the upper end of the shaft. The cam 74 exaggerating a reciprocate of Floating member 76 when the shaft 60 is put through the drive mechanism 52 in rotation at a constant Winkelgesohwindigkeit, calls simultaneously meshing with the index wheel and the reference wheel _ pinion 24 for each revolution of the shaft 60 a Shift the turntable by 100 . As a result of the changing tooth spacing and the larger number of teeth of the index wheel compared to the reference wheel, the output movement of the same and thus the movement imparted to the turntable is not linear. The exact waveform of the output movement which is communicated to the rotary disk 72 is determined in the exemplary embodiment in question by the course of curve e in FIG. 2, whereby the law of motion illustrated by curve c in FIG. 1 is generated.

In Fig. 1 ist der Verdrehwinkel der Drehscheibe 72, den diese durch die an dem Referenzrad 22 angebrachte Kupplung 70 erfährt, über dem Verdrehwinkel der Welle 60 abgetragen. Wenn sowohl das Indexrad als auch das Referenzrad gleichmäßige Zähne haben, aber eines der beiden Räder zwei Zähne weniger hat als das andere, und die Zähne eines jeden Rades untereinander gleichen Abstand haben, erhält man die in der graphischen Darstellung mit a bezeichnete Gerade, wobei vorausgesetzt ist, daß das Referenzrad bei dem dargestellten Getriebe eine Relativverdrehung von 10o gegenüber dem Indexrad erfährt. Wenn man in einem bestimmten Sektor des Indexrades eine bestimmte Anzahl Zähne anordnet, die etwa die gleiche Form und den gleichen Abstand haben wie die Zähne des entsprechenden Sektors des Referenzrades, so erfährt das Referenzrad über diesen Sektor beim Umlauf des Ritzels 24 keine Abtriebebewegung, d.h., es steht still. Würde man das Referenzrad 22 und das Indexrad 20 gleich ausführen, so würde das Getriebe 12 überhaupt keine Abtriebsbewegung haben. Dasjenige Segment des Indexrades, dessen Zähne den Zähnen des Referenzrades identisch gleich sind, kann in einem intermittierenden Vorschubmechanismus zur Erzeugung der Stillstands- bzw. Rastzeit dienen. Wenn das Indexrad 20 mit über den Umfang veränderlichen Zahnformen etwa entsprechend der in Fig. 2 mit e bezeichneten Kurve ausgeführt wird, so erhält man bei dem epizykloidischen Getriebe nach Fig. 3 eine Abtriebsbewegung, die dem in Fig. 1, Kurce c dargestellten Bewegungsgesetz folgt, vorausgesetzt, daß das Referenzrad 72 Zähne und ein normales Flankenspiel hat (standärd amount of backlash in the teeth).In FIG. 1, the angle of rotation of the turntable 72, which it experiences as a result of the coupling 70 attached to the reference wheel 22, is plotted against the angle of rotation of the shaft 60. If both the index wheel and the reference wheel have uniform teeth, but one of the two wheels has two fewer teeth than the other, and the teeth of each wheel are equally spaced from one another, the straight line marked a in the graph is obtained, provided that is that the reference wheel experiences a relative rotation of 10o with respect to the index wheel in the transmission shown. If a certain number of teeth are arranged in a certain sector of the index wheel, which have approximately the same shape and the same distance as the teeth of the corresponding sector of the reference wheel, the reference wheel does not experience any output movement over this sector when the pinion 24 rotates, that is, it stands still. If the reference wheel 22 and the index wheel 20 were to be designed in the same way, the transmission 12 would have no output movement at all. That segment of the index wheel whose teeth are identical to the teeth of the reference wheel can be used in an intermittent feed mechanism to generate the standstill or rest time. If the index wheel 20 is designed with tooth shapes that are variable over the circumference, approximately in accordance with the curve marked e in FIG. 2, the epicycloidal gearing according to FIG. 3 produces an output movement that follows the law of motion shown in FIG. 1, curve c , provided that the reference wheel has 72 teeth and normal backlash (standard amount of backlash in the teeth).

Der Betrag der Rastzeit der Drehscheibe ist der in Kurve c mit x bezeichneten Strecke proportional. Würde das Referenzrad 22 mit dem Ritzel 24 ohne Flankenspiel stramm kämmen, so würde der Bereich der Kurve c zwischen 140o und 240o in der Tat als Rückwärtsdrehung der Drehscheibe 72 gedeutet werden müssen. Eine derartige Rüekwärtsdrehung tritt jedoch üblicherweise bei Getrieben der vorliegenden Baunt infolge des üblicherweise zwischen den Zähnen 48 des Referenzrades und den Zähnen 28 des Ritzels vorgesehenen vorbestimmten Flankenspiels nicht auf, so daß die mit x bezeichnete Strecke im Endeffekt einer Restzeit bzw. einem Stillstand der Drehscheibe 72 gleichkommt. Der Grund zur Bevorzugung eines Flankenspiels für das Referenzrad 22 und das Ritzel 24 über den Bereich der Rastzeit, anstelle einer vollständig identischen Ausbildung der Zähne des Indexrades und des Referenzrades über das gesamte für die Rastzeit gewünschte Segment liegt in der bequemeren Herstellung. Obgleich es möglich ist, die Zähne des Indexrades über den Bereich der Rastzeit etwa identisch den Zähnen des Referenzrades auszubilden, ist es bei bestimmten Herstellungsverfahren einfacher, eine kleine Änderung der Zähne im vorliegenden Anwendungsfall vorzusehen. Die mit c bezeichnete Kurve der graphischen Darstellung nach Fig. 1, deren Ordinate den Abtriebsverdrehwinkel des Getriebes 12 darstellt, ist dadurch gekennzeichnet, daß sie eine stoßfreie progressive Beschleunigung und Verzögerung nach dem Ende und vor Beginn der Rastzeit ergibt. Im einzelnen findet die Verzögerung bei der Kurve c in dem auf der Abszisse abzulesenden Winkelbereich von 60 - 140o und die Beschleunigung in dem Winkelbereich von 240 - 3000 statt.The amount of rest time of the turntable is proportional to the distance marked x in curve c. If the reference wheel 22 were to mesh tightly with the pinion 24 without backlash, the area of the curve c between 140o and 240o would in fact have to be interpreted as a reverse rotation of the turntable 72. However, such a reverse rotation usually does not occur in transmissions of the present Baunt due to the predetermined backlash usually provided between the teeth 48 of the reference wheel and the teeth 28 of the pinion , so that the distance marked with x ultimately results in a remaining time or a standstill of the turntable 72 equals. The reason for preferring a backlash for the reference wheel 22 and the pinion 24 over the rest time, instead of a completely identical design of the teeth of the index wheel and the reference wheel over the entire segment desired for the rest time, is the more convenient manufacture. Although it is possible to make the teeth of the index wheel approximately identical to the teeth of the reference wheel over the range of the rest time, it is easier in certain manufacturing processes to provide a small change in the teeth in the present application. The curve denoted by c in the graphic representation according to FIG. 1, the ordinate of which represents the output angle of rotation of the transmission 12, is characterized in that it results in smooth progressive acceleration and deceleration after the end and before the start of the dwell time. In particular, the delay in the curve takes place in the c-read on the abscissa angle range of 60 - 140o and the acceleration in the angle range from 240 to 3000 instead.

In Fig. 1 wird die Beschleunigung durch Änderung der Steigung bei zunehmender Steigung und die Verzögerung durch Änderung der Steigung bei abnehmender Steigung dargestellt. Die Kurve b in Fig. 1 hat eine ruckartige Beschleunigung und Verzögerung der Drehscheibe 72 der Fig. 3 zur Folge. Die Kurve b zeichnet sich außerdem durch eine lange Rastzeit y aus. Die Kurve b ergibt sich bei einem Indexrad nach Fig. 12. Das in Fig. 12 dargestellte und mit 20 b bezifferte Indexrad ist aus zwei Zahnradhäl±ten gebildet. Die eine Hälfte hat die Zähne b ,l, welche die Form und den Abstand eines.Zahnrades mit q6 ;Zähnen haben: Die andere Hälfte hat die Zähne b 2, welche die Form und den Abstand eines Zahnrades mit 72 Zähnen haben. Die Zähne einer jeden Hälfte haben dem gleichen Außendurchmesser, den gleichen Fußkreisdurchmesser (root dimeter) und die gleiche Teilung ( Base cireular pitch). Die Anzahl der Zähne b 1 beträgt selbstverständlich 38, während die Anzahl der Zähne b 2 nur 36 beträgt. Die Zähne b 2 der unteren Hälfte des in Fig. 12 dargestellten Zahnrades 20b sind allen Zähnen 48 des Referenzrades gleich. Beim Kämmen des Zahnrades 20 b mit einem Ritzel 24 entsteht eine Linie f nach Fig. 2 entnehmbare nicht lineare Wellenform. Man beachte die sprunghaften Änderungen der Winkelgeschwindigkeit. Wenn ein solches Zahnrad 20 b in dem Getriebe 12 verwendet wird und alle übrigen Elemente unverändert bleiben, ruft eine Drehung des Ritzels 24 um 1800, wie aus Fig. 1 ersichtlich, eine Rastzeit y von 90 - 270o hervor. Die Beschleunigungen und Verzögerungen an den Knickstellen, dort wo die Geraden b 1 die Geraden b 1 die Gerade b 2 schneiden, sind jedoch sehr groß, wes je nach dem intern mittfierend zu bewegenden Gegenstand und seiner Funktion nicht , immer als erwünschte Eigenschaft angesehen werden kann.In Fig. 1 the acceleration is shown by changing the slope with increasing slope and the deceleration by changing the slope with decreasing slope. The curve b in FIG. 1 results in a jerky acceleration and deceleration of the turntable 72 of FIG. 3. The curve b is also characterized by a long rest time y. The curve b results from an index wheel according to FIG. 12. The index wheel shown in FIG. 12 and numbered 20 b is formed from two gear halves. One half has teeth b, l, which have the shape and spacing of a gearwheel with q6; teeth: The other half has teeth b 2, which have the shape and spacing of a gearwheel with 72 teeth. The teeth of each half have the same outer diameter, the same root dimeter and the same pitch (base circular pitch). The number of teeth b 1 is of course 38, while the number of teeth b 2 is only 36. The teeth b 2 of the lower half of the gear 20b shown in Fig. 12 are all the teeth 48 of the reference wheel the same. When the gear 20 b meshes with a pinion 24, a line f according to FIG. Note the sudden changes in the angular velocity. If such a gear wheel 20b is used in the transmission 12 and all other elements remain unchanged, a rotation of the pinion 24 by 1800, as can be seen from FIG. 1, causes a rest time y of 90-270o. However, the accelerations and decelerations at the kinks, where the straight lines b 1 intersect the straight lines b 1, the straight line b 2, are very large, which, depending on the object to be moved internally and its function, cannot always be regarded as a desirable property .

Die große Beschleunigung und Verzögerung an den Knioketellen zu Beginn und am Ende der Rastzeit y des Drehtisches 72 ist nicht erwünscht, wenn dieser zum Aufnehmen und Vorschieben von Unterlegseheiben in noch zu beschreibender Weise Verwendung finden. soll. Selbstverständlich kann das Zahnrad 20 b auch einstückig ausgeführt werden, wohingegen das in Fig. 12 dargestellte Zahnrad aus zwei auf einer Nabe angeordneten Zahnkränzen besteht. Alle Zähne b 1 sind ähnlich wie die Zähne 26 b der Fig. 4 und alle Zähne b 2 sind ähnlich wie die Zähne 26 a der Fig. 4 Während das durch den Kurvenzug c dargestellte Bewegungsgesetz als Antriebsbewegung für die noch zu beschreibende Einun richtung 14 erwünscht ist, können Variationen der Zahnformen beispielsweise des Indexrades 20 oder 20 b innerhalb vernünftiger, durch die Form der Zähne bestimmter Grenzen variiert werden. Bei einem Normalrad mit 72 Zähnen ist beispielsweise eine Variation der Zahnformen von ungefähr 6 - 8 Zähnen in jeder Richtung möglich, d.h"die Zahnformen können zwischen denen eines Rades von 64 Zähnen und denen eines Rades von 80 Zähnen unter Einschaltung beliebiger Zwischenformen schwenken, ohne daß das Zusammenwirken gestört wird. Werden auch die Zahnformen des Ritzels variiert, so wird dieser Bereich verdoppelt. Die spezifischen Bewegungsgesetze e, f, b und c, sind also nur als Beispiele zu betrachten. Die nicht linear verzahnten Räder können außerdem in anderen als dem beispielsweise dargestellten epizykloidischen Getriebe verwendet werden.The great acceleration and deceleration at the knee points at the beginning and at the end of the rest time y of the turntable 72 is not desirable if it is used to pick up and advance washers in a manner to be described. target. Of course, the gear 20 b can also be made in one piece, whereas the gear shown in FIG. 12 consists of two gear rings arranged on a hub. All teeth b 1 are similar to the teeth 26 b of FIG. 4 and all teeth b 2 are similar to the teeth 26 a of FIG is, variations of the tooth shapes, for example of the index wheel 20 or 20 b, can be varied within reasonable limits determined by the shape of the teeth. In the case of a normal gear with 72 teeth, for example, the tooth shapes can be varied by approximately 6 - 8 teeth in each direction, ie "the tooth shapes can swivel between those of a wheel of 64 teeth and those of a wheel of 80 teeth with the inclusion of any intermediate shapes without The interaction is disturbed. If the tooth shapes of the pinion are varied, this range is doubled. The specific laws of motion e, f, b and c are therefore only to be regarded as examples. The non-linearly toothed gears can also be used in other than for example epicycloidal gears shown can be used.

Ein besonderer Vorzug des epizykloidischen Getriebes 12 besteht darin, daß die Phase der Kurve c relativ zum Antriebsdrehwinkel der Welle 60 je nach Bedarf verschoben werden kann. Wenn die Welle 60 dazu dient, gleichzeitig das epizykloidische Getriebe 12 und eine andere z.B. eine sich hin-und herbewegende Einrichtung, in zeitlicher Abhängigkeit anzutreiben, kann die genaue Synchronisation erreicht werden, wenn die Antriebseinrichtung in Betrieb ist. Das kann ohne weiteres durch eine Justiereinrichtung 78 bewirkt werden, durch w elche die relative Fixlage des Indexrades 20 verstellt wird. Die Verstellung ist deshalb möglich, weil das Ritzel 24 bei allen Relativlagen der Räder 20 und 22 mit diesen kämmen kann. Das ist insbesondere dann von Bedeutung, wenn mehrere unterschiedliche Drehscheiben 72, die kleine, durch die Herstellungstoleranzen bedingte Abweichungen voneinander haben, untereinander austauschbar sein sollen. Durch Veränderung der relativen Fixlage des Indexrades kann eine exakte Synchroniaation der nicht linearen Abtriebebewegung mit der Abtriebsbewegung der Kurvenscheibe 74 erreicht werden. Die Fähigkeit, die Phase in so einfacher Weise zu verschieben, ist bei mechanischen, durch nicht lineare Getriebe erzeugten Bewegungen von großer Bedeutung. Sie ist bei anderen Getrieben mit nicht linearer Abtriebsbewegung und gleichförmiger bzw. konstanter Antriebsbewegung häufig schwierig erzielbar.A particular advantage of the epicycloidal gear 12 is that the phase of the curve c can be shifted relative to the drive angle of rotation of the shaft 60 as required. If the shaft 60 serves to simultaneously drive the epicycloidal gear 12 and another device, for example a reciprocating device, in dependence on time, the exact synchronization can be achieved when the drive device is in operation. This can easily be brought about by an adjusting device 78 by means of which the relative fixed position of the index wheel 20 is adjusted. The adjustment is possible because the pinion 24 can mesh with the wheels 20 and 22 in all relative positions. This is particularly important when several different turntables 72, which have small deviations from one another due to the manufacturing tolerances, are to be interchangeable. By changing the relative fixed position of the index wheel, an exact synchronization of the non- linear output movement with the output movement of the cam disk 74 can be achieved. The ability to shift phase in such a simple manner is of great importance in mechanical movements created by non-linear gears. It is often difficult to achieve with other transmissions with non-linear output movement and uniform or constant drive movement.

Claims

Claims 1, feed hopper for a device for assembling screws with washers for transferring individual washers of a homogeneous mass in a time-dependent manner from a feed device for fastening elements to an assembly point, marked by the combination of a surface area for receiving a homogeneous mass of washers delimiting Walls (104), a turntable ('T2) arranged next to the bottom edge of the walls (104) with recesses (73) evenly distributed on its circumference for receiving washers, one of the turntable (72,) @ a non-linear movement means providing a fixed center, said drive means comprising three meshing gears (20, 22, 24) 'and a clutch (70) between the second (22) and third gears (24) and the turntable (72) and the first (20) and second gear (22) to enable the simultaneous K ämmens with the third gear (24) are arranged coaxially to one another, 'the first gear (20) has a different number of teeth than the second gear (22), with at least some of its teeth having a different shape and a different tooth spacing, with one Relative movement of the first (20), second (22) and third gearwheels (24) by the drive device the turntable (72) is informed of a non-linear movement, the individual washers are separated from the homogeneous mass and placed in the recesses (73) of the turntable ( 72) to the assembly point. z. Feed hopper according to claim 1, characterized in that the device for coupling the first (20), second (22) and third gearwheels (24) with the turntable (72) is coaxial with the turntable (72) and with the first (20) and second Gear (22) arranged clutch (70) is. 3. Beschiokungstrichter according to claim 2, dadurohgekennzeiohnet that the coupling (70) is a coaxial and approximately parallel to the turntable (72) arranged for the washer coupling plate (140), the coupling plate (140) and the rotating plate (72) directly coupling E elements (146) nowip arranged on the clutch disc (140), interacting with the second gear (22) and normally transmitting the drive movement, under exceptional operating conditions a relative rotation between the second gear (22) and the clutch disc (140) allowing, spring-loaded elements (158 ), wherein jamming of washers in the feed hopper (80) leads to a relative rotation between the second gear wheel (22) and the turntable (72).