WO2018192599A1 - Kugelgewindetrieb - Google Patents

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WO2018192599A1
WO2018192599A1 PCT/DE2018/100086 DE2018100086W WO2018192599A1 WO 2018192599 A1 WO2018192599 A1 WO 2018192599A1 DE 2018100086 W DE2018100086 W DE 2018100086W WO 2018192599 A1 WO2018192599 A1 WO 2018192599A1
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ball
ball screw
threaded nut
threaded
spindle
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PCT/DE2018/100086
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Inventor
Dieter Adler
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Schaeffler Technologies AG & Co. KG
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Publication date
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    • F16H25/18—Gearings comprising primarily only cams, cam-followers and screw-and-nut mechanisms for conveying or interconverting oscillating or reciprocating motions
    • F16H25/20—Screw mechanisms
    • F16H25/22—Screw mechanisms with balls, rollers, or similar members between the co-operating parts; Elements essential to the use of such members
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    • F16H2025/2242—Thread profile of the screw or nut showing a pointed "gothic" arch in cross-section
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16H25/2214—Screw mechanisms with balls, rollers, or similar members between the co-operating parts; Elements essential to the use of such members with balls with elements for guiding the circulating balls
    • F16H25/2223—Cross over deflectors between adjacent thread turns, e.g. S-form deflectors connecting neighbouring threads

Definitions

  • the present invention relates to a ball screw, and in particular dual-clutch transmission with shift actuators, such
  • Ball screw include. Ball screws are used to convert a rotary into a translatory movement.
  • a contact angle ⁇ between the threaded nut and the threaded spindle is between 15 ° and less than or equal to 35 °.
  • Tilting moments were introduced into the ball screw, in particular in the threaded nut when the threaded spindle rotationally driven and the
  • Threaded nut is arranged axially displaceable.
  • Object of the present invention was to provide a ball screw according to the features of the preamble of claim 1, which also works properly under the influence of external shear forces or tilting moments.
  • this object has been achieved by the ball screw drive according to claim 1.
  • the ball screw is driven by a rotary
  • Balls are arranged in a plurality of endless ball channels arranged one behind the other along the spindle axis, each having a helically wound around the spindle axis load portion and a deflection section which connects the two ends of at least one turn of the load section endlessly.
  • a load section connects the two ends of a common turn of the load section. The first and the last deflection section at both axial ends of the
  • Kugelgewindetriebes located endless ball channels are arranged outside a spindle axis containing the active plane, in which a at the
  • Threaded nut arranged transfer point for transmitting an eccentrically acting on the threaded nut actuating force is arranged. If this force is arranged, for example, axially parallel to the spindle axis and at the
  • Threaded nut in the axial direction the lower the pressure forces to which the balls are exposed when a tilting moment is introduced into the threaded nut.
  • the invention excludes an arrangement in which one or both
  • Threaded nut attacking force is arranged. In this way, it is possible to build axially shorter ball screws that properly transfer lateral forces and tilting moments.
  • the load portion is formed by helically wound around the spindle axis ball grooves of the threaded spindle and the threaded nut.
  • One Pressure angle of the balls with the ball grooves of the threaded nut and the threaded spindle is less than 25 degrees in a useful embodiment of the invention.
  • the ball grooves of ball screws usually have a so-called gothic profile. Depending on the design of the Gothic profile of this
  • Pressure angle larger or smaller. This pressure angle is measured between two legs which intersect at the center of the sphere, one leg being perpendicular to the spindle axis, and the other leg being the pressure angle. It has been found that at pressure angles up to a maximum of 25 ° and preferably at pressure angles between 0 ° and 15 °, the service life is significantly improved. The lower the pressure angle, the lower the pressure loads of the balls due to acting tilting moments. Usually ball screws are designed with respect to the pressure angle for axial load, d. that is, the larger the pressure angle, the better the ability of the ball screw to transmit axial loads. With regard to applications in which tilting moments act on the ball screw, however, this design of the pressure angle can lead to unfavorable loads and premature failure of the ball screw.
  • Normalized life L10 indicates the nominal life of 90 percent of an apparently identical set of equal ball screws under identical operating conditions. If a specific service life is to be achieved for a particular application, a service life ratio between the normalized service life L10 and the set service life must be greater than or equal to 100%. At a value of 100% are therefore the normalized life and the
  • Target life equal. This ratio will be referred to as the calculated lifetime Lr.
  • the invention has found that a ball screw, the at a
  • Pressure angle of 25 ° has a calculated life Lr of 100%, an increasingly favorable computational life Lr with decreasing
  • Threaded spindle and the threaded nut decreases, the smaller the pressure angle.
  • the invention has found that at pressure angles less than or equal to 15 °, this influence of pitch errors is becoming less and less important.
  • the ball grooves are provided with a Gothic profile, wherein the pressure angle on the one hand between the ball and the ball groove of the threaded spindle and on the other hand between the ball and the ball groove of the threaded nut are the same size. In this way, the forces between the nut and the threaded spindle in the contact points are transmitted in the same way.
  • the pressure angle on the one hand between the ball and the ball groove of the threaded spindle as well
  • the first deflection section and the last deflection section and thus also the associated load sections in
  • Transfer point is formed on the threaded nut by a switching claw on the outer circumference of the threaded nut.
  • this switching claw can engage a driver finger, which is rotatably held on a shift shaft.
  • the shift dog entrains the driver finger, thereby forcing a rotational movement of the shift shaft.
  • In contact between the shift claw and the driver finger acts under the entrainment of an axial force which is axially parallel to the threaded spindle and at a radial distance to the
  • Threaded nut and the threaded spindle are omitted.
  • the advantage of this development according to the invention can be seen in the fact that a
  • FIG. 2 shows the ball screw drive from FIG. 1 in longitudinal section
  • FIG. 3 shows a detail of the ball screw drive from FIG. 1,
  • FIG. 5 shows a detail enlargement from FIG. 2
  • FIG. 6 shows a further detail enlargement from FIG. 2
  • Figure 7 is a diagram of the calculated life
  • FIG. 8 shows a further diagram for the influence of a pitch error on the calculated service life as a function of the selected pressure angle
  • Figure 9 is another diagram with the calculated life
  • Figures 1 and 2 show a ball screw according to the invention, which has a threaded spindle 2 arranged on a threaded nut 2.
  • rotationally driven threaded spindle 1 is mounted at two ends via ball bearings 3.4 axially and radially.
  • the ball screw according to the invention is provided with known per se, so-called individual deflections.
  • Each endless ball channel 8 has a load section 9, which is formed by the two ball channels 6,7. The two ends of a turn of the
  • Load section 9 are endlessly interconnected via a deflection section 10, wherein the deflection section 10 is formed on a deflection piece 1 1, which is inserted in a recess of a hollow cylindrical nut body 12.
  • the threaded nut 2 is provided on its outer circumference with a shift claw 13, in which engages a not shown driver finger.
  • This shift claw 13 is a transfer point 14 for transmitting a force F between the driving finger and the shift claw 13.
  • Threaded spindle 1 acts at a radial distance e to the spindle axis.
  • This power Accordingly, F acts eccentrically at a distance e to the spindle axis on the ball screw.
  • FIG. 2 clearly shows the distance X of the reaction forces Fr to the axial center of the ball screw drive. The larger this distance X becomes, the smaller the force Fr becomes from its amount.
  • the transmitted from the shift claw 13 on the shift finger 13 force F can be arranged centrally on the contact surface of the shift claw 13.
  • Contact point and the spindle axis may vary under the operation of the shift dog.
  • Tipping moments is exposed and axial loads in the background, this arrangement may be appropriate: it saves balls and the rolling resistance of the ball screw decreases.
  • Figure 3 shows schematically a section of the first and the last endless ball channel 8, only the load section.
  • the aforementioned force F lies in a working plane E which contains the spindle axis.
  • FIG. 3 clearly shows that balls 5 of the first and the last load section 9 of the respective endless ball channel 8 are arranged in this active plane.
  • the deflection sections of these two outer endless ball channels 8 are arranged outside the plane of action E.
  • the areas of the ball deflection are arranged offset approximately 90 ° to the plane of action of the actuating force F.
  • the return channel may indeed lie in the plane of action E, but also here it is ensured that the ball entry and the ball exit also outside the Effective level E lie.
  • Figure 4 shows the same schematic arrangement as in Figure 3, but the spindle axis is here in the leaf level.
  • the distance X of the balls 5 of the last load section 9 of the two outer endless ball channels 8 to the axial center of the ball screw is characterized.
  • the thread pitch p of the ball screw is located.
  • Figure 5 shows an enlarged detail of Figure 2, with the threaded spindle 1, the nut 2 and the interposed balls 5, which are arranged in the endless ball channel 8 and roll on ball grooves 6.7 of the threaded nut 2 and the threaded spindle 1.
  • the ball grooves 6,7 each have a
  • This pressure angle ⁇ is advantageously less than 25 °, and in a particularly preferred selection between 0 ° and 15 °, including these two values.
  • FIG. 6 clearly shows, in a further enlarged detail, the contact angle a. This pressure angle is measured between two legs, which are in the
  • Pressure angle ⁇ denotes.
  • Figure 7 shows a calculated life Lr of the ball screw in percent. The ratio of the normalized lifetime L10 and the required
  • Target life is referred to here as the calculated life Lr.
  • This calculated lifetime Lr is plotted over the distance of the last two carrying load sections of the endless ball channels from the axial center of the ball screw, as outlined in Figure 2.
  • Ball screw decreases the load on the balls, so that a correspondingly calculated calculated life is achieved accordingly.
  • FIG. 7 clearly shows the influence of the selected contact angle A on the calculated service life Lr for these threaded nuts of different lengths: at a contact angle A of 5 ° and a distance of 20 mm from the last supporting one
  • the outer load eccentrically engages the threaded nut and exerts a tilting moment on the nut, mainly large radial forces between the threaded spindle and the nut are transmitted, while the forces to be transmitted axially between the threaded spindle and the threaded nut in the background.
  • FIG. 8 shows the calculated lifetime Lr, plotted against delta s, where Lr indicates the ratio of the standardized service life L10 to a specified target service life of the ball screw in percent, and where delta s is the
  • a pitch deviation of, for example, 20 pm means that the tenth turn, for example, of the threaded nut is offset by 20 pm from the tenth turn of the lead screw, assuming that the pitch of the lead screw is
  • Threaded spindle has no pitch deviation.
  • Lifespan is to be expected, the smaller the contact angle ⁇ .
  • a calculated life Lr of about 1 10% can be determined, while otherwise stable conditions and a pressure angle ⁇ equal to 45 ° only a calculated life of about 60% to results.
  • FIG. 9 shows the calculated lifetime Lr plotted over the contact angle a. Significantly, the increase in service life can be seen with decreasing pressure angle ⁇ . While a calculated life of 80% results at a pressure angle of ⁇ equal to 40 °, a calculated life of approximately 130% can already be used for a pressure angle ⁇ equal to 10 °.
  • the invention has recognized that ball screw drives which are exposed to tilting moments have a significantly improved performance if the contact angle A is in any case less than 25 °.

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Abstract

Kugelgewindetrieb mit einer auf einer drehangetrieben Gewindespindel (1) gegenüber der Gewindespindel (1) axial verschieblich angeordneten Gewindemutter (2), mit einer Vielzahl von endlosen Kugelkanälen (8), wobei ein Druckwinkel (α) der Kugeln (5) mit den Kugelrillen (6, 7) kleiner als 25 Grad ist, und wobei der erste und der letzte Lastabschnitt (9) der an beiden axialen Enden des Kugelgewindetriebes gelegenen endlosen Kugelkanäle (8) eine Wirkebene E schneiden, in der eine an der Gewindemutter (1) angeordnete Übertragungsstelle (14) zum Übertragen einer exzentrisch an der Gewindemutter (1) angreifenden Stellkraft (F) angeordnet ist.

Description

Kugelgewindetrieb
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Kugelgewindetrieb, und insbesondere Doppelkupplungsgetriebe mit Schaltaktuatoren, die einen derartigen
Kugelgewindetrieb umfassen. Kugelgewindetriebe werden eingesetzt, um eine rotatorische in eine translatorische Bewegung umzuwandeln.
Aus DE 102005053621A1 ist ein Kugelgewindetrieb nach den Merkmalen des Oberbegriffs des Anspruchs 1 bekannt geworden. Ein Druckwinkel α zwischen der Gewindemutter und der Gewindespindel liegt zwischen 15° und kleiner oder gleich 35°. Auf diese Weise soll die Aufgabe gelöst werden, einen Kugelgewindetrieb anzugeben, der robust gegen Querkräfte und Biegemomente ausgelegt ist.
Gleichwohl wurden in der Praxis Ausfälle beobachtet, wenn Querkräfte oder
Kippmomente in den Kugelgewindetrieb eingebracht wurden, und zwar insbesondere in die Gewindemutter, wenn die Gewindespindel drehangetrieben und die
Gewindemutter axial verschieblich angeordnet ist.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung war es, einen Kugelgewindetrieb nach den Merkmalen des Oberbegriffs des Anspruchs 1 anzugeben, der auch unter dem Einfluss von äußeren Querkräften oder Kippmomenten einwandfrei arbeitet.
Erfindungsgemäß wurde diese Aufgabe durch den Kugelgewindetrieb gemäß Anspruch 1 gelöst. Der Kugelgewindetrieb ist mit einer drehangetrieben
Gewindespindel und einer darauf angeordneten und gegenüber der Gewindespindel axial verschieblich angeordneten Gewindemutter versehen. Kugeln sind in einer Vielzahl von entlang der Spindelachse hintereinander angeordneten endlosen Kugelkanälen angeordnet, die jeweils einen schraubenförmig um die Spindelachse gewundenen Lastabschnitt sowie einen Umlenkabschnitt aufweisen, der die beiden Enden wenigstens einer Windung des Lastabschnitts endlos miteinander verbindet. Bei den erfindungsgemäß bevorzugten Kugelgewindetrieben mit Einzelumlenkung verbindet ein Lastabschnitt die beiden Enden einer gemeinsamen Windung des Lastabschnitts. Der erste und der letzte Umlenkabschnitt der an beiden axialen Enden des
Kugelgewindetriebes gelegenen endlosen Kugelkanäle sind außerhalb einer die Spindelachse enthaltenden Wirkebene angeordnet, in der eine an der
Gewindemutter angeordnete Übertragungsstelle zum Übertragen einer exzentrisch an der Gewindemutter angreifenden Stellkraft angeordnet ist. Wenn diese Stellkraft beispielsweise achsparallel zu der Spindelachse angeordnet ist und an der
Übertragungsstelle angreift, wird ein Kippmoment zwischen der Gewindemutter und der Gewindespindel übertragen.
Bei diesem erfindungsgemäßen Kugelgewindetrieb ist sichergestellt, dass auf die Gewindemutter einwirkende Querkräfte und Kippmomente einwandfrei über die Last tragenden Kugeln auf die Gewindespindel übertragen werden. Je länger die
Gewindemutter in axialer Richtung baut, desto geringer sind die Druckkräfte, denen die Kugeln ausgesetzt sind, wenn ein Kippmoment in die Gewindemutter eingeleitet wird.
Die Erfindung schließt eine Anordnung aus, in der einer oder beide
Umlenkabschnitte der endlosen Kugelkanäle, die an den beiden äußeren axialen Enden der Gewindemutter gelegen sind, in der Wirkebene angeordnet sind, in der das Kippmoment wirksam übertragen wird; in einem derartigen Fall kann das wirkende Kippmoment lediglich von den Kugeln desjenigen axial weiter innen gelegenen Lastabschnitts übertragen wird, der diese Ebene schneidet. Diese Kugeln erfahren eine größere Druckbelastung als die axial weiter aus gelegenen Kugeln. Die Lebensdauer des Kugelgewindetriebes wird in diesen Fällen reduziert. Die Erfindung verhindert eine derartige Situation dadurch, dass jedenfalls sichergestellt ist, dass die Umlenkabschnitte der letzten beiden endlosen Kugelkanäle außerhalb einer die Spindelachse enthaltenen Ebene angeordnet sind, in der die an der Gewindemutter angeordnete Übertragungsstelle zum Übertragen der exzentrisch an der
Gewindemutter angreifenden Stellkraft angeordnet ist. Auf diese Weise ist es möglich, axial kürzere Kugelgewindetriebe zu bauen, die einwandfrei Querkräfte und Kippmomente übertragen.
Vorzugsweise ist der Lastabschnitt durch schraubenförmig um die Spindelachse gewundene Kugelrillen der Gewindespindel und der Gewindemutter gebildet. Ein Druckwinkel der Kugeln mit den Kugelrillen der Gewindemutter und der Gewindespindel ist bei einer zweckmäßigen erfindungsgemäßen Weiterbildung kleiner als 25 Grad.
Die Kugelrillen von Kugelgewindetrieben weisen üblicherweise ein sogenanntes gotisches Profil auf. Je nach Gestaltung des gotischen Profils wird dieser
Druckwinkel größer oder kleiner. Dieser Druckwinkel wird gemessen zwischen zwei Schenkeln, die sich in der Kugelmitte schneiden, wobei der eine Schenkel senkrecht zur Spindelachse steht, und wobei der andere Schenkel den Druckwinkel bezeichnet. Es hat sich herausgestellt, dass bei Druckwinkeln bis maximal 25° und vorzugsweise bei Druckwinkeln zwischen 0° und 15° die Lebensdauer deutlich verbessert ist. Je geringer der Druckwinkel ist, desto geringer sind die Druckbelastungen der Kugeln infolge von einwirkenden Kippmomenten. Üblicherweise werden Kugelgewindetriebe mit Bezug auf den Druckwinkel für axiale Belastung ausgelegt, d. h., je größer der Druckwinkel, desto besser ist die Fähigkeit des Kugelgewindetriebes axiale Lasten zu übertragen. Mit Blick auf Anwendungsfälle, in denen Kippmomente auf den Kugelgewindetriebe einwirken, kann jedoch diese Auslegung des Druckwinkels zu ungünstigen Belastungen und zu frühzeitigen Ausfällen des Kugelgewindetriebes führen.
Die normierte Lebensdauer L10 gibt die nominelle Lebensdauer von 90 Prozent einer offensichtlich identischen Gruppe gleicher Kugelgewindetriebe bei identischen Betriebsbedingungen an. Wenn bei einer bestimmten Anwendung eine bestimmte Solllebensdauer erreicht werden soll, muss ein Lebensdauerverhältnis zwischen der normierten Lebensdauer L10 und der Solllebensdauer größer gleich 100 % sein. Bei einem Wert von 100 % sind demzufolge die normierte Lebensdauer und die
Solllebensdauer gleich groß. Dieses Verhältnis wird nachstehend als rechnerische Lebensdauer Lr bezeichnet.
Die Erfindung hat herausgefunden, dass ein Kugelgewindetrieb, der bei einem
Druckwinkel von 25° eine rechnerische Lebensdauer Lr von 100 % aufweist, eine zunehmend günstigere rechnerische Lebensdauer Lr bei abnehmendem
Druckwinkel erreichen kann. Es hat sich herausgestellt, dass bei einem Druckwinkel zwischen 0° und 15° eine rechnerische Lebensdauer Lr zwischen 120 % und nahezu 170 % betragen kann. Eine weitere Erkenntnis der Erfindung kann darin gesehen werden, dass der Einfluss von Steigungsfehlern der Gewindesteigung an der
Gewindespindel und an der Gewindemutter abnimmt, je kleiner der Druckwinkel wird. Die Erfindung hat herausgefunden, dass bei Druckwinkel kleiner oder gleich 15° dieser Einfluss der Steigungsfehler immer weniger Bedeutung erlangt.
In bekannter weise sind die Kugelrillen mit einem gotischen Profil versehen, wobei die Druckwinkel einerseits zwischen der Kugel und der Kugelrille der Gewindespindel sowie andererseits zwischen der Kugel und der Kugelrille der Gewindemutter gleich groß sind. Auf diese Weise werden die Kräfte zwischen der Gewindemutter und der Gewindespindel in den Kontaktstellen in gleicher Weise übertragen. Die Druckwinkel einerseits zwischen der Kugel und der Kugelrille der Gewindespindel sowie
andererseits zwischen der Kugel und der Kugelrille der Gewindemutter können jedoch auch unterschiedlich groß sein.
In bevorzugter Weiterbildung der Erfindung sind der erste Umlenkabschnitt und der letzte Umlenkabschnitt und damit auch die zugehörigen Lastabschnitte in
Umfangsrichtung versetzt zueinander angeordnet. Auf diese Weise ist eine
gleichmäßigere Belastung des Kugelgewindetriebes gewährleistet.
Eine zweckdienliche Weiterbildung der Erfindung sieht vor, dass die
Übertragungsstelle an der Gewindemutter durch eine Schaltklaue am Außenumfang der Gewindemutter gebildet ist. In diese Schaltklaue kann ein Mitnehmerfinger eingreifen, der drehfest an einer Schaltwelle gehalten ist. Unter Betätigung des Kugelgewindetriebes wird dessen Gewindemutter axial gegenüber der rotierenden Gewindespindel verlagert, wobei die Schaltklaue den Mitnehmerfinger mitnimmt und dadurch eine Drehbewegung der Schaltwelle erzwingt. Im Kontakt zwischen der Schaltklaue und dem Mitnehmerfinger wirkt unter dessen Mitnahme eine axiale Kraft, die achsparallel zu der Gewindespindel und mit radialem Abstand zu der
Spindelachse wirkt. Unter dieser axialen Kraft wird mit dem gegebenen radialen Abstand zur Spindelachse als Hebelarm ein Kippmoment in den Kugelgewindetrieb eingeleitet. Dieses Kippmoment wird von der Gewindemutter auf die Gewindespindel übertragen, wobei die zwischen der Gewindemutter und der Gewindespindel angeordneten Kugeln Druckkräften ausgesetzt sind.
Eine zweckdienliche Weiterbildung sieht einen Kugelgewindetrieb vor, in dessen axialer Mitte ein Ringraum zwischen der Gewindemutter und der Gewindespindel gebildet ist, der frei von Kugeln ist. Erfindungsgemäße Kugelgewindetriebe werden mit Kippmomenten und / oder Radialkräften beaufschlagt, axiale Belastungen des Kugelgewindetriebes treten hinter diese Belastungen durch Kippmomente zurück. Aus diesem Grund kann gegebenenfalls im axialen Mitte labschnitt des
Kugelgewindetriebes auf eine Übertragung von axialen Lasten zwischen der
Gewindemutter und der Gewindespindel verzichtet werden. Der Vorteil dieser erfindungsgemäßen Weiterbildung kann darin gesehen werden, dass eine
Reduzierung der Rollreibung erreicht wird, da weniger Kugeln vorgesehen sind. Gleichzeitig bleibt jedoch die Fähigkeit des erfindungsgemäßen Kugelgewindetriebes erhalten, in geeigneter Weise Kippmomente zwischen der Gewindemutter und der Gewindespindel einwandfrei zu übertragen.
Nachstehend wird die Erfindung anhand eines in insgesamt neun Figuren
abgebildeten Ausführungsbeispielen näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1 einen erfindungsgemäßen Kugelgewindetrieb,
Figur 2 den Kugelgewindetriebe aus Figur eins im Längsschnitt,
Figur 3 eine Einzelheit des Kugelgewindetriebes aus Figur 1 ,
Figur 4 Belastungssituation des erfindungsgemäßen
Kugelgewindetriebes in schematischer Darstellung,
Figur 5 eine Ausschnittsvergrößerung aus Figur 2,
Figur 6 eine weitere Ausschnittsvergrößerung aus Figur 2 Figur 7 ein Diagramm zur rechnerischen Lebensdauer
erfindungsgemäßer Kugelgewindetriebe als Funktion des
Druckwinkels,
Figur 8 ein weiteres Diagramm zum Einfluss eines Steigungsfehler auf die gerechnete Lebensdauer in Abhängigkeit des gewählten Druckwinkels, und
Figur 9 ein weiteres Diagramm mit der gerechneten Lebensdauer
aufgetragen über dem Druckwinkel.
Die Figuren 1 und 2 zeigen einen erfindungsgemäßen Kugelgewindetrieb, der eine auf einer Gewindespindel 1 angeordnete Gewindemutter 2 aufweist. Die
drehangetriebene Gewindespindel 1 ist an zwei Enden über Kugellager 3,4 axial und radial gelagert. In bekannter Weise ist der erfindungsgemäße Kugelgewindetrieb mit an sich bekannten, sogenannten Einzelumlenkungen versehen.
Zwischen der Gewindespindel 1 und der Gewindemutter 2 angeordnete Kugeln 5 in endlosen Kugelkanälen 8 angeordnet und wälzen an schraubenförmig um die
Spindelachse gewundenen Kugelrillen 6,7 der Gewindespindel 1 und Gewindemutter 2 ab. Jeder endlose Kugelkanal 8 weist einen Lastabschnitt 9 auf, der von den beiden Kugelkanälen 6,7 gebildet ist. Die beiden Enden einer Windung des
Lastabschnitts 9 sind über einen Umlenkabschnitt 10 endlos miteinander verbunden, wobei der Umlenkabschnitt 10 an einem Umlenkstück 1 1 ausgebildet ist, das in einer Ausnehmung eines hohlzylindrischen Mutterkörpers 12 eingesetzt ist.
Die Gewindemutter 2 ist an ihrem Außenumfang mit einer Schaltklaue 13 versehen, in die ein nicht abgebildeter Mitnehmerfinger eingreift. Diese Schaltklaue 13 ist eine Übertragungsstelle 14 zur Übertragung einer Kraft F zwischen dem Mitnahmefinger und der Schaltklaue 13. Wenn die Gewindespindel 1 drehend angetrieben wird, erfolgt eine axiale Verlagerung der Gewindemutter 2 gegenüber der Gewindespindel 1 , wobei der nicht abgebildete Mitnehmerfinger mitgenommen wird. Die Mitnahme des Mitnahmefingers bedingt eine axiale Kraft F, die achsparallel zu der
Gewindespindel 1 wirkt in einem radialen Abstand e zu der Spindelachse. Diese Kraft F greift demzufolge exzentrisch unter einem Abstand e zu der Spindelachse an dem Kugelgewindetrieb an. Figur 2 zeigt deutlich den Abstand X der Reaktionskräfte Fr zur axialen Mitte des Kugelgewindetriebes. Je größer dieser Abstand X wird, desto kleiner wird die Kraft Fr von ihrem Betrag her.
Die von der Schaltklaue 13 auf den Schaltfinger 13 übertragene Kraft F kann mittig an der Anlagefläche der Schaltklaue 13 angeordnet sein. Wenn der Schaltfinger betätigt wird kann dessen Kontaktstelle mit der Schaltklaue 13 entlang der
Anlagefläche wandern, Die oben beschriebene Exzentrität e zwischen der
Kontaktstelle und der Spindelachse kann unter der Betätigung der Schaltklaue variieren.
Unter der Kraft F wird ein wird ein Kippmoment in den Kugelgewindetrieb eingeleitet, das die Reaktionskraft Fr hervorruft, die quer zur Spindelachse als Druckkraft auf die Kugeln 5 an den axialen Enden des Kugelgewindetriebes angreift.
Der Figur 2 ist zu entnehmen, dass die Spindelmutter 2 und die Gewindemutter 1 in einem axial mittleren Bereich des Kugelgewindetriebes einen Ringraum 15 begrenzen, der frei von Kugeln ist. Falls der Kugelgewindetrieb vornehmlich
Kippmomenten ausgesetzt ist und axiale Belastungen in den Hintergrund treten, kann diese Anordnung zweckmäßig sein: es werden Kugeln eingespart und der Rollwiderstand des Kugelgewindetriebes nimmt ab.
Figur 3 zeigt schematisch einen Ausschnitt des ersten und des letzten endlosen Kugelkanals 8, und zwar nur den Lastabschnitt. Die zuvor erwähnte Kraft F liegt in einer Wirkebene E, die die Spindelachse enthält. Figur 3 zeigt deutlich, dass Kugeln 5 des ersten und des letzten Lastabschnitts 9 des jeweiligen endlosen Kugelkanals 8 in dieser Wirkebene angeordnet sind. Das bedeutet, dass die Kraft Fr als Druckkraft in die Kugeln dieser letzten beiden endlosen Kugelkanälen eingeleitet wird. Die Umlenkabschnitte dieser beiden äußeren endlosen Kugelkanälen 8 sind außerhalb der Wirkebene E angeordnet. Vorzugsweise sind die Bereiche der Kugelumlenkung ca. 90° zur Wirkebene der Betätigungskraft F versetzt angeordnet. In diesem
Vorzugsbereich ist sichergestellt, dass die Reaktionskräfte Fr nicht den Wirkungsbereich durchdringen, sondern von tragenden Kugeln voll abgestützt werden.
Wenn anstelle der hier beschriebenen und abgebildeten Einzelumlenkung die an sich bekannte Kopfumlenkung oder eine an sich bekannte Außenumlenkung der Kugeln vorgesehen ist, kann der Rücklaufkanal zwar in der Wirkebene E liegen, aber auch hier ist dann sichergestellt, dass der Kugeleintritt und der Kugelaustritt ebenfalls außerhalb der Wirkebene E liegen.
Figur 4 zeigt die gleiche schematische Anordnung wie in Figur 3, jedoch liegt die Spindelachse hier in der Blattebene. Deutlich ist der Abstand X der Kugeln 5 des letzten Lastabschnitts 9 der beiden äußeren endlosen Kugelkanälen 8 zur axialen Mitte des Kugelgewindetriebes gekennzeichnet. Ferner ist die Gewindesteigung p des Kugelgewindetriebes eingezeichnet.
Figur 5 zeigt eine Ausschnittsvergrößerung der Figur 2, mit der Gewindespindel 1 , der Gewindemutter 2 und den dazwischen angeordneten Kugeln 5, die in dem endlosen Kugelkanal 8 angeordnet sind und an Kugelrillen 6,7 der Gewindemutter 2 und der Gewindespindel 1 abwälzen. Die Kugelrillen 6,7 haben jeweils ein
sogenanntes und an sich bekanntes gotisches Profil, sodass sich ein Druckwinkel α zwischen den Kugeln 5 und den Kugelrillen 6,7 in deren Kontakt einstellt. Dieser Druckwinkel α ist in vorteilhafter Weise kleiner als 25°, und in besonders bevorzugter Auswahl zwischen 0° und 15°, einschließlich dieser beiden Werte.
Figur 6 zeigt deutlich in einer weiteren Ausschnittsvergrößerung den Druckwinkel a. Dieser Druckwinkel wird gemessen zwischen zwei Schenkeln, die sich in der
Kugelmitte schneiden, wobei der eine Schenkel senkrecht zur Spindelachse steht und mittig das gotische Profil schneidet, und wobei der andere Schenkel den
Druckwinkel α bezeichnet.
Figur 7 zeigt eine gerechnete Lebensdauer Lr des Kugelgewindetriebes in Prozent. Das Verhältnis der normierten Lebensdauer L10 und der geforderten
Solllebensdauer wird hier als die gerechnete Lebensdauer Lr bezeichnet. Diese gerechnete Lebensdauer Lr ist aufgetragen über den Abstand der beiden letzten tragenden Lastabschnitte der endlosen Kugelkanäle von der axialen Mitte des Kugelgewindetriebes, wie er in Figur 2 skizziert ist.
Das bedeutet, hier wurden für eine gegebene äußere Belastung unterschiedlich lang bauende Gewindemuttern angenommen, deren jeweils letzte lastübertragende Kugelrille einen Abstand zur Mitte des Kugelgewindetriebes von 5 mm, 10 mm, 15 mm, 20 mm und 25 mm aufweist. Grundsätzlich gilt, dass mit zunehmendem
Abstand der letzten tragenden Lastabschnitte von der axialen Mitte des
Kugelgewindetriebes die Belastung der Kugeln abnimmt, sodass entsprechend eine wachsende gerechnete Lebensdauer erreicht wird.
Figur 7 zeigt deutlich den Einfluss des gewählten Druckwinkel A auf die gerechnete Lebensdauer Lr für diese unterschiedlich lang bauenden Gewindemuttern: bei einem Druckwinkel A von 5° und einem Abstand von 20 mm des letzten tragenden
Lastabschnittes von der axialen Mitte des Kugelgewindetriebes ergibt sich eine gerechnete Lebensdauer Lr von etwa 140 %, während bei gleicher äußerer
Belastung und gleichem Abstand zur axialen Mitte des Kugelgewindetriebes und einen Druckwinkel A von 45° lediglich eine gerechnete Lebensdauer von etwa 75 % ergibt. Das bedeutet, dass mit der Veränderung des Druckwinkels von 45° auf 5° eine Verbesserung der gerechneten Lebensdauer um den Faktor 2 erzielt werden kann.
Da bei erfindungsgemäßen Kugelgewindetrieben die äußere Last exzentrisch an der Gewindemutter eingreift und einen Kippmoment auf die Gewindemutter ausübt, werden vornehmlich große radiale Kräfte zwischen der Gewindespindel und der Gewindemutter übertragen, während die axial zu übertragenen Kräfte zwischen der Gewindespindel und der Gewindemutter in den Hintergrund treten. Je kleiner der Druckwinkel a, desto günstiger werden die auftretenden radialen Kräfte über die Kugeln übertragen.
Figur 8 zeigt die gerechnete Lebensdauer Lr, aufgetragen über Delta s, wobei Lr das Verhältnis der genormten Lebensdauer L10 zu einer vorgegebenen Solllebensdauer des Kugelgewindetriebes in Prozent angibt, und wobei Delta s die
Steigungsabweichung des Gewindes an der Gewindemutter oder an der Gewindespindel in Micrometer [pm] über 10 Gewindegänge angibt. Eine Steigungsabweichung von beispielsweise 20 pm bedeutet, dass die zehnte Windung beispielsweise der Gewindemutter um 20 pm gegenüber der zehnten Windung der Gewindespindel versetzt ist, unter der Annahme, dass die Steigung der
Gewindespindel keine Steigungsabweichung aufweist.
Der Figur 8 ist deutlich zu entnehmen, dass bei einer gegebenen
Steigungsabweichung ausnahmslos eine Verbesserung der gerechneten
Lebensdauer zu erwarten ist, je kleiner der Druckwinkel α wird. Beispielsweise kann bei einer Steigungsabweichung von 20 pm und einem Druckwinkel α gleich 5° eine gerechnete Lebensdauer Lr von ca. 1 10 % ermittelt werden, während sich bei ansonsten gleich bleibenden Bedingungen und einem Druckwinkel α gleich 45° lediglich eine gerechneten Lebensdauer von etwa 60 % zu ergibt.
Figur 9 zeigt die gerechnete Lebensdauer Lr, aufgetragen über den Druckwinkel a. Deutlich ist die Zunahme der Lebensdauer bei kleiner werdenden Druckwinkel α zu erkennen. Während sich bei einem Druckwinkel von α gleich 40° eine gerechnete Lebensdauer von 80 % ergibt, kann bei einem Druckwinkel α gleich 10° bereits eine gerechnete Lebensdauer von ca. 130 % angesetzt werden.
Die Erfindung hat erkannt, dass Kugelgewindetriebe, die Kippmomenten ausgesetzt sind eine deutlich verbesserte Leistungsfähigkeit aufweisen, wenn der Druckwinkel A jedenfalls kleiner als 25° ausgebildet ist.
Bezugszahlen
1 Gewindespindel
2 Gewindemutter
3 Kugellager
4 Kugellager
5 Kugel
6 Kugelrille
7 Kugelrille
8 endloser Kugelkanal
9 Lastabschnitt
10 Umlenkabschnitt
1 1 Umlenkstück
12 hohlzylindrischer Mutterkörper
13 Schaltklaue
14 Übertragungsstelle
15 Ringraum

Claims

Patentansprüche
1 . Kugelgewindetrieb mit einer auf einer drehangetrieben Gewindespindel (1 ) gegenüber der Gewindespindel (1 ) axial verschieblich angeordneten Gewindemutter (2), und mit Kugeln (5), die in einer Vielzahl von entlang der Spindelachse
angeordneten endlosen Kugelkanälen (8) angeordnet sind, die jeweils einen schraubenförmig um die Spindelachse gewundenen Lastabschnitt (9) sowie einen Umlenkabschnitt (10) aufweisen, der die beiden Enden wenigstens einer Windung des Lastabschnitts (9) endlos miteinander verbindet, der durch schraubenförmig um die Spindelachse gewundene Kugelrillen (6, 7) der Gewindespindel (1 ) und der Gewindemutter (2) gebildet ist, wobei ein Druckwinkel (a) der Kugeln (5) mit den Kugelrillen (6, 7) kleiner als 25 Grad ist, dadurch gekennzeichnet, dass der erste und der letzte Lastabschnitt (9) der an beiden axialen Enden des Kugelgewindetriebes gelegenen endlosen Kugelkanäle (8) eine Wirkebene (E) schneiden, in der eine an der Gewindemutter (2) angeordnete Übertragungsstelle (14) zum Übertragen einer exzentrisch an der Gewindemutter (2) angreifenden Stellkraft (F) angeordnet ist.
2. Kugelgewindetrieb nach Anspruch 1 , dessen Druckwinkel (a) von 0 Grad bis einschließlich 15 Grad beträgt.
2. Kugelgewindetrieb nach Anspruch 1 , dessen erster und letzter Umlenkabschnitt (10) der an beiden axialen Enden des Kugelgewindetriebes gelegenen endlosen Kugelkanäle (8) außerhalb der Wirkebene (E) angeordnet sind.
3. Kugelgewindetrieb nach Anspruch 1 , dessen Kugelrillen (6, 7) ein gotisches Profil aufweisen, wobei die Druckwinkel (a) einerseits zwischen der Kugel (5) und der Kugelrille (6) der Gewindespindel (1 ) sowie andererseits zwischen der Kugel (5) und der Kugelrille (6, 7) der Gewindemutter (2) gleich groß sind.
4. Kugelgewindetrieb nach Anspruch 1 , dessen Kugelrillen (6, 7) ein gotisches Profil aufweisen, wobei die Druckwinkel (a) einerseits zwischen der Kugel (5) und der Kugelrille (6, 7) der Gewindespindel (1 ) sowie andererseits zwischen der Kugel (5) und der Kugelrille (6, 7) der Gewindemutter (2) unterschiedlich groß sind.
5. Kugelgewindetrieb nach wenigstens einem der Ansprüche 1 bis 3, dessen erster Umlenkabschnitt (10) und dessen letzter Umlenkabschnitt (10) in Umfangsrichtung versetzt zueinander angeordnet sind.
6. Kugelgewindetrieb nach wenigstens einem der Ansprüche 1 bis 4, dessen Übertragungsstelle (14) durch eine Schaltklaue (13) gebildet ist, die am
Außenumfang der Gewindemutter (2) gebildet ist.
7. Kugelgewindetrieb nach wenigstens einem der Ansprüche 1 bis 6, in dessen axialer Mitte ein Ringraum (15) zwischen der Gewindemutter (2) und der
Gewindespindel (1 ) gebildet ist, der frei von Kugeln (5) ist.
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