taschenbuch - ke2.obsieger.orgke2.obsieger.org/flendertaschenbuch 2005-03.pdf · seit mehr als 100...
Post on 16-Feb-2018
260 Views
Preview:
TRANSCRIPT
TASCHENBUCH
2
Sehr geehrter Leser,
Überall dort, wo Energie in Bewegung verwandelt wird, um Ma-
schinen anzutreiben, hat der Name FLENDER höchste Reputation.
Innovation und Fortschritt sind die ständigen Begleiter des Unter-
nehmens, das seit über hundert Jahren weltweit erfolgreich als
Hersteller von mechanischen und elektrischen Komponenten der
Antriebstechnik tätig ist.
Mit diesem Taschenbuch möchten wir Sie einladen, an dieser lan-
gen Erfahrung teilzuhaben und davon zu profitieren. Wir wün-
schen uns, daß dieses Werk mit seinem Schatz an Fakten und
Formeln in Forschung und Lehre, aber auch in der Praxis, eine
echte Bereicherung darstellt. Nachwuchsförderung sowie die
Unterstützung der Innovationskraft der Industrie sind nach unse-
rer Überzeugung der Garant für eine erfolgreiche Entwicklung, zu
der wir gern einen Beitrag leisten möchten.
Ihre A. Friedr. Flender AG
A. Friedr. Flender AG · Alfred-Flender-Straße 77 · 46395 Bocholt · Tel. +49 (0) 2871- 92-0 · www.flender.com
Beschränken Sie sich auf alles. Ganz gleich, für
welche Antriebseinheiten oder -systeme Sie sich
entscheiden und wo Sie sie einsetzen. Hauptsache,
Sie achten dabei auf die Dinge, die letztendlich
entscheidend sind.
Traditionsunterneh-men mit positiverAusstrahlung nachinnen und außen
Visionäre Men-schen mit einemausgeprägten Wirgefühl
Über 100 JahreErfahrung in dermechanischen und elektrischenAntriebstechnik
Höchste Qualitätaus jahrzehntelan-gem Engineering
Kundennaher Ver-trieb durch Nieder-lassungen undProduktionsstättenin 5 Kontinenten
Weltweiter Serviceüber den gesamtenProduktlebens-zyklus
3
Seit mehr als 100 Jahren steht der Name Flender für Ent-
wicklung und Fertigung moderner Antriebslösungen. Mit
unzähligen Neu- und Weiterentwicklungen erlangte das
Unternehmen in vielen Anwendungsbereichen die Markt-
und Technologieführerschaft. Dank der Kompetenz der
Flender-Ingenieure werden aus komplexen technischen
Komponenten leicht einsetzbare High-Tech-Produkte.
Von der Beratung über Konstruktion und Produktion bis
hin zu Vertrieb und Service bietet Flender den Kunden die
Partnerschaft über den gesamten Produktlebenszyklus –
und das weltweit für Standard- und Speziallösungen.
Flender:Tradition &Innovation
A n t r i e b s k o m p e t e n z z u m N u t z e n d e r Ku n d e n
5 : 2 3 | S o n n e n a u f g a n g
Die Kraft der Sonne effektiv
umwandeln: Flender-Antriebe
helfen, regenerative Energie-
quellen optimal zu nutzen.
Die Sonnenkollektoren mit
CAVEX-Schneckengetrieben
folgen dem Lauf der Sonne
und sichern bestmögliche
Energieumwandlung in Strom.
4
Flender-Komponenten
treiben umweltschonende
Klärwerktechnik an. Ganz
gleich, ob Entsorgungstechnik
für industrielle oder private
Abwässer: das Unternehmen
bietet Antriebslösungen für
alle Fälle, wie z. B. FLENDER-
Belüftergetriebe
Die Servicementalität hat Flender zu einem international
erfolgreichen Unternehmen der renewed economy ge-
macht, das Tradition und Innovation optimal verbindet.
Flender steht als Partner des Maschinen- und Anlagen-
baus an der Seite der Kunden, wo immer sich diese enga-
gieren, und setzt dafür neueste Kommunikationsmedien
ein. So sichert – neben dem Netz von weltweit über 80
Niederlassungen, Tochtergesellschaften und Vertriebs-
büros – ein zeit- und kostensparendes Prophylaxe-System
die umfassende Kundenbetreuung. Höchste Ansprüche an
Qualität und Prozeßsicherheit sind Aufgaben, die Flender
bestmöglichen technischen Lösungen zuführt – mit Erfolg.
Modernste Fertigungsanlagen wie das Getriebemontage-
werk in Friedrichsfeld sind Basis hochwertiger Produkte.
Hochqualifizierte Mitarbeiter sind Garanten für optimale
Umsetzung und umfassenden After Sales Service; sie sind
die besten Botschafter der Flender-Unternehmenskultur.
5 : 4 2 | d e r Ta g b e g i n n t
5
7 : 1 2 | F r ü h s t ü c k
7 : 4 6 | d i e B a h n k o m m t
Flexibler Ansprechpartnerfür jede Branche
T ä g l i ch e Ko m p e t e n z s ch w a r z a u f w e i ß
Flender sorgt nicht nur für
das Salz in der Suppe, son-
dern auch für den Zucker im
Kaffee. Hersteller von Zucker-
fabriken setzen auf Flender-
Antriebstechnik. Bei der
Gewinnung von Zucker sind
anspruchsvolle Prozesse zu
durchlaufen, für die mechani-
sche und elektrische Antriebs-
systeme, wie beispielsweise
PLANUREX-Planetengetriebe
eingesetzt werden.
6
Der daraus entstehende Mehrwert eröffnet dem Kunden
größere Marktchancen. Denn: Die praxiserprobten Stan-
dard- und Speziallösungen führen zu Kosteneinsparungen
und zu mehr Wettbewerbsfähigkeit.
Referenzen in der ganzen Welt belegen die breitgefächerte
Branchenkompetenz des Unternehmens. Flender kann
durch hohe Umsetzungsgeschwindigkeit technische Fort-
schritte aus eigener Kraft leisten und den Kunden schnell
Ergebnisse anbieten.Time to market ist bei Flender keine
Einbahnstraße, vielmehr erfolgt bereits die Produktent-
wicklung im ständigen Dialog mit den Kunden. Schließ-
lich benötigen schnellebige Märkte schnellstmöglich
optimale Lösungen.
Druck- und Papiermaschi-
nenindustrie setzen auf
FLENDER-Zahnradgetriebe.
Sie passen optimal zu den
Papierherstellungs-,Verede-
lungs- und Bearbeitungsan-
lagen, die hochsensible,
steuerbare Antriebe mit
zuverlässiger Regeltechnik
benötigen.
8 : 0 2 | N e u i g k e i t e n
Wo Energie in Drehmoment umgewandelt wird, da ist
Flender. Über viele Produktgenerationen wurde Kompe-
tenz für Antriebstechnik erarbeitet, die im Tagesablauf
jedes Menschen oft eine Rolle spielt. Die Zeitung am Mor-
gen und die Fachzeitschrift im Büro sind Beispiele dafür.
Flender ist Partner der Branchen, kennt die Kunden und
deren Märkte. Jede Branche stellt eigene Anforderungen,
benötigt spezifische Lösungen und kompetente Bera-
tung. Daher hat Flender die Branchenkompetenz gebün-
delt und in Geschäftseinheiten organisiert.
Aus dem Standardprogramm lassen sich dank des Flender-
Baukastensystems viele branchenspezifische Antriebs-
lösungen realisieren, die zuverlässig und langlebig sind.
Auch auf dem Weg von und
zur Arbeit werden Menschen
oft von Flender-Produkten
begleitet: Straßenbahnen,
Triebwagen und Lokomotiven
fahren mit FLENDER-Bahnge-
trieben und Kupplungen, die
Sicherheit, Komfort und Wirt-
schaftlichkeit gewährleisten.
7
Der Kunde steht für Flender bei allen Unternehmensent-
scheidungen im Mittelpunkt. Die Nähe zum Kunden und
dessen kompetente Beratung werden groß geschrieben.
Mit einwandfreiem Service begleitet Flender seine Kun-
den weltweit bei ihren Aufgaben. Die Ziele sind klar defi-
niert: kurze Lieferzeiten, hohe Verfügbarkeit sowie strikte
GlobaleProduktpartnerschaft
W e l t w e i t a n d e r S e i t e d e s Ku n d e n
8 : 2 4 | i m B ü r o a n g k o m m e n
Aufzüge in Bürogebäuden
und Rolltreppen in Kaufhäu-
sern haben häufig eines
gemeinsam: Antriebstechnik
von Flender. Mit den kom-
pakten CAVEX-Schnecken-
stirnradgetrieben bietet das
Unternehmen Antriebs-
lösungen, die unempfindlich,
hoch belastbar, leistungs-
stark und geräuscharm sind.
8
Liefer- und Termintreue. Flender setzt bei den Standard-
produkten auf hohe Stückzahlen, um ein optimales Preis-
Leistungs-Verhältnis zu gewährleisten.
Alle Niederlassungen, Tochtergesellschaften und Ver-
triebsbüros arbeiten nach den gleichen Flender-Qualitäts-
standards. Darüber wachen in den weltweit 30 Mon-
tagezentren und in sämtlichen Fertigungsstätten die
Qualitätsbeauftragten. Die Gesellschaften nutzen dar-
überhinaus das Flender-Informationssystem (FIS), so daß
Kundeninformationen an allen Standorten sofort verfüg-
bar sind. Die Einbeziehung der modernen Medien in
Abläufe der Entwicklung, der Instandhaltung und des
Vertriebs bringen allen Vorteile.
Ein weiterer Vorteil von Flender ist die Selbstversorgung
im Bereich Guß. Sie verringert die Abhängigkeit des Un-
ternehmens von externen Zuliefern und unterstützt so
die Lieferperformance für die Kunden.
Flender Guss im sächsischen Chemnitz/Wittgensdorf
gehört zu den modernsten mechanisierten Gießereien in
Europa. Sie sichert die gesamte Gussversorgung des
Unternehmens und kann darüber hinaus Kapazitäten auf
den internationalen Märkten anbieten. Dank modernster
Produktionstechniken und hochproduktiver Fertigungs-
anlagen erfüllt Flender auch in diesem Bereich höchste
Kundenanforderungen, die aus den unterschiedlichen
Branchen an das Unternehmen gestellt werden.
Flender unterstützt die Pro-
duktion von Kupfer, das
beispielsweise für Telefon-
kabel benötigt wird. Förder-
bandanlagen bei der Kupfer-
erzgewinnung profitieren
von den leistungsstarken
FLENDER-Kegelstirnradge-
trieben; zuverlässige Antriebe
für Schaufelradbagger sind
FLENDER-PBUC-Getriebe.
1 0 : 0 8 | d e n K u n d e n i n f o r m i e r e n
9
BedarfsgezielteVariantenvielfalt
B e i m F l e n d e r e - C o m m e r c e s t i m m t d i e C h e m i e
1 2 : 5 8 | l e t z t e r S c h l i f f
ARPEX-Kupplungen und
N-EUPEX-Kupplungen
bewähren sich vielfach in der
chemischen Industrie. Hier
werden Antriebslösungen für
das Fördern und Pumpen
aggressiver oder heißer
Medien oder explosionsge-
schützte Antriebe benötigt.
Erneuerungen der Produkte und Verbesserung der Ent-
wicklungsprozesse führen zu Veränderungen bei Technik,
Kosten sowie Abläufen. Und: Sie führen zu anderen Ver-
haltensweisen von Menschen. Innovationsprozesse bei
Flender werden nicht nur von Veränderungsbereitschaft
und Entwicklungsfreudigkeit der Mitarbeiter geprägt.
Ba
ye
r A
G
1 3 : 1 4 | M e e t i n g
10
1 6 : 0 3 | U n t e r l a g e n e r s t e l l e n
Kunststoffolien werden auf
Anlagen hergestellt, die
mit FLENDER-Einschnecken-
extrudergetrieben ausge-
rüstet sind. Daneben bietet
Flender standardisierte
Doppelschneckenextruder-
getriebe für Kunststoff- und
Gummimaschinen.
turen ermöglicht das Internet (www.flender.com) die ein-
gehende Vorstellung der Produkte und Branchenlösungen.
Mit dem Net-CAT® kann der Kunde komplette Antriebs-
stränge konfigurieren, die CAD-Zeichnungen per Down-
load übernehmen und in sein System integrieren. Zusätz-
lich hat er im Flender-Store die Möglichkeit, die Produkte
rund um die Uhr zu bestellen; auch Ersatzbeschaffungen
von Standardprodukten sind schnell zu realisieren.
Davon profitiert beispielsweise die chemische Industrie,
die erfahrungsgemäß oft aus dem Standardprogramm
ordert. Flender erfüllt so Kundenwünsche noch schneller.
Hier spielt der Anreiz, Ideen schnellstmöglich zur Serien-
reife und zum Nutzen des Kunden umzuwandeln, eine
entscheidende Rolle. Flender läßt seinen Ingenieuren
Freiräume, Ideen weiterzudenken und in Produkte umzu-
wandeln. Dabei steht nicht der kurzfristige Gewinn des
Unternehmens, sondern der langfristige Kundenerfolg im
Vordergrund. Schließlich ist Flender nur dann erfolgreich,
wenn seine Kunden erfolgreich sind.
Auch deshalb wurde der Bereich e-Commerce aufgebaut;
er wird zur weiteren Stütze der weltweiten Geschäfts-
beziehungen werden. Als Ergänzung der Vertriebsstruk-
Flender bietet Antriebslösun-
gen für die Baumaschinenin-
dustrie, so etwa für Kräne und
Betonmischer. Der FLENDER-
Hubwerksantrieb ist eine
davon. Das Unternehmen
bietet dem Kunden Planung,
Steuerung, Programmierung,
Konstruktion und Inbetrieb-
nahme aus einer Hand.
11
Die Mitarbeiter von Flender arbeiten intensiv daran, daß
ihr Unternehmen weiterhin zu den Markt- und Technolo-
gieführern für Antriebstechnik gehört.
Als Mitbegründer der „Forschungsvereinigung Antriebs-
technik“ hat es sich Flender zum Ziel gesetzt, aus eigener
Kraft an der Spitze der Entwicklungen zu bleiben. Das
Energie – BewegungFlender
Te ch n i s ch e r F o r t s ch r i t t , d e r s i ch a u s z a h l t
Auf FLENDER-Zahnkranzge-
triebe können Sie bauen. Die
Herstellung von Baustoffen
wie Zement wird durch An-
triebslösungen von Flender
optimiert. Höchste Fertigungs-
qualität und standardisierte
Produktgestaltung bedeuten
reduzierte Investitions- und
Betriebskosten für die Kunden.
1 7 : 4 3 | F e i e r a b e n d
12
Unternehmen investiert viel in die Weiterentwicklung der
gewachsenen Kompetenz, so sind die F & E-Anstrengun-
gen immens. In den einzelnen operativen Bereichen
arbeiten die Flender-Ingenieure direkt mit den Kunden aus
dem Maschinen- und Anlagenbau zusammen und können
so deren Wünsche unmittelbar in die Innovationsabläufe
einbeziehen.
Diese Inhouse-Kompetenz von Flender stellt sicher, daß
die Kundenanforderungen nach immer kleineren, leich-
teren und leiseren Systemen erfüllt werden. Dies spielt
beispielsweise in der innovationsträchtigen Windkraft-
technologie eine wichtige Rolle. In immer leistungs-
fähigeren Windkraftanlagen müssen die Antriebsstränge
ein optimales Geräusch-, Schwingungs- und Temperatur-
verhalten aufweisen. Als Partner der Anlagenbauer ver-
bessert Flender die leistungsstarken Windturbinenge-
triebe permanent, so daß diese die Anforderungen auf
engstem Raum im Maschinenhaus der Windkraftanlagen
bestens erfüllen.
So werden auch dieser Branche innovative Komplett-
lösungen für den gesamten Antriebsstrang angeboten.
Die Produktanforderungen sind klar: hohe Zuverlässig-
keit, lange Lebensdauer, hohe Wirkungsgrade und damit
bessere Umweltverträglichkeit.
Mit Flender die Kraft des
Windes nutzen: Getriebe, Kup-
plungen und Generatoren für
Windkraftanlagen sichern die
beste Ausnutzung der natür-
lichen Energiequelle. Gerade
mit Blick auf die Realisierung
höchster Wirkungsgrade
bieten sich die FLENDER-
Windkraftgetriebe an.
1 8 : 4 6 | E n t s p a n n u n g
13
Der Wille zur Perfektion – der Flender-Perfektion – bildet
den Antrieb der hochqualifizierten Teams, die durch
regelmäßige Schulungen und Fortbildungen auf dem
neuesten Stand der Technik sind. Konsequenz: Flender-
Produkte zeichnen sich durch größte Sicherheit, höchste
Qualität und lange Lebensdauer aus – ganz gleich, wel-
chen Belastungen diese beispielsweise beim Schiffsan-
NAVILUS-Schiffsgetriebe sind
optimale Komponenten für
Schiffsantriebe. Flender-Ingeni-
eure verfügen über große
schiffbautechnische Getriebekom-
petenz, die sie der Werftindustrie
bereits in der Planungsphase
zur Verfügung stellen.
2 0 : 0 3 | z u m R e s t a u r a n t
Qualifizierungbringt Qualität
I m Te a m z u r F l e n d e r - Pe r f e k t i o n
14
trieb ausgesetzt sind. Das ist Qualität im Sinne und Inter-
esse der Kunden; wirtschaftliches Optimum aus Technik
und Dienstleistung.
Die kontinuierliche Verbesserung der Produkte ist die
Grundlage für deren ökonomischen Erfolg. Flender geht
noch einen Schritt weiter und verbessert ständig auch die
Entstehungsprozesse der Produkte: In einer eigenen
Abteilung werden alle innerbetrieblichen Verbesserungs-
vorschläge als Teil des Qualitätsmanagements gesam-
melt, im Team von Spezialisten bewertet und zum
Nutzen von Unternehmen und Kunden umgesetzt.
Gelebte Kreativität mit kurzen Entscheidungswegen
zeichnet diese Form der Herstellungsoptimierung aus. So
werden Funktionalität, Sicherheit, Qualität, Lebensdauer
und Kompatibilität der Flender-Produkte auch durch
Ablaufoptimierungen in der Fertigung realitätsnah und
schnell verbessert.
Dieser Erfolg motiviert die Mitarbeiter zur Annahme
neuer Herausforderungen. Dabei fördert der enge Kun-
denkontakt immer wieder Anwendererfahrungen zu
Tage, die Flender-Ingenieure direkt in die kontinuierliche
Verbesserung der Produkte einfließen lassen.
Die ganzheitliche Produktpartnerschaft wird dement-
sprechend tagtäglich in der Praxis angewandt und bildet
die Grundlage für noch mehr Produktivität und Qualität
bei Flender.
2 0 : 3 8 | g u t e S t i m m u n g
Flender sorgt für die richtige
Mischung: Nahrungs- und Ge-
nussmittelindustrie setzen auf
MOTOX-N-Stirnradgetriebemo-
toren in Mühlen und Mischern.
In Zusammenarbeit mit den
führenden Anlagenbauern wer-
den die Flender-Antriebssyste-
me kontinuierlich verbessert.
15
Für Flender beginnt mit jedem Verkauf eines Produktes
die Kundenbeziehung aufs Neue. Jeder Kunde kann sich
auf die Servicementalität des Unternehmens und den
weltweiten After Sales Service an 365 Tagen im Jahr
verlassen; das schließt das Reengineering auch bei Fremd-
produkten ein. Neben die Produktvorteile durch ganz-
Die automotive Kompetenz
von Flender sichert die
Automobilproduktion, denn
Einschienenhängebahnenan-
triebe spielen eine wichtige
Rolle bei der Fahrzeugmon-
tage. Dabei kommen differen-
zierte und fein abgestimmte
Flender-Antriebslösungen für
Hub und Transport zum
Einsatz.
Flender: full servicearound the product
D e n k o m p l e t t e n P r o d u k t l e b e n s z y k l u s i m V i s i e r
2 1 : 5 3 | n a c h H a u s e
16
heitliche Systemlösungen tritt somit ein Service, der den
gesamten Produktlebenszyklus umfasst und den Kunden
Sicherheit gibt.
Dazu trägt auch ein automatisches Überwachungssys-
tem bei. Die Service-Technologie verbindet das antriebs-
technische und maschinendiagnostische Wissen und die
Praxiserfahrung von Flender mit neuesten Mess-, Compu-
ter- und Kommunikationstechniken. Das Telediagnose-
und Monitoringsystem GearController ® ermöglicht die
Früherkennung verschleißbedingter Unregelmäßigkeiten.
Folge: vorausschauende Wartungskonzepte und Instand-
haltung als Prophylaxe. Das senkt die Investitions- und
Betriebskosten bei Kunden spürbar und führt zu höchst-
möglicher Anlagenverfügbarkeit.
Via Telefon, Funk, Internet oder Satellit können Flender-
Ingenieure weltweit Messungen durchführen. Die so
gewonnenen Daten geben sofort Aufschluss über den Ist-
Zustand der Systeme und Komponenten. Damit werden
außerplanmäßige Betriebstillstände und Folgeschäden
sowie unnötiger Kostenaufwand vermieden.
Auch die Umsetzung dieses Service-Konzeptes macht
deutlich, wie sehr Flender als traditionsreiches Unterneh-
men an der Spitze technischer Entwicklungen steht;
Flender – renewed economy at its best.
Flender bringt Licht in die
Sache: Das Unternehmen
liefert Turbogetriebe und
Hochleistungsmotoren für
die Energieerzeugung aus
regenerativen Energieträgern
und fossilen Brennstoffen.
Ganz gleich, welchen Bedin-
gungen die Antriebssysteme
ausgesetzt sind: Qualität von
Flender gewährleistet Pro-
duktionssicherheit rund um
die Uhr.
Foto
Ge
uth
er
2 2 : 4 8 | e i n g u t e s B u c h
17
18
19
Inhaltsübersicht
Teil 1 SeiteTechnische ZeichnungenOberflächenbeschaffenheit 23 + 24Form- und Lagetolerierung 25 – 39Blattgrößen, Schriftfeld, Streifenformate 40 + 41
Teil 2NormungMetrisches ISO-Gewinde (Regelgewinde) 43Metrisches ISO-Gewinde (Regel- und Feingewinde) 44Zylindrische Wellenenden 45ISO-Toleranzfelder und Abmaße 46 + 47Paßfedern, Keile und Zentrierbohrungen 48
Teil 3PhysikInternational festgelegte Vorsätze 50SI-Basiseinheiten 50Abgeleitete SI-Einheiten 51Gesetzliche Einheiten außerhalb des SI 51Größen und Einheiten der Länge und ihrer Potenzen 52Größen und Einheiten für die Zeit 53Größen und Einheiten der Mechanik 53 – 55Größen und Einheiten der Thermodynamik und der Wärmeübertragung 55 + 56Größen und Einheiten der Elektrotechnik 56Größen und Einheiten der Lichttechnik 57Temperaturen in verschiedenen Maßeinheiten 57Längen- und Flächenmaße 58Raummaße und Masse - Größen 59Energie, Arbeit, Wärmemenge 59Leistung, Energiestrom, Wärmestrom 60Druck und Spannung 60Geschwindigkeit 60Physikalische Gleichungen für die geradlinige Bewegung und die Drehbewegung 61
Teil 4Mathematik / GeometrieBerechnung von Flächen 63Berechnung von Körpern 64
Teil 5Mechanik / FestigkeitslehreAxiale Widerstandsmomente und axiale Flächenmomente 2. GradesFlächenträgheitsmomente verschiedener Profile 66Durchbiegung von Trägern 67Werte für den Kreisquerschnitt 68Bauteilbeanspruchung und Gestaltfestigkeit 69
20
Inhaltsübersicht
Teil 6 SeiteHydraulikHydrostatik 71Hydrodynamik 72
Teil 7ElektrotechnikGrundformeln 74Drehzahl, Leistung und Wirkungsgrad von Elektromotoren 75Bauformen und Aufstellung von umlaufenden elektrischen Maschinen 76Schutzarten für elektrische Betriebsmittel (Berührungs- und Fremdkörperschutz) 77Schutzarten für elektrische Betriebsmittel (Wasserschutz) 78
Teil 8WerkstofftechnikUmrechnung von Dauerfestigkeitswerten verschiedener Werkstoffe 80Mechanische Eigenschaften von Vergütungsstählen 81Dauerfestigkeitsschaubilder der Vergütungsstähle 82Allgemeine Baustähle 83Dauerfestigkeitsschaubilder der allgemeinen Baustähle 84Einsatzstähle 85Dauerfestigkeitsschaubilder der Einsatzsstähle 86Kaltgewalzte Stahlbänder 87Stahlguß für allgemeine Verwendungszwecke 87Runder Federstahldraht 88Gußeisen mit Lamellengraphit 89Gußeisen mit Kugelgraphit 89Kupfer-Zinn- und Kupfer-Zinn-Zink-Gußlegierungen 90Kupfer-Aluminium-Gußlegierungen 90Aluminium-Gußlegierungen 91Blei- und Zinn-Gußlegierungen für Verbundgleitlager 92Umwertung von Härtewerten 93Stoffwerte fester und flüssiger Stoffe 94Längenausdehnungskoeffizient 95Zustandsschaubild Eisen-Kohlenstoff 95Grübchen- und Zahnfußdauerfestigkeit von Stählen 95Wärmebehandlung beim Einsatzhärten von Einsatzstählen 96
Teil 9SchmieröleViskositäts-Temperatur-Diagramm für Mineralöle 98Viskositäts-Temperatur-Diagramm für Synthetiköle auf Poly-α-olefin Basis 99Viskositäts-Temperatur-Diagramm für Synthetiköle auf Polyglykol-Basis 100Kinematische Viskosität und dynamische Viskosität 101Viskositäts-Tabelle für Mineralöle 102
21
Inhaltsübersicht
Teil 10 SeiteStirnradgetriebeFormelzeichen und Einheiten 104 + 105
Allgemeine Einführung 106
Geometrie der Evolventenzahnräder 106 – 117Tragfähigkeit der Evolventenzahnräder 117 – 125
Getriebebauarten 125 – 128
Getriebegeräusche 129 – 132
Teil 11WellenkupplungenAllgemeine Grundlagen 134Drehsteife Kupplungen, Elastische Nockenkupplungen 135Elastische Klauenkupplungen
Hochelastische Reifenkupplungen, Hochelastische Gummireifenkupplungen 136Hochelastische Gummischeibenkupplungen, Elastische Bolzenkupplungen
Ganzstahlkupplungen, Sicherheitskupplungen 137Turbokupplungen, Composite Kupplungen
Miniaturkupplungen, Zahnkupplungen 138Universelle Zahnkupplungen, LamellenschaltkupplungenStrömungskupplungen, Überholkupplungen 139
Kupplungen für Pumpenantriebe 140
Kupplungssysteme für Schienenfahrzeuge 141Kupplungssysteme für Windkraftanlagen 142
Teil 12SchwingungenFormelzeichen und Einheiten 144
Allgemeine Grundlagen 145 – 147Lösungsansatz für einfache Drehschwinger 147 + 148
Lösung der Bewegungsdifferentialgleichung 148 + 149
Formeln für die Schwingungsberechnung 149Begriffe, Formelzeichen und Einheiten 150
Formeln für die Schwingungsberechnung 151 – 153
Schwingungsbeurteilung 153 + 154
Teil 13Literaturverzeichnis 10, 11, und 12 156 + 157
22
Inhaltsübersicht Teil 1
Technische Zeichnungen Seite
Oberflächenbeschaffenheit
Angabe der Oberflächenbeschaffenheit in Zeichnungen nach DIN EN ISO 1302 23
Rauheitskenngrößen 23 + 24
Form- und Lagetolerierung
Allgemeines 25
Anwendung und allgemeine Erläuterungen 25
Toleranzrahmen 25
Toleranzarten und zugehörige Symbole sowie eingeschlossene Toleranzen 26
Zusätzliche Symbole 26
Tolerierte Elemente 27
Toleranzzonen 27
Bezüge und Bezugssysteme 27 – 29
Theoretisch genaue Maße 29
Detaillierte Definition der Toleranzen 29 – 39
Blattgrößen, Schriftfeld, Streifenformate
Blattgrößen für technische Zeichnungen 40
Schriftfeld für technische Zeichnungen 40
Streifenformate für technische Zeichnungen 40
Schriftgrößen 41
Linien nach DIN ISO 128, Teil 20 und Teil 24 41
Beschriftungsmuster 41
23
Technische ZeichnungenOberflächenbeschaffenheit
1. Angabe der Oberflächenbeschaffenheit in Zeichnungen nach DIN EN ISO 1302
1.1 Symbole für die Oberflächenbeschaffenheit
Grafische Symbole Bedeutungen
Symbol, wenn Materialabtrag durch mechanische Bearbeitungverlangt ist (ohne Anforderungen)
konserviertSymbol, wenn Materialabtrag durch mechanische Bearbeitungund zusätzliche Textangaben verlangt sind
Symbol, wenn Materialabtrag nicht zulässig ist (ohne Anforder-ungen)
porenfreiSymbol, wenn Materialabtrag nicht zulässig ist und zusätzlicheTextangaben verlangt sind
Materialabtrag, Oberflächenrauhwert Ra = 6,3 m
Materialabtrag gilt für den Außenumriß der Ansicht
Bearbeitungszugabe als Zahlenwert in mm (z.B. 3 mm)
drallfrei0.4 - 0.8
Materialabtrag (durch mechanische Bearbeitung),Oberflächenrauhwert Ra = 0,4 - 0,8 mAnforderung an die Oberfläche “drallfrei”
1.2 Definition der Oberflächenkenngröße RaDer arithmetische Mittelwert Ra der Profilordina-ten ist in DIN EN ISO 4287 und die Meßstrecken
für die Messung der Rauheit in DIN EN ISO 4288definiert.
1.3 Angaben, die den grafischen Symbolen hinzugefügt werden
a = Anforderungen an die Oberflächenbeschaffenheitb = Zwei oder mehrere Anforderungen an die Ober-
flächenbeschaffenheitc = Fertigungsverfahren, Behandlung, Überzug oder
andere Anforderungen betreffend den Fertigungs-prozeß usw.
d = Oberflächenrillen und -ausrichtunge = Bearbeitungszugabe(x) = Nicht mehr anwendbar (früher Angabe von Ra)
2. Rauheitskenngrößen2.1 Rauhtiefe RtDie Rauhtiefe Rt in m nach DIN 4762 Teil 1ist der Abstand des Grundprofils vom Bezugs-profil (siehe Bild 1). Das Grundprofil ist das in-nerhalb der Rauheitsbezugsstrecke senkrecht
zum geometrisch idealen Profil so weit verscho-bene Bezugsprofil, daß es den vom Bezugsprofilentferntesten Punkt des Istprofils (Punkt T imBild 1) berührt.
Teil1
24
Technische ZeichnungenOberflächenbeschaffenheit
Bild 1
2.2 Rauhtiefe RzDie gemittelte Rauhtiefe Rz in m nach DIN 4768ist das arithmetische Mittel aus den Einzelrauh-tiefen fünf aneinandergrenzender Einzelmeß-
strecken (siehe Bild 2).Anmerkung: Die Definition von Rz nach DIN undnach ISO stimmt nicht überein.
le = Einzelmeßstreckelm = Gesamtmeßstreckelt = Taststreckez1-z5 = Einzelrauhtiefen
NachlaufstreckeBild 2Vorlaufstrecke
Eine genaue Umrechnung zwischen der Rauh-tiefe Rz und dem Mittenrauhwert Ra und umge-kehrt läßt sich weder theoretisch begründennoch empirisch nachweisen. Für Oberflächen,die durch Fertigungsverfahren der Gruppe ”Spa-nen” erzeugt werden, ist im Beiblatt 1 zu DIN4768 ein Umrechnungsdiagramm von Ra in Rzund umgekehrt unter Zugrundelegung vonVergleichsmessungen dargestellt. Die den Ra-Werten zugeordneten Rz-Werten sind mit Streu-ungen behaftet (siehe Tabelle).
2.3 Rauhtiefe RmaxDie Maximale Rauhtiefe Rmax in m nach DIN4768 ist die größte der auf der Gesamtmeß-strecke lm vorkommenden Einzelrauhtiefen Z1(siehe Bild 2). Rmax wird nur dann angewendet,wenn die größte Einzelrauhtiefe (Ausreißer) ausfunktionswichtigen Gründen erfaßt werden soll.
2.4 Rauheitsklassen NDie Anwendung von Rauheitsklassen (N-Klas-sen) ist in Deutschland nicht zugelassen, da dieEinheiten in ”inch” angegeben werden.
3. Arithmetische Mittenrauhwerte Ra und Rauheitsklassen zur gemittelten Rauhtiefe Rz
Oberflächen-rauhheitswert
µm 50 25 12,5 6,3 3,2 1,6 0,8 0,4 0,2 0,1 0,05 0,025rauhheitswertRa µin 2000 1000 500 250 125 63 32 16 8 4 2 1
Rauheitsklasse N 12 N 11 N 10 N 9 N 8 N 7 N 6 N 5 N 4 N 3 N 2 N 1
Oberflächen-rauhheitswert
von 160 80 40 25 12,5 6,3 3,15 1,6 0,8 0,4 0,25 0,1rauhheitswertRz in µm bis 250 160 100 63 31,5 20 12,5 6,3 4 2,5 1,6 0,8
25
Technische ZeichnungenForm- und Lagetolerierung
4. Allgemeines4.1 Die aufgeführten Einzelheiten entsprechender internationalen Norm DIN ISO 1101, Aus-gabe März 1985.Diese Norm enthält die Grundsätze der symboli-schen Darstellung und der Eintragung in Zeich-nungen von Form-, Richtungs-, Orts- und Laufto-leranzen und legt die zugehörige geometrischeDefinition fest. Der Begriff “Form- und Lagetole-ranzen” in dieser Norm wird als Oberbegriff fürdiese Toleranzen angewendet.4.2 Zusammenhang zwischen Maß-, Form-
und LagetoleranzenNach den zur Zeit gültigen Normen gibt es zweiMöglichkeiten der Zeichnungseintragung, undzwar entsprechend:a) dem Unabhängigkeitsprinzip nach DIN ISO8015, wonach Maß- Form- und Lagetoleranzenunabhängig voneinander eingehalten werdenmüssen, also in keinem direkten Zusammen-hang zueinander stehen. Hierbei muß in derZeichnung ein Hinweis auf DIN ISO 8015 einge-tragen sein.b) der Hüllbedingung nach DIN 7167, nach derdie Maß- und Formtoleranzen in einem direktenZusammenhang stehen, also die Maßtoleranzenauch die Formtoleranzen begrenzen.
5. Anwendung und allgemeine Erläuterungen5.1 Form- und Lagetoleranzen sind nur dann inZeichnungen einzutragen, wenn sie für die Funk-tionstauglichkeit und/oder wirtschaftliche Ferti-gung des jeweiligen Werkstückes unerläßlichsind. Anderenfalls gelten die Allgemeintoleran-zen nach DIN ISO 2768.5.2 Werden Form- und Lagetoleranzen angege-ben, so bedeutet dies nicht, daß ein bestimmtesFertigungs-, Meß- oder Prüfverfahren angewen-det werden muß.5.3 Die Form- oder Lagetoleranz eines Elemen-tes definiert die Zone, innerhalb der dieses Ele-ment (Fläche, Achse oder Mittelebene) liegenmuß. Je nach zu tolerierender Zone und je nachihrer Bemaßung ist die Toleranzzone eine derfolgenden:- die Fläche innerhalb eines Kreises;- die Fläche zwischen zwei konzentrischen
Kreisen;- die Fläche zwischen zwei abstandsgleichen
Linien oder zwei parallelen geraden Linien;- der Raum innerhalb eines Zylinders;- der Raum zwischen zwei koaxialen Zylindern;- der Raum zwischen zwei parallelen Ebenen;- der Raum innerhalb eines Quaders oder einer
Kugel.Das tolerierte Element kann innerhalb dieserToleranzzone beliebige Form und jede beliebigeRichtung haben, es sei denn, es werden ein-schränkende Angaben gemacht.
5.4 Wenn nichts anderes angegeben ist, gilt dieToleranz für die gesamte Länge oder Fläche destolerierten Elementes.5.5 Das Bezugselement ist ein wirkliches Ele-ment eines Teiles, das zum Festlegen der Lageeines Bezuges benutzt wird.5.6 Form- und Lagetoleranzen für Elemente, diesich auf ein Bezugselement beziehen, begren-zen nicht die Formabweichung des Bezugsele-ments selbst. Ein Bezugselement sollte für sei-nen Zweck genügend genau sein. Es kann des-halb notwendig sein, für die BezugselementeFormtoleranzen festzulegen.(Siehe Tabelle Seite 26)5.7 ToleranzrahmenDie Toleranzanforderungen werden in einemrechteckigen Rahmen angegeben, der in zweioder mehrere Kästchen unterteilt ist. Von obennach unten enthalten diese Kästchen in folgen-der Reihenfolge (siehe Bild 3, 4 und 5):- das Symbol für die zu tolerierende Eigen-
schaft- den Toleranzwert in derselben Einheit wie
die der Längenmaße. Diesem Wert wird dasZeichen ∅ vorangesetzt, wenn die Toleranz-zone kreisförmig oder zylinderförmig ist oderdas Zeichen “S∅” wenn die Toleranzzone ku-gelförmig ist;
- falls zuteffend, den oder die Großbuchsta-ben, die den Bezug oder die Bezüge bezeich-nen (siehe Bild 4, 5 und 6).
Bild 3
Bild 4
Bild 5
Bild 6
Wortangaben zur Toleranz wie z.B. “6 Löcher”,“4 Flächen” oder “6 x”, werden über dem Tole-ranzrahmen eingetragen. (siehe Bild 7 und 8)Falls es nötig ist, mehr als eine Toleranzeigen-schaft für ein Element festzulegen, sind die Tole-ranzangaben in Toleranzrahmen untereinanderzu setzen (siehe Bild 9).
Bild 7 Bild 8
6 Löcher 6 x
Bild 9
26
Technische ZeichnungenForm- und Lagetolerierung
Tabelle 1: Toleranzarten und zugehörige Symbole sowie eingeschlossene Toleranzen
Toleranzarten Tolerierte Eigenschaften Symbole Eingeschlossene Toleranzen
Geradheit –Ebenheit Geradheit
Formtoleranzen Rundheit (Kreisform) –
Zylindrizität (Zylinderform) Geradheit, Parallelität,Rundheit
Profilform-Profilform einer beliebigen
Linie (Linienprofil) –Profilform-toleranzen Profilform einer beliebigen
Fläche (Flächenprofil) –
RichtungsParallelität Ebenheit
Richtungs-toleranzen Rechtwinkligkeit Ebenheittoleranzen
Neigung (Winkligkeit) Ebenheit
zen Position –
etol
eran
ze
Orts-toleranzen
Konzentrizität (für Mittel-punkte), Koaxialität
(für Achsen)–
Lage
t
Symmetrie Geradheit, Ebenheit,Parallelität
Laufeinfacher Lauf Rundheit, Koaxialität
KonzentrizitätLauf-
toleranzen GesamtlaufRundlauf, Koaxialität,Ebenheit, Parallelität,
Rechtwinkligkeit
Tabelle 2: Zusätzliche Symbole
Beschreibungen Symbole
direkt
Kennzeichnung des tolerierten Elementesmit Buchstabe
Kennzeichnung des Bezuges (nur mit Buchstaben)
Kennzeichnung der ∅2 = Maß für die Fläche der BezugsstelleKennzeichnung derBezugsstelle
∅2 = Maß für die Fläche der BezugsstelleA1 = Bezugselement und Bezugsstellennummer
Theoretisch genaues Maß
Projizierte (vorgelagerte) Toleranzzone
Maximum-Material-BedingungAbhängigkeit von Maß-, Form- und Lagetoleranzen
Minimum-Material-BedingungMaß, daß den Minimum-Materialzustand eines Formelementes beschreibt
Freier-Zustand-Bedingung (Nicht formstabile Teile)
Hüllbedingung: Eine geometrisch ideale Hülle darf vom Maximum-Material-maß nicht durchbrochen werden
27
Technische ZeichnungenForm- und Lagetolerierung
5.8 Tolerierte ElementeDer Toleranzrahmen wird mit dem toleriertenElement durch eine Bezugslinie mit Bezugspfeilverbunden, und zwar folgendermaßen:- Der Bezugspfeil wird auf die Konturlinie des
Elementes oder eine Maßhilfslinie gesetzt,wenn sich die Toleranz auf die Linie oder Flä-che selbst bezieht (siehe Bild 10 und Bild 11); dabei muß der Bezugspfeil deutlich seitlichversetzt von der Maßlinie angebracht werden.
Bild 10 Bild 11
- Bezugspfeil und Bezugslinie werden als Ver-längerung einer Maßlinie gezeichnet, wennsich die Toleranz auf die Achse oder Mittel-ebene des so bemaßten Elementes bezieht(siehe Bild 12 bis 14).
Bild 12Bild 13
Bild 14
- Der Bezugspfeil steht auf der Achse oder Mit-telebene, wenn das tolerierte Element die ge-meinsame Achse oder Mittelebene von zweioder mehr Elementen ist (siehe Bild 15).
Bild 15
Anmerkung:Ob eine Toleranz auf die Kontur eines zylinder-förmigen oder symmetrischen Elementes oderauf seine Achse bzw. Mittelebene bezogen wird,hängt von den funktionellen Anforderungen ab.
5.9 ToleranzzonenDie Toleranzzone ist die Zone, innerhalb der allePunkte eines geometrischen Elementes (Punkt,Linie, Fläche, Mittelebene) liegen müssen. DieWeite der Toleranzzone liegt in der Richtung desPfeiles der Bezugslinie, der den Toleranzrahmenmit dem tolerierten Element verbindet, es seidenn, dem Toleranzwert ist das Zeichen ∅ vor-angestellt (siehe Bild 16 und Bild 17).
Bild 16 Bild 17
Wird eine gemeinsame Toleranzzone auf meh-rere einzelne Elemente angewendet, so wird dieAnforderung durch die Wortangabe “Gemein-same Toleranzzone” über dem Toleranzrahmenergänzt (siehe Bild 18).
Bild 18
GemeinsameToleranzzone
5.10 Bezüge und BezugssystemeBezugselemente sind Elemente, nach denen einWerkstück zur Erfassung der tolerierten Abwei-chung ausgerichtet wird.
5.10.1 Bezieht sich ein toleriertes Element aufeinen Bezug, so wird letzterer im allgemeinendurch Bezugsbuchstaben gekennzeichnet. Der-selbe Buchstabe, der den Bezug kennzeichnet,wird im Toleranzrahmen wiederholt.Zur Kennzeichnung des Bezuges wird ein Groß-buchstabe in einem Bezugsrahmen angegeben,der mit einem Bezugsdreieck verbunden ist(siehe Bild 19 a und 19 b).
Bild 19 a Bild 19 b
28
Technische ZeichnungenForm- und Lagetolerierung
Das Bezugsdreieck mit dem Bezugsbuchstabensteht:- auf der Konturlinie des Elementes oder auf
der Maßhilfslinie (aber deutlich seitlich ver-setzt von der Maßlinie), wenn der Bezug dieLinie oder Fläche selbst ist (siehe Bild 20).
Bild 20
- als Verlängerung der Maßlinie, wenn der Be-zug die Achse oder die Mittelebene ist (sieheBild 21 und Bild 22).
Anmerkung:Reicht der Platz für 2 Maßpfeile nicht aus, sokann einer davon durch das Bezugsdreieck er-setzt werden (siehe Bild 22).
Bild 21 Bild 22
- auf der Achse oder Mittelebene, wenn der Be-zug:
a) die Achse oder Mittelebene eines einzelnenBezuges ist (z.B. ein Zylinder);
b) die gemeinsame Achse oder Mittelebene vonzwei Elementen ist (siehe Bild 23).
Bild 23
Kann der Toleranzrahmen direkt mit dem Bezugdurch eine Bezugslinie verbunden werden, sokann der Bezugsbuchstabe entfallen (siehe Bild24 und Bild 25).
Bild 24 Bild 25
Ein einzelner Bezug wird durch einen Großbuch-staben gekennzeichnet (siehe Bild 26).Ein durch zwei Bezüge gebildeter gemeinsamerBezug wird durch zwei Bezugsbuchstaben ge-kennzeichnet, die durch einen waagerechtenStrich verbunden sind (siehe Bild 27 und Bild 29).In einem Bezugssystem (siehe auch Punkt5.10.2) ist die Reihenfolge der Ausrichtungzweier oder mehrerer Bezüge von Bedeutung.Die Bezugsbuchstaben sind in verschiedeneKästchen zu setzen, wobei die Reihenfolge vonlinks nach rechts die Rangordnung angibt undder zuerst angegebene Bezugsbuchstabe demrichtungsgebenden Bezugselement entspre-chen sollte (siehe Bild 28, Bild 30 und Bild 31).
Bild 28
Bild 27Bild 26
Sekundärer Bezug
Tertiärer BezugPrimärer Bezug
5.10.2 BezugssystemEin Bezugssystem ist eine Gruppe von zwei odermehreren Bezügen, auf die gemeinsam sich eintoleriertes Element bezieht. Ein Bezugssystemwird häufig erforderlich, weil sich die Richtungeiner kurzen Achse allein nicht bestimmen läßt.
Bezug, gebildet aus zwei Formelementen (ge-meinsamer Bezug).
Bild 29
Bezugssystem, gebildet aus zwei Bezügen(richtungsgebender Bezug “A” und kurze Achse“B”).
Bild 30
29
Technische ZeichnungenForm- und Lagetolerierung
Bezugssystem aus einer Ebene und einer dazusenkrechten Achse eines Zylinders: Der Bezug“A” ist die Ebene, die durch die ebene Berüh-rungsfläche gebildet wird. Der Bezug “B” ist dieAchse des größten einbeschriebenen Zylinders,die rechtwinklig zum Bezug “A” ist (siehe Bild 31)
Bild 31
5.11 Theoretisch genaue MaßeSind Positions- oder Neigungstoleranzen für einElement vorgeschrieben, so dürfen die Maße,die die theoretisch genaue Lage bzw. das theo-retisch genaue Profil oder den theoretisch ge-nauen Winkel bestimmen, nicht toleriert werden.Diese Maße werden in einem rechteckigen Rah-men gesetzt, z.B. 30 . Die entsprechenden Ist-
maße des Teiles unterliegen nur der im Toleranz-rahmen angegebenen Positions- oder Nei-gungstoleranz (siehe Bild 32 und Bild 33).
Bild 32
Bild 33
5.12 Definitionen der Toleranzen
Symbol Definition der Toleranzzone Zeichnungseintragung und Erklärung
5.12.1 Geradheitstoleranz
Die in eine Ebene projizierte Toleranz-zone wird begrenzt durch zwei parallelegerade Linien vom Abstand t.
Bild 34
Jede parallel zur Zeichenebene der tolerier-ten Darstellung liegende Linie der oberenFläche muß zwischen zwei parallelen Gera-den vom Abstand 0,1 liegen.
Bild 35
Jeder Abschnitt von 200 Länge jeder beliebi-gen Mantellinie der durch den Pfeil bezeich-neten zylindrischen Fläche muß zwischenzwei parallelen Geraden vom Abstand 0,1liegen.
Bild 36
30
Technische ZeichnungenForm- und Lagetolerierung
Symbol Definition der Toleranzzone Zeichnungseintragung und Erklärung
Wenn die Toleranz in zwei zueinandersenkrechten Richtungen angegeben ist,wird die Toleranzzone begrenzt durch ei-nen Quader vom Querschnitt t1 x t2.
Bild 37
Die Achse des Stabes muß innerhalb einesQuaders von 0,1 Weite in senkrechter Rich-tung und 0,2 Weite in waagerechter Richtungliegen.
Bild 38
Wenn vor dem Toleranzwert das Zeichen∅ steht, wird die Toleranzzone begrenztdurch einen Zylinder vom Durchmesser t.
Bild 39
Die Achse des mit dem Toleranzrahmen ver-bundenen Zylinders muß innerhalb einer zy-lindrischen Toleranzzone vom Durchmesser0,08 liegen.
Bild 40
5.12.2 Ebenheitstoleranz
Die Toleranzzone wird begrenzt durchzwei parallele Ebenen vom Abstand t.
Bild 41
Die Fläche muß zwischen zwei parallelenEbenen vom Abstand 0,08 liegen.
Bild 42
5.12.3 Rundheitstoleranz
Die Toleranzzone wird in der betrachtetenEbene begrenzt durch zwei konzentri-sche Kreise vom Abstand t.
Bild 43
Die Umfangslinie jedes Querschnittes desAußendurchmessers muß zwischen zwei inderselben Ebene liegenden konzentrischenKreisen vom Abstand 0,03 liegen.
Bild 44
Die Umfangslinie jedes Querschnittes mußzwischen zwei in derselben Ebene liegen-den konzentrischen Kreisen vom Abstand0,1 liegen.
Bild 45
31
Technische ZeichnungenForm- und Lagetolerierung
Symbol Definition der Toleranzzone Zeichnungseintragung und Erklärung
5.12.4 Zylinderformtoleranz
Die Toleranzzone wird begrenzt durchzwei koaxiale Zylinder vom Abstand t.
Bild 46
Die betrachtete Zylindermantelfläche mußzwischen zwei koaxialen Zylindern vom Ab-stand 0,1 liegen
Bild 47
5.12.5 Parallelitätstoleranz
Parallelitätstoleranz einer Linie zu einer Bezugslinie
Wenn die Toleranzzone nur in einer Rich-tung angegeben ist, wird die in eineEbene projizierte Toleranzzone begrenztdurch zwei zur Bezugslinie parallele ge-rade Linien vom Abstand t.
Die tolerierte Achse muß zwischen zwei ge-raden Linien vom Abstand 0,1 liegen, die pa-rallel zur Bezugsachse A verlaufen. Die Tole-ranzzone erstreckt sich in senkrechter Rich-tung (siehe Bild 49 oder Bild 50).
Bild 49 Bild 50Bild 48
Bild 51
Die tolerierte Achse muß zwischen zwei ge-raden Linien vom Abstand 0,1 liegen, die pa-rallel zur Bezugsachse A verlaufen. Die Tole-ranzzone erstreckt sich in waagerechterRichtung.
Bild 52
Wenn die Toleranz in zwei zueinandersenkrechten Ebenen angegeben ist, wirddie Toleranzzone begrenzt durch einenzur Bezugsachse parallelen Quader vomQuerschnitt t1 x t2.
Bild 53
Die tolerierte Achse muß innerhalb einesQuaders liegen, der eine Weite von 0,2 inwaagerechter Richtung und 0,1 in senkrech-ter Richtung hat und der parallel zur Bezugs-achse A liegt (siehe Bild 54 oder Bild 55).
Bild 54 Bild 55
32
Technische ZeichnungenForm- und Lagetolerierung
Symbol Definition der Toleranzzone Zeichnungseintragung und Erklärung
Parallelitätstoleranz einer Linie zu einer Bezugslinie
Wenn dem Toleranzwert das Zeichen ∅vorangestellt ist, wird die Toleranzzonebegrenzt durch einen zur Bezugsachseparallelen Zylinder vom Durchmesser t.
Bild 56
Die tolerierte Achse muß innerhalb eines Zy-linders vom Durchmesser 0,03 liegen, derparallel zur Bezugsachse A ist.
Bild 57
Parallelitätstoleranz einer Linie zu einer Bezugsfläche
Die Toleranzzone wird begrenzt durchzwei zur Bezugsfläche parallele Ebenenvom Abstand t.
Bild 58
Die tolerierte Achse des Loches muß zwi-schen zwei zur Bezugsfläche B parallelenEbenen vom Abstand 0,01 liegen.
Bild 59
Parallelitätstoleranz einer Fläche zu einer Bezugslinie
Die Toleranzzone wird begrenzt durchzwei zur Bezugslinie parallele Ebenenvom Abstand t.
Bild 60
Die tolerierte Fläche muß zwischen zwei zurBezugsachse C des Loches parallelen Ebe-nen vom Abstand 0,1 liegen.
Bild 61
Parallelitätstoleranz einer Fläche zu einer Bezugsfläche
Die Toleranzzone wird begrenzt durchzwei zur Bezugsfläche parallele Ebenenvom Abstand t.
Bild 62
Die tolerierte Fläche muß zwischen zwei zurBezugsfläche D parallelen Ebenen vom Ab-stand 0,01 liegen, (Bild 63).
Bild 63 Bild 64
Auf einer Teillänge von 100 in jeder beliebi-gen Lage und jeder beliebigen Richtungauf der tolerierten Fläche müssen allePunkte zwischen zwei zur Bezugsfläche Aparallelen Ebenen vom Abstand 0,01 liegen(Bild 64).
33
Technische ZeichnungenForm- und Lagetolerierung
Symbol Definition der Toleranzzone Zeichnungseintragung und Erklärung
5.12.6 Rechtwinkligkeitstoleranz
Rechtwinkligkeitstoleranz einer Linie zu einer Bezugslinie
Die in einer Ebene projizierte Toleranz-zone wird begrenzt durch zwei zur Be-zugslinie senkrechte parallele gerade Li-nien vom Abstand t.
Bild 65
Die tolerierte Achse des schrägen Lochesmuß zwischen zwei parallelen und zur Be-zugsachse A senkrechten Ebenen vom Ab-stand 0,06 liegen
Bild 66
Rechtwinkligkeitstoleranz einer Linie zu einer Bezugsfläche
Wenn die Toleranz nur in einer Richtungangegeben ist, wird die in eine Ebene pro-jizierte Toleranzzone begrenzt durch zweizur Bezugsfläche senkrechte parallelegerade Linien vom Abstand t.
Bild 67
Die tolerierte Achse des Zylinders muß zwi-schen zwei parallelen, zur Bezugsflächesenkrechten Ebenen vom Abstand 0,1 lie-gen.
Bild 68
Wenn die Toleranz in zwei zueinandersenkrechten Richtungen angegeben ist,wird die Toleranzzone begrenzt durcheinen zur Bezugsfläche senkrechtenQuader vom Querschnitt t1 x t2.
Bild 69
Die tolerierte Achse des Zylinders muß in-nerhalb eines zur Bezugfläche senkrechtenQuaders vom Querschnitt 0,1 x 0,2 liegen.
Bild 70
Wenn vor dem Toleranzwert das Zeichen∅ steht, wird die Toleranzzone begrenztdurch einen zur Bezugsfläche senkrech-ten Zylinder vom Durchmesser t.
Bild 71
Die tolerierte Achse des Zylinders muß in-nerhalb eines zur Bezugsfläche A senkrech-ten Zylinders vom Durchmesser 0,01 liegen
Bild 72
34
Technische ZeichnungenForm- und Lagetolerierung
Symbol Definition der Toleranzzone Zeichnungseintragung und Erklärung
Rechtwinkligkeitstoleranz einer Fläche zu einer Bezugslinie
Die Toleranzzone wird begrenzt durchzwei parallele und zur Bezugslinie senk-rechte Ebenen vom Abstand t.
Bild 73
Die tolerierte Planfläche des Werkstückesmuß zwischen zwei parallelen und zur Be-zugsachse A senkrechten Ebenen vom Ab-stand 0,08 liegen.
Bild 74
Rechtwinkligkeitstoleranz einr Fläche zu einer Bezugsfläche
Die Toleranzzone wird begrenzt durchzwei parallele und zur Bezugsflächesenkrechte Ebenen vom Abstand t.
Bild 75
Die tolerierte Fläche muß zwischen zwei pa-rallelen und zur Bezugsfläche A senkrechtenEbenen vom Abstand 0,08 liegen.
Bild 76
5.12.7 Neigungstoleranz
Neigungstoleranz einer Linie zu einer Bezugslinie
Linie und Bezugslinie liegen in derselbenEbene. Die in eine Ebene projizierte Tole-ranzzone wird begrenzt durch zwei imvorgeschriebenen Winkel zur Bezugsliniegeneigte parallele gerade Linien vom Ab-stand t.
Bild 77
Die tolerierte Achse des Loches muß zwi-schen zwei parallelen Linien vom Abstand0,08 liegen, die im Winkel 60° zur Bezugs-achse A - B geneigt sind.
Bild 78
Neigungstoleranz einer Fläche zu einer Bezugsfläche
Die Toleranzzone wird begrenzt durchzwei im vorgeschriebenen Winkel zur Be-zugsfläche geneigte Ebenen vom Ab-stand t.
Bild 79
Die tolerierte Fläche muß zwischen zweiparallelen Ebenen vom Abstand 0,08 liegen,die um 40° zur Bezugsfläche A geneigt sind.
Bild 80
35
Technische ZeichnungenForm- und Lagetoleranz
Symbol Definition der Toleranzzone Zeichnungseintragung und Erklärung
5.12.8 Positionstoleranz
Positionstoleranz einer Linie
Wenn die Toleranz nur in einer Richtungangegeben ist, wird die in eine Ebene pro-jizierte Toleranzzone begrenzt durch zweiparallele gerade Linien vom Abstand tund liegt symmetrisch zum theoretischgenauen Ort der Linie.
Jede der tolerierten Linien muß zwischenzwei parallelen geraden Linien vom Abstand0,05 liegen, die in Bezug auf die Fläche A(Bezugsfläche) symmetrisch zum theore-tisch genauen Ort liegen.
Bild 82
Wenn dem Toleranzwert das Zeichen ∅vorangestellt ist wird die Toleranzzone
Bild 81 Die Achse des Loches muß innerhalb einesZylinders vom Durchmesser 0,08 liegen,dessen Achse sich in Bezug auf die FlächenA und B (Bezugsflächen) am theoretisch ge-nauen Ort befindet.
Bild 84vorangestellt ist, wird die Toleranzzonebegrenzt durch einen Zylinder vomDurchmesser t, dessen Achse am theore-tisch genauen Ort der tolerierten Linieliegt.
Bild 83
Jede der Achsen der acht Löcher muß inner-halb eines Zylinders vom Durchmesser 0,1liegen, dessen Achse sich in Bezug auf dieFlächen A und B (Bezugsflächen) am theo-retisch genauen Ort des betrachteten Lo-ches befindet.
Bild 85
Positionstoleranz einer ebenen Fläche oder einer Mittelebene
Die Toleranzzone wird begrenzt durchzwei parallele Ebenen vom Abstand t, diesymmetrisch zum theoretisch genauenOrt der betrachteten Fläche liegen.
Bild 86
Die geneigte Fläche muß zwischen zwei pa-rallelen Ebenen vom Abstand 0,05 liegen,die symmetrisch zum theoretisch genauenOrt der tolerierten Fläche, bezogen auf dieBezugsfläche A und die Achse des Bezugs-zylinders B (Bezugslinie) liegen.
Bild 87
36
Technische ZeichnungenForm- und Lagetolerierung
Symbol Definition der Toleranzzone Zeichnungseintragung und Erklärung
5.12.9 Konzentrizitäts- und Koaxialitätstoleranz
Konzentrizitätstoleranz eines Punktes
Die Toleranzzone wird begrenzt durcheinen Kreis vom Durchmesser t, dessenMitte mit dem Bezugspunkt überein-stimmt.
Bild 88
Die Mitte des Kreises, der mit dem Toleranz-rahmen verbunden ist, muß innerhalb einesKreises vom Durchmesser 0,01 liegen, derkonzentrisch zur Mitte des Bezugskreises Aist.
Bild 89
Koaxialitätstoleranz einer Achse
Wenn dem Toleranzwert das Zeichen ∅vorangestellt ist, wird die Toleranzzonebegrenzt durch einen Zylinder vomDurchmesser t, dessen Achse mit derBezugsachse übereinstimmt.
Bild 90
Die Achse des Zylinders, der mit dem Tole-ranzrahmen verbunden ist, muß innerhalbeines zur Bezugsachse A - B koaxilalen Zy-linders vom Durchmesser 0,08 liegen.
Bild 91
5.12.10 Symmetrie
Symmetrietoleranz einer Mittelebene
Die Toleranzzone wird begrenzt durchzwei zur Bezugsachse oder Bezugs-ebene symmetrisch liegende Ebenenvom Abstand t.
Bild 92
Die Mittelebene der Nut muß zwischen zweiparallelen Ebenen vom Abstand 0,08 liegen,die symmetrisch zur Mittelebene des Be-zugselementes A liegen.
Bild 93
Symmetrietoleranz einer Linie oder einer Achse
Wenn die Toleranz nur in einer Richtungangegeben ist, wird die in eine Ebeneprojizierte Toleranzzone begrenzt durchzwei zur Bezugsachse (oder Bezugs-ebene) symmetrisch liegende parallelegerade Linien vom Abstand t.
Bild 94
Die Achse des Loches muß zwischen zweiparallelen Ebenen vom Abstand 0,08 liegen,die symmetrisch zur gemeinsamen Mittel-ebene der Bezugsnuten A und B liegen.
Bild 95
37
Technische ZeichnungenForm- und Lagetolerierung
Symbol Definition der Toleranzzone Zeichnungseintragung und Erklärung
Symmetrietoleranz einer Linie oder einer Achse
Wenn die Toleranz in zwei zueinandersenkrechten Richtungen angegeben ist,wird die Toleranzzone begrenzt durcheinen Quader vom Querschnitt t1 x t2,dessen Achse mit der Bezugsachse über-einstimmt.
Bild 96
Die Achse des Loches muß innerhalb einesQuaders von 0,1 in waagerechter und 0,05in senkrechter Richtung liegen, dessenAchse die Schnittlinie der beiden Bezugsmit-telebenen der Bezugsnuten A - B und C - Dist.
Bild 97
5.12.11 Lauftoleranz
Rundlauftoleranz
Die Toleranzzone wird in jeder beliebigenMeßebene senkrecht zur Achse von zweikonzentrischen Kreisen vom Abstand tbegrenzt, deren Mitte mit der Bezugs-achse übereinstimmt.
Bild 98
Tolerierte Fläche
Meßebene
Im allgemeinen gilt die Lauftoleranz fürvollständige Umdrehung um die Achse.Sie kann jedoch auch so begrenzt wer-den, daß sie nur für einen Teil des Um-fangs gilt.
Bei einer Umdrehung um die BezugsachseA - B darf die Rundlaufabweichung in jederMeßebene 0,1 nicht überschreiten.
Bild 99
Bild 101Bild 100
Bei Drehung um die Bezugsachse des Lo-ches A um den tolerierten Teil des Umfangesdarf die Rundlaufabweichung in jeder achs-senkrechten Ebene nicht größer als 0,2 sein.
Planlauftoleranz
Die Toleranzzone wird in jedem beliebi-gen radialen Abstand von zwei Kreisenvon Abstand t begrenzt, die in einemMeßzylinder liegen, dessen Achse mitder Bezugsachse übereinstimmt.
Bild 102
Meßzylinder
Bei einer Umdrehung um die BezugsachseD darf die Planlaufabweichung an jeder be-liebigen Meßposition nicht größer als 0,1sein.
Bild 103
38
Technische ZeichnungenForm- und Lagetolerierung
Symbol Definition der Toleranzzone Zeichnungseintragung und Erklärung
Lauftoleranz in beliebiger Richtung
Die Toleranzzone wird in jedem beliebi-gen Meßkegel, dessen Achse mit der Be-zugsachse übereinstimmt, von zwei Krei-sen vom Abstand t begrenzt. Wenn nichtanders angegeben, ist die Meßrichtungsenkecht zur Fläche.
Bild 104
Meßkegel
Bei einer Umdrehung um die BezugsachseC darf die Laufabweichung in jedem Meßke-gel, gemessen in senkrechter Richtung zurTangente einer gekrümmten Fläche, nichtgrößer als 0,1 sein.
Bild 106
Bild 105
Bei einer Umdrehung um die BezugsachseC darf die Laufabweichung in jedem beliebi-gen Meßkegel nicht größer als 0,1 sein.
Lauftoleranz in vorgeschriebener Richtung
Die Toleranzzone wird in jedem beliebi-gen Meßkegel mit vorgeschriebenem Ke-gelwinkel, dessen Achse mit der Bezugs-achse übereinstimmt, von zwei Kreisenvom Abstand t begrenzt.
Bei einer Umdrehung um die BezugsachseC darf die Laufabweichung in jedem Meßke-gel in der vorgeschriebenen Richtung nichtgrößer als 0,1 sein.
Bild 107
5.12.12 Gesamtlauftoleranz
Gesamtrundlauftoleranz
Die Toleranzzone wird begrenzt von zweikoaxialen Zylindern von Abstand t, derenAchsen mit den Bezugsachsen überein-stimmen.
Bild 108
Bei mehrmaliger Drehung um die Bezugs-achse A - B und bei axialer Verschiebungzwischen Werkstück und Meßgerät müssenalle Punkte der Oberfläche des toleriertenElementes innerhalb der Gesamtrundlauf-toleranz von t = 0,1 liegen. Bei der Verschie-bung muß entweder das Meßgerät oder dasWerkstück entlang einer Linie geführt wer-den, die die theoretisch genaue Form hatparallel zur Bezugslinie A - B (gemeinsameBezugsachse).
Bild 109
39
Technische ZeichnungenForm- und Lagetolerierung
Symbol Definition der Toleranzzone Zeichnungseintragung und Erklärung
Gesamtplanlauftoleranz
Die Toleranzzone wird begrenzt von zweiparallelen Ebenen von Abstand t, die senk-recht zur Bezugsachse sind.
Bild 110
Bei mehrmaliger Drehung um die Bezugs-achse D und bei radialer Verschiebung zwi-schen Werkstück und Meßgerät müssen allePunkte der Oberfläche des tolerierten Ele-mentes innerhalb der Gesamtplanlauftole-ranz von t = 0,1 liegen. Bei der Verschiebungmuß entweder das Meßgerät oder das Werk-stück entlang einer Linie geführt werden, diedie theoretisch genaue Form hat und recht-winklige Lage zur Bezugslinie D (Bezugs-achse) ist.
Bild 111
40
Technische ZeichnungenBlattgrößen, Schriftfeld,Streifenformate
Technische Zeichnungen, Auszug aus DIN ENISO 5457.
6. BlattgrößenDie Norm DIN EN ISO 5457 gilt für die Gestal-tung von Zeichnungsvordrucken, auch wenn
diese diese rechnerunterstützt erstellt werden.Sie kann sinngemäß auch für andere TechnischeUnterlagen angewendet werden. Die nach-stehend aufgeführten Blattgrößen sind DINEN ISO 5457 entnommen.
Tabelle 3 Formate der beschnittenen und unbeschnittenen Bögen und der Zeichenfläche
Blattgrößennach DIN 476,
Beschnittene Zeichnunga x b
Zeichnungsfläche 1)
a1 x b1
Unbeschnittenes Blatta2 x b2,
Reihe A mm mm mm
A 0 841 x 1189 821 x 1159 880 x 1230
A 1 594 x 841 574 x 811 625 x 880
A 2 420 x 594 400 x 564 450 x 625
A 3 297 x 420 277 x 390 330 x 450
A 4 210 x 297 180 x 277 240 x 330
1) Die wirklich zur Verfügung stehende Zeichen-fläche ist um das Schriftfeld, den Heftrand,den evtl. Feldeinteilungsrand usw. kleiner.
6.1 SchriftfeldDie Formate A 3 werden im Querformat aus-geführt. Das Schriftfeld ist in der unteren rechtenEcke des beschnittenen Formats angeordnet.Bei Format A 4 ist das Schriftfeld an der unterenFormatseite angeordnet (Hochformat).
Zeichenfläche Beschnittene Zeichnung
Zeichnungs-Schriftfeld
6.2 StreifenformateStreifenformate sollen vermieden werden. An-dernfalls entstehen sie durch Kombination der
Maße der kurzen Seite eines A - Formates mit derlangen Seite eines anderen größeren A - Forma-tes.
41
Technische Zeichnungen
7. Schriftgrößen
Tabelle 4: Schriftgrößen für Zeichnungsformate (h = Schrifthöhe, b = Linienbreite)
An endungsbereichPapierformate
Anwendungsbereichfür Beschriftung A 0 und A 1 A 2, A 3 und A 4für Beschriftung
h b h b
Art, Zeichnungs-Nr. 10 1 7 0,7
Texte und Nennmaße 5 0,5 3,5 0,35
Toleranzen, Rauhwertangaben, Symbole 3,5 0,35 2,5 0,25
7.1 Die den Papierformaten zugeordnetenSchriftgrößen gemäß Tabelle 4 sind in Abhängig-keit von ihrem Anwendungsbereich unbedingteinzuhalten. Größere Schrifthöhen sind darüber
hinaus zulässig. Kleinere Schrifthöhen werdenbis ca. 20% akzeptiert, wenn beengte Verhält-nisse in der zeichnerischen Darstellung es erfor-derlich machen.
8. Linien nach DIN ISO 128, Teil 20 und Teil 24
Tabelle 5: Liniengruppen, Linienarten und Linienbreiten
Liniengruppe 0,5 0,7
Zeichnungsformat A 4, A 3, A 2 A 1, A 0
Linienart Linienbreite
Vollinie (breit) 0,5 0,7
Vollinie (schmal) 0,25 0,35
Strichlinie (schmal) 0,25 0,35
Strichpunktlinie (breit) 0,5 0,7
Strichpunktlinie (schmal) 0,25 0,35
Strich-Zweipunktlinie (schmal) 0,25 0,35
Freihandlinie (schmal) 0,25 0,35
8.1 Es dürfen nur die Liniengruppen 0,5 und0,7 mit den zugehörigen Linienbreiten nachTabelle 5 angewendet werden. Die Zuordnung
zu den Zeichnungsformaten A 1 und A 0 istVorschrift. Für die Formate A 4, A 3 und A 2 kannauch die Liniengruppe 0,7 verwendet werden.
9. Beschriftungsmuster
9.1 Muster für FormatA 4 bis A 2
DIN 332
DIN 509
DIN 509
42
Inhaltsübersicht Teil 2
Normung Seite
Metrisches ISO-Gewinde (Regelgewinde) 43
Metrisches ISO-Gewinde (Auswahl von Regel- und Feingewinde) 44
Zylindrische Wellenenden 45
ISO-Toleranzfelder und Abmaße Innenmaß (Bohrungen) 46
ISO-Toleranzfelder und Abmaße Außenmaß (Wellen) 47
Paßfedern, Keile und Zentrierbohrungen 48
43
NormungMetrisches ISO-Gewinde (Regelgewinde)
Metrisches ISO-Gewinde (Regelgewinde) in Anlehnung an DIN 13, Teil 1
Mutter
Durchmesser des Muttergewindes Durchmesser des Bolzengewindes
D1 d 2 H1
d2 D2 d 0, 64952 P
d3 d 1, 22687 P
H 0, 86603 P
H1 0, 54127 P
h3 0, 61343 P
R H6 0, 14434 P
Bolzen
Die Durchmesser der Reihe 1 sollen möglichst denen der Reihe 2 und diese wieder denen derReihe 3 vorgezogen werden
Gewinde-Nenndurchmesser
Stei-gung
Flanken-durch-messer
Kerndurchmesser Gewindetiefe Run-dung
Span-nungs-quer-schnitt
d = D P d2 = D2 d3 D1 h3 H1 R As 1)
Reihe 1 Reihe 2 Reihe 3 mm mm mm mm mm mm mm mm2
3 0,5 2,675 2,387 2,459 0,307 0,271 0,072 5,03 3,5 0,6 3,110 2,764 2,850 0,368 0,325 0,087 6,78
4 0,7 3,545 3,141 3,242 0,429 0,379 0,101 8,78 4,5 0,75 4,013 3,580 3,688 0,460 0,406 0,108 11,3
5 0,8 4,480 4,019 4,134 0,491 0,433 0,115 14,2 6 1 5,350 4,773 4,917 0,613 0,541 0,144 20,1
7 1 6,350 5,773 5,917 0,613 0,541 0,144 28,9 8 1,25 7,188 6,466 6,647 0,767 0,677 0,180 36,6
9 1,25 8,188 7,466 7,647 0,767 0,677 0,180 48,110 1,5 9,026 8,160 8,376 0,920 0,812 0,217 58,0
11 1,5 10,026 9,160 9,376 0,920 0,812 0,217 72,312 1,75 10,863 9,853 10,106 1,074 0,947 0,253 84,3
14 2 12,701 11,546 11,835 1,227 1,083 0,289 11516 2 14,701 13,546 13,835 1,227 1,083 0,289 157
18 2,5 16,376 14,933 15,294 1,534 1,353 0,361 19320 2,5 18,376 16,933 17,294 1,534 1,353 0,361 245
22 2,5 20,376 18,933 19,294 1,534 1,353 0,361 30324 3 22,051 20,319 20,752 1,840 1,624 0,433 353
27 3 25,051 23,319 23,752 1,840 1,624 0,433 45930 3,5 27,727 25,706 26,211 2,147 1,894 0,505 561
33 3,5 30,727 28,706 29,211 2,147 1,894 0,505 69436 4 33,402 31,093 31,670 2,454 2,165 0,577 817
39 4 36,402 34,093 34,670 2,454 2,165 0,577 97642 4,5 39,077 36,479 37,129 2,760 2,436 0,650 1121
45 4,5 42,077 39,479 40,129 2,760 2,436 0,650 130648 5 44,752 41,866 42,587 3,067 2,706 0,722 1473
52 5 48,752 45,866 46,587 3,067 2,706 0,722 175856 5,5 52,428 49,252 50,046 3,374 2,977 0,794 2030
60 5,5 56,428 53,252 54,046 3,374 2,977 0,794 236264 6 60,103 56,639 57,505 3,681 3,248 0,866 2676
68 6 64,103 60,639 61,505 3,681 3,248 0,866 3055
1) Der Spannungsquerschnitt n. DIN 13 Teil 28 ist aus der Formel As
4
d2 d3
2
2
errechnet.
Teil2
44
NormungMetrisches ISO-Gewinde(Regel- und Feingewinde)
Auswahl für Gewinde-Nenndurchmesser und Steigungen für Regel- und Feingewindevon 1 bis 68 mm Durchmesser in Anlehnung an DIN ISO 261
Gewinde-Nenndurchmesser
d = DRegel-
gewinde
Steigungen Pfür Feingewinde
Reihe1
Reihe2
Reihe3
gewinde
4 3 2 1,5 1,25 1 0,75 0,5
1 1,2
1,4
0,250,250,3
1,6
2 1,8
0,350,350,4
2,5 3
2,2 0,450,450,5
4 5
3,5 0,60,70,8
0,50,5
6 810
11,251,5 1,25
11
0,750,750,75
0,50,5
1214
15
1,752
1,51,51,5
1,251,25
111
16
1817
2
2,5 2
1,5
1,5
111
20
2422
2,52,53
222
1,51,51,5
111
27
2526
3 2
1,51,51,5
3028
323,5 2
1,51,51,5
36
3335
3,5
4 3
2
2
1,51,51,5
3938
404 3 2
1,5
1,542
4845
4,54,55
333
222
1,51,51,5
5250
555 3 2
2
1,51,51,5
56
6058
5,5
5,5
4
4
3
3
2
2
1,51,51,5
64
6865
6
6
4
4
3
3
222
45
NormungZylindrische Wellenenden
Zylindrische Wellenenden
nach DIN 748 / 1FLENDER-Werknorm
W 0470Durch-messer
ISO-Tole-
LängeDurch- Lä
ISO-Tole-messer
ReiheTole-ranz-f d lang kurz
Durch-messer Länge Tole-
ranz-f d1 2
ranzfeld lang kurz
messer ranzfeld
mm mm mm mm mm mm
6 16
7 16
8 20
9 20
10 23 15
11 23 15
12 30 18
1416
3040
18 28
1416
30
192022 k6
405050
28 36 36
192022
35 k6
2425
5060
36 42
2425
40
2830
6080
42 58
2830
50
323538
808080
58 58 58
323538
60
4042
110110
82 82
4042
70
454850
110110110
82 82 82
454850
80
m655 110 82 55 90
m6
6065
140140
105105
6065
105
7075 m6
140140
105105
7075
120
8085
170170
130130
8085
140
9095
170170
130130
9095
160
Zylindrische Wellenenden
nach DIN 748 / 1FLENDER-Werknorm
W 0470Durch-messer
ISO-Tole-
LängeDurch- Lä
ISO-Tole-messer
ReiheTole-ranz-f d lang kurz
Durch-messer Länge Tole-
ranz-f d1 2
ranzfeld lang kurz
messer ranzfeld
mm mm mm mm mm mm
100 210 165 100180
m6
110 210 165 110180
120130
210250
165200
120130
210
140150
250250
200200
140150
240
160170
300300
240240
160170
270
180
200190
300350350
240280280
180190200
310
220 350 280 220 350
250240
260
410410410
330330330
240250260
400
2806
470 380 280 450n6
320300
m6470470
380380
300320
500
340 550 450 340 550
360380
550550
450450
360380
590
400420
650650
540540
400420
650
440 650 540 440 690
450460
650650
540540
450460
750
500480 650
650540540
480500
790
560
630
530
600
800800800800
680680680680
Nen
nmaß
bere
ich
in m
m
+ 300
+ 100
+ 200
+ 500
+ 400
– 500
– 400
– 300
– 200
– 100
0
µm
46
NormungISO-Toleranzfelder und AbmaßeInnenmaße (Bohrungen)
ISO-Toleranzfelder und AbmaßeInnenmaße (Bohrungen) nach DIN 7157, DIN ISO 286, Teil 2
Toleranzfelder dargestelltToleranzfelder dargestelltfür Nennmaß 60 mm
ISO-Kurzz.
Reihe 1Reihe 2 P7 N7 N9 M7 K7 J6 J7
H7 H8H11 G7
F8 E9D9
D10 C11 A11
vonbis
1 3
– 6–16
– 4–14
– 4–29
– 2–12
0–10
+ 2– 4
+ 4– 6
+10 0
+14 0
+ 60 0
+12+ 2
+ 20+ 6
+ 39+ 14
+ 45+ 20
+ 60+ 20
+120+ 60
+ 330+ 270
überbis
3 6
– 8–20
– 4–16
0–30
0–12
+ 3– 9
+ 5– 3
+ 6– 6
+12 0
+18 0
+ 75 0
+16 4
+ 28+ 10
+ 50+ 20
+ 60+ 30
+ 78+ 30
+145+ 70
+ 345+ 270
überbis
6 10
– 9–24
– 4–19
0–36
0–15
+ 5–10
+ 5– 4
+ 8– 7
+15 0
+22 0
+ 90 0
+20+ 5
+ 35+ 13
+ 61+ 25
+ 76+ 40
+ 98+ 40
+170+ 80
+ 370+ 280
überbis
10 14 –11 – 5 0 0 + 6 + 6 +10 +18 +27 +110 +24 + 43 + 75 + 93 +120 +205 + 400
überbis
14 18
–11–29
– 5–23
0–43
0–18
+ 6–12
+ 6– 5
+10– 8
+18 0
+27 0
+110 0
+24+ 6
+ 43+ 16
+ 75+ 32
+ 93+ 50
+120+ 50
+205+ 95
+ 400+ 290
überbis
18 24 –14 – 7 0 0 + 6 + 8 +12 +21 +33 +130 +28 + 53 + 92 +117 +149 +240 + 430
überbis
24 30
–14–35
– 7–28
0–52
0–21
+ 6–15
+ 8– 5
+12– 9
+21 0
+33 0
+130 0
+28+ 7
+ 53+ 20
+ 92+ 40
+117+ 65
+149+ 65
+240+110
+ 430+ 300
überbis
30 40 –17 – 8 0 0 + 7 +10 +14 +25 +39 +160 +34 + 64 +112 +142 +180
+280+120
+ 470+ 310
überbis
40 50
–17–42
– 8–33
0–62
0–25
+ 7–18
+10– 6
+14–11
+25 0
+39 0
+160 0
+34+ 9
+ 64+ 25
+112+ 50
+142+ 80
+180+ 80 +290
+130+ 480+ 320
überbis
50 65 –21 – 9 0 0 + 9 +13 +18 +30 +46 +190 +40 + 76 +134 +174 +220
+330+140
+ 530+ 340
überbis
65 80
–21–51
– 9–39
0–74
0–30
+ 9–21
+13– 6
+18–12
+30 0
+46 0
+190 0
+40+10
+ 76+ 30
+134+ 60
+174+100
+220+100 +340
+150+ 550+ 360
überbis
80100 –24 –10 0 0 +10 +16 +22 +35 +54 +220 +47 + 90 +159 +207 +260
+390+170
+ 600+ 380
überbis
100120
–24–59
–10–45
0–87
0–35
+10–25
+16– 6
+22–13
+35 0
+54 0
+220 0
+47+12
+ 90+ 36
+159+ 72
+207+120
+260+120 +400
+180+ 630+ 410
überbis
120140
+450+200
+ 710+ 460
überbis
140160
–28–68
–12–52
0–100
0–40
+12–28
+18– 7
+26–14
+40 0
+63 0
+250 0
+54+14
+106+ 43
+185+ 85
+245+145
+305+145
+460+210
+ 770+ 520
überbis
160180
68 52 100 40 28 7 14 0 0 0 +14 + 43 + 85 +145 +145+480+230
+ 830+ 580
überbis
180200
+530+240
+ 950+ 660
überbis
200225
–33–79
–14–60
0–115
0–46
+13–33
+22– 7
+30–16
+46 0
+72 0
+290 0
+61+15
+122+ 50
+215+100
+285+170
+355+170
+550+260
+1030+ 740
überbis
225250
79 60 115 46 33 7 16 0 0 0 +15 + 50 +100 +170 +170+570+280
+1110+ 820
überbis
250280 –36 –14 0 0 +16 +25 +36 +52 +81 +320 +69 +137 +240 +320 +400
+620+300
+1240+ 920
überbis
280315
–36–88
–14–66
0–130
0–52
+16–36
+25– 7
+36–16
+52 0
+81 0
+320 0
+69+17
+137+ 56
+240+110
+320+190
+400+190 +650
+330+1370+1050
überbis
315355 –41 –16 0 0 +17 +29 +39 +57 +89 +360 +75 +151 +265 +350 +440
+720+360
+1560+1200
überbis
355400
–41–98
–16–73
0–140
0–57
+17–40
+29– 7
+39–18
+57 0
+89 0
+360 0
+75+18
+151+ 62
+265+125
+350+210
+440+210 +760
+400+1710+1350
überbis
400450 – 45 –17 0 0 +18 +33 +43 +63 +97 +400 +83 +165 +290 +385 +480
+840+440
+1900+1500
überbis
450500
– 45–108
–17–80
0–155
0–63
+18–45
+33– 7
+43–20
+63 0
+97 0
+400 0
+83+20
+165+ 68
+290+135
+385+220
+480+230 +880
+480+2050+1650
ISOKurzz.
Reihe 1Reihe 2 P7 N7 N9 M7 K7 J6 J7
H7 H8H11 G7
F8 E9D9
D10 C11A11
Nen
nmaß
bere
ich
in m
m
+ 300
+ 100
+ 200
+ 500
+ 400
– 500
– 400
– 300
– 200
– 100
0
µm
47
NormungISO-Toleranzfelder und AbmaßeAußenmaße (Wellen)
ISO-Toleranzfelder und AbmaßeAußenmaße (Wellen) nach DIN 7157, DIN ISO 286, Teil 2
Toleranzfelder dargestellt fürToleranzfelder dargestellt fürNennmaß 60 mm
ISO-Kurzz.
Reihe 1Reihe 2
x8/u81) s6 r5
r6 n6m5 m6 k5 k6 j6 js6
h6h7 h8
h9h11 g6
f7e8 d9 c11 a11
vonbis
13
+ 34+ 20
+ 20+ 14
+ 14+ 10
+ 16+ 10
+10+ 4
+ 6+ 2
+ 8+ 2
+ 4 0
+ 6 0
+ 4– 2
+ 3– 3
0– 6
0–10
0–14
0– 25
0– 60
– 2– 8
– 6– 16
– 14– 28
– 20– 45
– 60–120
–270–330
überbis
36
+ 46+ 28
+ 27+ 19
+ 20+ 15
+ 23+ 15
+16+ 8
+ 9+ 4
+12+ 4
+ 6+ 1
+ 9+ 1
+ 6– 2
+ 4– 4
0– 8
0–12
0–18
0– 30
0– 75
– 4–12
– 10– 22
– 20– 38
– 30– 60
– 70–145
–270–345
überbis
610
+ 56+ 34
+ 32+ 23
+ 25+ 19
+ 28+ 19
+19+10
+12+ 6
+15+ 6
+ 7+ 1
+10+ 1
+ 7– 2
+4,5–4,5
0– 9
0–15
0–22
0– 36
0– 90
– 5–14
– 13– 28
– 25– 47
– 40– 76
– 80–170
–280–370
überbis
1014
+ 67+ 40 + 39 + 31 + 34 +23 +15 +18 + 9 +12 + 8 +5,5 0 0 0 0 0 – 6 – 16 – 32 – 50 – 95 –290
überbis
1418
+ 72+ 45
+ 39+ 28
+ 31+ 23
+ 34+ 23
+23+12
+15+ 7
+18+ 7
+ 9+ 1
+12+ 1
+ 8– 3
+5,5–5,5
0–11
0–18
0–27
0– 43
0–110
– 6–17
– 16– 34
– 32– 59
– 50– 93
– 95–205
–290–400
überbis
1824
+ 87+ 54 + 48 + 37 + 41 +28 +17 +21 +11 +15 + 9 +6,5 0 0 0 0 0 – 7 – 20 – 40 – 65 –110 –300
überbis
2430
+ 81+ 48
+ 48+ 35
+ 37+ 28
+ 41+ 28
+28+15
+17+ 8
+21+ 8
+11+ 2
+15+ 2
+ 9– 4
+6,5–6,5
0–13
0–21
0–33
0– 52
0–130
– 7–20
– 20– 41
– 40– 73
– 65–117
–110–240
–300–430
überbis
3040
+ 99+ 60 + 59 + 45 + 50 +33 +20 +25 +13 +18 +11 +8 0 0 0 0 0 – 9 – 25 – 50 – 80
–120–280
–310–470
überbis
4050
+109+ 70
+ 59+ 43
+ 45+ 34
+ 50+ 34
+33+17
+20+ 9
+25+ 9
+13+ 2
+18+ 2
+11– 5
+8–8
0–16
0–25
0–39
0– 62
0–160
– 9–25
– 25– 50
– 50– 89
– 80–142 –130
–290–320–480
überbis
5065
+133+ 87
+ 72+ 53
+ 54+ 41
+ 60+ 41 +39 +24 +30 +15 +21 +12 +9,5 0 0 0 0 0 –10 – 30 – 60 –100
–140–330
–340–530
überbis
6580
+148+102
+ 78+ 59
+ 56+ 43
+ 62+ 43
+39+20
+24+11
+30+11
+15+ 2
+21+ 2
+12– 7
+9,5–9,5
0–19
0–30
0–46
0– 74
0–190
–10–29
– 30– 60
– 60–106
–100–174 –150
–340–360–550
überbis
80100
+178+124
+ 93+ 71
+ 66+ 51
+ 73+ 51 +45 +28 +35 +18 +25 +13 +11 0 0 0 0 0 –12 – 36 – 72 –120
–170–390
–380–600
überbis
100120
+198+144
+101+ 79
+ 69+ 54
+ 76+ 54
+45+23
+28+13
+35+13
+18+ 3
+25+ 3
+13– 9
+11–11
0–22
0–35
0–54
0– 87
0–220
–12–34
– 36– 71
– 72–126
–120–207 –180
–400–410–630
überbis
120140
+233+170
+117+ 92
+ 81+ 63
+ 88+ 63
–200–450
–460–710
überbis
140160
+253+190
+125+100
+ 83+ 65
+ 90+ 65
+52+27
+33+15
+40+15
+21+ 3
+28+ 3
+14–11
+12,5–12,5
0–25
0–40
0–63
0–100
0–250
–14–39
– 43– 83
– 85–148
–145–245
–210–460
–520–770
überbis
160180
+273+210
+133+108
+ 86+ 68
+ 93+ 68
+27 +15 +15 + 3 + 3 11 12,5 25 40 63 100 250 39 83 148 245–230–480
–580–830
überbis
180200
+308+236
+151+122
+ 97+ 77
+106+ 77
–240–530
–660–950
überbis
200225
+330+258
+159+130
+100+ 80
+109+ 80
+60+31
+37+17
+46+17
+24+ 4
+33+ 4
+16–13
+14,5–14,5
0–29
0–46
0–72
0–115
0–290
–15–44
– 50– 96
–100–172
–170–285
–260–550
– 740–1030
überbis
225250
+356+284
+169+140
+104+ 84
+113+ 84
+31 +17 +17 + 4 + 4 13 14,5 29 46 72 115 290 44 96 172 285–280–570
– 820–1100
überbis
250280
+396+315
+190+158
+117+ 94
+126+ 94 +66 +43 +52 +27 +36 +16 +16 0 0 0 0 0 –17 – 56 –110 –190
–300–620
– 920–1240
überbis
280315
+431+350
+202+170
+121+ 98
+130+ 98
+66+34
+43+20
+52+20
+27+ 4
+36+ 4
+16–16
+16–16
0–32
0–52
0–81
0–130
0–320
–17–49
– 56–108
–110–191
–190–320 –330
–650–1050–1370
überbis
315355
+479+390
+226+190
+133+108
+144+108 +73 +46 +57 +29 +40 +18 +18 0 0 0 0 0 –18 – 62 –125 –210
–360–720
–1200–1560
überbis
355400
+524+435
+244+208
+139+114
+150+114
+73+37
+46+21
+57+21
+29+ 4
+40+ 4
+18–18
+18–18
0–36
0–57
0–89
0–140
0–360
–18–54
– 62–119
–125–214
–210–350 –400
–760–1350–1710
überbis
400450
+587+490
+272+232
+153+126
+166+126 +80 +50 +63 +32 +45 +20 +20 0 0 0 0 0 –20 – 68 –135 –230
–440–840
–1500–1900
überbis
450500
+637+540
+292+252
+159+132
+172+132
+80+40
+50+23
+63+23
+32+ 5
+45+ 5
+20–20
+20–20
0–40
0–63
0–97
0–155
0–400
–20–60
– 68–131
–135–232
–230–385 –480
–880–1650–2050
ISO-Kurzz.
Reihe 1Reihe 2
x8/u81) s6 r5
r6 n6m5 m6 k5 k6 j6 js6
h6h7 h8
h9h11 g6
f7e8 d9 c11 a11
1) Bis Nennmaß 24 mm: x8; über 24 mm Nennmaß: u8
48
NormungPaßfedern und KeileZentrierbohrungen
Maße der Paßfedern und KeilePaßfedern nd Keile
Durch-messer-bereich
Breite HöheWellen-
nut-tiefe
Naben-nuttiefe Längen siehe unten
Paßfedern und Keilenach DIN 6885 Teil 1, 6886 und 6887
Mitnehmerverbindung ohne Anzugd b h t1 t2 l1 l
Mitnehmerverbindung ohne Anzug
DIN DIN
über bis 1) 2) 6885/1 6886/6887 6885/1 6886
2) von bis von bismm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm 6 8 10
8 10 12
2 3 4
2 3 4
1,21,82,5
1,0 1,4 1,8
0,5 0,9 1,2
6 6 8
20 36 45
6 8 10
20 36 45
Paßfeder und Nut nach DIN 6885 Teil 1
12 17 22
17 22 30
5 6 8
5 6 7
33,5 4
2,3 2,8 3,3
1,7 2,2 2,4
10 14 18
56 70 90
12 16 20
56 70 90
Spannungsverbindung mit Anzug
30 38 44
38 44 50
10 12 14
8 8 9
5 55,5
3,3 3,3 3,8
2,4 2,4 2,9
22 28 36
110140160
25 32 40
110140160
50 58 65
58 65 75
16 18 20
10 11 12
6 77,5
4,3 4,4 4,9
3,4 3,4 3,9
45 50 56
180200220
45 50 56
180200220
75 85 95
85 95110
22 25 28
14 14 16
9 910
5,4 5,4 6,4
4,4 4,4 5,4
63 70 80
250280320
63 70 80
250280320
Treib- und Einlegekeil und Nut nach DIN 6886
1) Das Toleranzfeld der Nabennutbreite b110130150
130150170
32 36 40
18 20 22
111213
7,4 8,4 9,4
6,4 7,1 8,1
90100110
360400400
90100110
360400400
1) Das Toleranzfeld der Nabennutbreite bfür Paßfedern bei leichtem Sitz ist ISOJS9 und bei festem Sitz ISO P9, daßder Wellennutbreite b bei leichtem Sitz
170200230
200230260
45 50 56
25 28 32
151720
10,411,412,4
9,110,111,1
125140160
400400400
125140
400400
der Wellennutbreite b bei leichtem SitzISO N9 und bei festem Sitz ISO P9
2) Das Maß h des Treibkeiles nennt diegrößte Höhe des Keiles und das Maß t2
260290330
290330380
63 70 80
32 36 40
202225
12,414,415,4
11,113,114,1
180200220
400400400
Längennicht fest-
größte Höhe des Keiles und das Maß t2die größte Tiefe der Nabennut. DieWellen- und Naben-Nutmaße nachDIN 6887 - Nasenkeile - sind gleich
380440
440500
90100
45 50
2831
17,419,5
16,118,1
250280
400400
nicht fest-gelegt
DIN 6887 - Nasenkeile - sind gleichdenen nach DIN 6886
Längen mmI1 bzw. I
6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 8090 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400
Maße der Zentrierbohrungen 60° in mm Zentrierbohrungeni W ll d (Z i ) DIN 332Empfohlene
Durchmesser-bereiche
Bohrungs-durch-messer
Form B Kleinst-maße
Zentrierbohrungenin Wellenenden (Zentrierungen) n.DIN 332Teil 1
d 2) d1 a 1) b d2 d3 t
über bis
610
25
63
10 25
63
100
1,62
2,53,15456,3
5,5 6,6 8,31012,715,620
0,50,60,80,91,21,61,4
3,35 4,25 5,3 6,7 8,510,613,2
5 6,3 81012,51618
3,4 4,3 5,4 6,8 8,610,812,9
Form BDIN 332 / 1
EmpfohleneDurchmesser-
bereicheForm DS
d6 2) d1 d2 d3 d4 d5 t1 t2 t3 t4 t5 Paßfedernut
über bis 3) +2 min. +1 ≈ ≈
7 10 13
10 13 16
M3M4M5
2,5 3,3 4,2
3,2 4,3 5,3
5,3 6,7 8,1
5,8 7,4 8,8
910
12,5
12 14 17
2,6 3,2 4
1,8 2,1 2,4
0,20,30,3
16 21 24
21 24 30
M6M8M10
5 6,8 8,5
6,4 8,410,5
9,612,214,9
10,513,216,3
161922
21 25 30
5 6
7,5
2,8 3,3 3,8
0,40,40,6 Form DS (mit Gewinde)
30 38 50 85
38 50 85130
M12M16M20M24
10,21417,521
13172125
18,123
28,434,2
19,825,331,338
28364250
37 45 53 63
9,5121518
4,4 5,2 6,4 8
0,71,01,31,6
Form DS (mit Gewinde)DIN 332 / 2
1) Abstechmaß, wenn Zentrierung wegfällt2) Durchmesser gilt für das fertige Werkstück* Ab i ht h DIN 332 T il 2130
225320
225320500
M30*M36*M42*
2631,537
313743
445565
486071
607484
77 93105
172226
111519
1,92,32,7
) g g* Abmessungen nicht nach DIN 332 Teil 23) Kernloch-Bohrerdurchmesser nach
DIN 336 Teil 1
49
Inhaltsübersicht Teil 3
Physik Seite
International festgelegte Vorsätze 50
SI-Basiseinheiten 50
Abgeleitete SI-Einheiten mit besonderen Namen und besonderen Einheitszeichen 51
Einheitenzeichen 51
Gesetzliche Einheiten außerhalb des SI 51
Größen und Einheiten der Länge und ihrer Potenzen 52
Größen und Einheiten für die Zeit 53
Größen und Einheiten der Mechanik 53 – 55
Größen und Einheiten der Thermodynamik und der Wärmeübertragung 55 + 56
Größen und Einheiten der Elektrotechnik 56
Größen und Einheiten der Lichttechnik 57
Temperaturen in verschiedenen Maßeinheiten 57
Längenmaße 58
Flächenmaße 58
Raummaße 59
Masse - Größen 59
Energie, Arbeit, Wärmemenge 59
Leistung, Energiestrom, Wärmestrom 60
Druck und Spannung 60
Geschwindigkeit 60
Physikalische Gleichungen für die geradlinige Bewegung und die Drehbewegung 61
Teil3
50
PhysikInternational festgelegte VorsätzeSI-Basiseinheiten
International festgelegte Vorsätze
Dezimale Vielfache und dezimale Teile von Einheiten werden mit Vorsätzen und Vorsatzzeichendargestellt. Vorsätze und Vorsatzzeichen werden nur zusammen mit Einheitennamen
und Einheitenzeichen benutzt.
Faktor, mit demdie Einheit
multipliziert wirdVorsatz Vorsatz-
zeichen
Faktor, mit demdie Einheit
multipliziert wirdVorsatz Vorsatz-
zeichen
10-18 Atto a 10 1 Deka da
10-15 Femto f 10 2 Hecto h
10-12 Piko p 10 3 Kilo k
10-9 Nano n 10 6 Mega M
10-6 Mikro µ 10 9 Giga G
10-3 Milli m 10 12 Tera T
10-2 Zenti c 10 15 Peta P
10-1 Dezi d 10 18 Exa E
– Vorsatzzeichen und Einheitenzeichen werdenohne Zwischenraum geschrieben und bildenzusammen das Zeichen einer neuen Einheit.Ein Exponent am Einheitenzeichen gilt auchfür das Vorsatzzeichen.
Beispiel:
1 cm3 = 1 . (10-2m)3 = 1 . 10-6m3
1 µs = 1 . 10-6s
106s-1 = 106Hz = 1 MHz
– Vorsätze werden nicht auf die SI-BasiseinheitKilogramm (kg), sondern auf die EinheitGramm (g) angewendet.Beispiel:Milligramm (mg), nicht Mikrokilogramm (µkg).
– Bei der Angabe von Größen durch Vorsatzzei-chen und Einheitenzeichen sollen die Vor-sätze so gewählt werden, daß die Zahlenwertezwischen 0,1 und 1000 liegen.
Beispiel:12 kN statt 1,2 . 104N3,94 mm statt 0,00394 m1,401 kPa statt 1401 Pa31 ns statt 3,1 . 10-8s
– Kombinationen von Vorsätzen mit den folgen-den Einheiten sind verboten:Winkeleinheiten: Grad, Minute, SekundeZeiteinheiten: Minute, Stunde, Jahr, TagTemperatureinheit: Grad Celsius
SI-Basiseinheiten
BasisgrößeSI-Basiseinheit
BasisgrößeSI-Basiseinheit
BasisgrößeName Zeichen
BasisgrößeName Zeichen
Länge Meter mThermodynamische Kelvin K
Masse Kilogramm kg
ThermodynamischeTemperatur Kelvin K
Zeit Sekunde s Stoffmenge Mol mol
Elektr. Stromstärke Ampere A Lichtstärke Candela cd
51
PhysikAbgeleitete SI-EinheitenGesetzliche Einheiten außerhalb des SI
Abgeleitete SI-Einheiten mit besonderen Namen und Besonderen Einheitszeichen
GrößeSI-Einheit
BeziehungGrößeName Zeichen
Beziehung
Ebener Winkel Radiant rad 1 rad = 1 m / m
Raumwinkel Steradiant sr 1 sr = 1 m2 / m2
Frequenz eines periodi-schen Vorganges Hertz Hz 1 Hz = 1 s-1
Kraft Newton N 1 N = 1 kg . m / s2
Druck, mechanischeSpannung Pascal Pa 1 Pa = 1 N/m2 = 1 kg / (m . s2)
Energie, Arbeit, Wärme-menge Joule J 1 J = 1 N . m = 1 W . s = 1 kg . m2
/ s2
Leistung, Wärmestrom Watt W 1 W = 1 J/s = 1 kg . m2 / s3
Elektrische Ladung,Elektrische Spannung Coulomb C 1 C = 1 A . s
Elektrisches Potential,Elektrizitätsmenge Volt V 1 V = 1 J/C = 1 (kg . m2) / (A . s3)
Elektrische Kapazität Farad F 1 F = 1 C/V = 1 (A2 . s4) / (kg . m2)
Elektrischer Widerstand Ohm Ω 1 Ω = 1 V/A = 1 (kg . m2) / A2 . s3)
Elektrischer Leitwert Siemens S 1 S = 1 Ω-1 = 1 (A2 . s3) / (kg . m2)
Celsius-Temperatur GradCelsius
°C 0 °C = 273,15 K∆ 1 °C = ∆ 1 K
Induktivität Henry H 1 H = 1 V . s / A
Gesetzliche Einheiten außerhalb des SI
Größe Einheitenname Einheitenzeichen Definition
Ebener Winkel
VollwinkelGonGrad
MinuteSekunde
1)
gon° 2)
’ 2)
’’ 2)
1 Vollwinkel = 2 π rad1 gon = (π / 200) rad
1° = (π / 180) rad1’ = (1/60)°1’’ = (1/60)’
Volumen Liter l 1 l = 1 dm3 = (1/1000) m3
Zeit
MinuteStunde
TagGemeinjahr
min 2)
h 2)
d 2)
a 2)
1 min = 60 s1 h = 60 min = 3600 s1 d = 24 h = 86 400 s1 a = 365 d = 8 760 h
Masse Tonne t 1 t = 103 kg = 1 Mg
Druck Bar bar 1 bar = 105 Pa
1) Ein Zeichen für den Vollwinkel ist international nicht festgelegt 2) Nicht mit Vorsätzen verwenden
52
PhysikGrößen und Einheiten derLänge und ihrer Potenzen
Größen und Einheiten der Länge und ihrer Potenzen
Formel-zeichen Größe
SI-EinheitZeichenName
B.: Bemerkung W.E.: Weitere gesetzliche Einheiten N.E.: Nicht mehr zugelassene Einheiten
l Länge m(Meter)
B.: Basiseinheit W.E.: µm, mm, cm, dm, km usw. N.E.: Mikron (µ): 1 µ = 1 µm Ångström (Å): 1 Å = 10-10 m
A Fläche m2
(Quadratmeter)
W.E.: mm2, cm2, dm2, km2
Ar (a): 1 a = 102 m2
Hektar (ha): 1 ha = 104 m2
V Volumen m3
(Kubikmeter) W.E.: mm3, cm3, dm3
Liter (l): 1 l = dm3
HFlächen-moment
1. Gradesm3 B.: Statisches Moment, Widerstandsmoment
W.E.: mm3, cm3
ΙFlächen-moment
2. Gradesm4 B.: Früher: Flächenträgheitsmoment
W.E.: mm4, cm4
α
β
γ
EbenerWinkel
rad(Radiant)
B. : 1 rad
1 m (Bogen)1 m (Radius)
1 m
1 m 1mm
1 rad
1 Grad 1o
180rad
90o
2rad
Grad (o) : 1o
180rad
Minute () : 1 1o
60
Sekunde () : 1 160
Gon (gon) : 1 gon
200rad
N.E. : Rechter Winkel (L) : 1L
2rad
Neugrad (g) : 1g 1 gon
Neuminute (c) : 1c
1100
gon
Neusekunde (cc) : 1cc
1c
100
W.E. : rad, mrad
Ωω
Raumwinkel sr(Steradiant) B. : 1 sr
1 m2 (Kugeloberfläche)
1 m2 (Quadrat des Kugelradius) 1 m2
m2
53
PhysikGrößen und Einheitenfür die Zeit und die Mechanik
Größen und Einheiten für die Zeit
Formel-zeichen Größe
SI-EinheitZeichenName
B.: Bemerkung W.E.: Weitere gesetzliche Einheiten N.E.: Nicht mehr zugelassene Einheiten
tZeit,
Zeitspanne,Dauer
s(Sekunde)
B.: Basiseinheit W.E.: ns, µs, ms, ks
Minute (min): 1 min = 60 sStunde (h): 1 h = 60 minTag (d): 1 d = 24 hGemeinjahr (a): 1 a = 365 d(Keine Vorsätze für dezimale Vielfache unddezimale Teile von min, h, d, a anwenden)
fFrequenz,
Periodenfre-quenz
Hz(Hertz)
W.E.: kHz, MHz, GHz, THzHertz (Hz): 1 Hz = 1/s
nUmdrehungs-
frequenz(Drehzahl)
s-1 B.: Kehrwert der Dauer einer Umdrehung W.E.: min-1 = 1/min
v Geschwindig-keit m/s
1 kmh 1
3, 6ms
W.E.: cm/s, m/h, km/s, km/h
a Beschleuni-gung m/s2 B.: Zeitbezogene Geschwindigkeit
W.E.: cm/s2
gFall-
beschleuni-gung
m/s2 B.: Die Fallbeschleunigung ist örtlich verschieden
Normfallbeschleunigung (gn):gn = 9,80665 m/s2 ≈ 9,81 m/s2
ωWinkel-
Geschwindig-keit
rad/s W.E.: rad/min
αWinkel-
Beschleuni-gung
rad/s2 W.E.: °/s2
V. Volumen-
strom m3/s W.E.: l/s, l/min, dm3/s, l/h, m3/h usw.
Größen und Einheiten der Mechanik
Formel-zeichen Größe
SI-EinheitZeichenName
B.: Bemerkung W.E.: Weitere gesetzliche Einheiten N.E.: Nicht mehr zugelassene Einheiten
m Masse kg(Kilogramm)
B.: Basiseinheit W.E.: µg, mg, g, Mg
Tonne (t): 1 t = 1000 kg
m’Längen-
bezogeneMasse
kg/m
B.: m’ = m/l W.E.: mg/m, g/km;
In der Textilindustrie:Tex (tex): 1 tex = 10-6 kg/m = 1 g/km
m’’Flächen-bezogene
Massekg/m2 B.: m’’ = m/A
W.E.: g/mm2, g/m2, t/m2
54
PhysikGrößen und Einheitender Mechanik
Größen und Einheiten der Mechanik (Fortsetzung)
Formel-zeichen Größe
SI-EinheitZeichenName
B.: Bemerkungen W.E.: Weitere gesetzliche Einheiten N.E.: Nicht mehr zugelassene Einheiten
Dichte kg/m3
B.: = m/V W.E.: g/cm3, kg/dm3, Mg/m3, t/m3, kg/l
1g/cm3 = 1 kg/dm3 = 1 Mg/m3 =1 t/m3 = 1 kg/l
J
Massen-moment
2. GradesTrägheits-moment
kg . m2
B.: Anstelle des bisherigen SchwungmomentesGD2
W.E.: g . m2, t . m2
GD2 in kpm2 jetzt : J GD2
4
m. Massen-
strom kg/s W.E.: kg/h, t/h
F Kraft N(Newton)
W.E.: µN, mN, kN, MN usw., 1 N = 1 kg m/s2
N.E.: kp (1 kp = 9,80665 N)
G Gewichts-kraft
N(Newton)
B.: Produkt aus Masse und Fallbeschleunigung W.E.: kN, MN, GN usw.
M, T Dreh-moment Nm W.E.: µNm, mNm, kNm, MNm usw.
N.E.: kpm, pcm, pmm usw.
MbBiege-
moment Nm W.E.: Nmm, Ncm, kNm usw. N.E.: kpm, kpcm, kpmm usw.
p Druck Pa(Pascal)
B.: 1 Pa = 1 N/m2
W.E.: Bar (bar): 1 bar = 100 000 Pa = 105 Paµbar, mbar
N.E.: kp/cm2, at, ata, atü, mmWS, mmHg, Torr1kp/cm2 = 1 at = 0,980665 bar1 atm = 101 325 Pa = 1,01325 bar
1 mWS = 9806,65 Pa = 9806,65 N/m2
1 mmHg = 133,322 Pa = 133,322 N/m2
1 Torr 101325760
Pa 133, 322 Pa
pabsAbsoluter
DruckPa
(Pascal)
pamb
UmgebenderAtmosphä-rendruck
Pa(Pascal)
pe Überdruck Pa(Pascal) pe = pabs – pamb
σ
Normal-spannung(Zug- oder
Druck)
N/m2 W.E.: N/mm2
1 N/mm2 = 106 N/m2
τ Schub-spannung N/m2 W.E.: N/mm2
ε Dehnung m/m B.: ∆l / l W.E.: µm/m, cm/m, mm/m
55
PhysikGrößen und Einheiten der Mechanik,der Thermodynamik und der Wärmeübertragung
Größen und Einheiten der Mechanik (Fortsetzung)
Formel-zeichen Größe
SI-EinheitZeichenName
B.: Bemerkungen W.E.: Weitere gesetzliche Einheiten N.E.: Nicht mehr zugelassenen Einheiten
W, A ArbeitJ
B.: 1 J = 1 Nm = 1 Ws W.E.: mJ, kJ, MJ, GJ, TJ, kWh
1 kWh = 3 6 MJ
E, W Energie
J(Joule) 1 kWh = 3,6 MJ
N.E.: kpm, cal, kcal1 cal = 4,1868 J, 860 kcal = 1 kWh
P Leistung B.: 1 W = 1 J/s = 1 Nm/s W.E.: µW, mW, kW, MW usw.
kJ/s, kJ/h, MJ/h usw.N E : PS kpm/s kcal/h
Q. Wärme-
strom
W(Watt)
N.E.: PS, kpm/s, kcal/h1 PS = 735,49875 W1 kpm/s = 9,81 W1 kcal/h = 1,16 W1 hp = 745,70 W
η DynamischeViskosität Pa . s
B.: 1 Pa . s = 1 Ns/m2
W.E.: dPa . s, mPa . s N.E.: Poise (P): 1 P = 0,1 Pa . s
νKinematische
Viskosität m2/s
W.E.: mm2/s, cm2/s N.E.: Stokes (St):
1 St = 1/10 000 m2/s1cSt = 1 mm2/s
Größen und Einheiten der Thermodynamik und der Wärmeübertragung
Formel-zeichen Größe
SI-EinheitZeichenName
B.: Bemerkungen W.E.: Weitere gesetzliche Einheiten N.E.: Nicht mehr zugelassene Einheiten
TThermo-
dynamischeTemperatur
K(Kelvin)
B.: Basiseinheit273,15 K = 0 °C373,15 K = 100 °C
W.E.: mK
t Celsius-Temperatur °C
B.: Der Grad Celsius (°C) ist der besondere Name für das Kelvin (K) bei der Angabe von Celsius-
Temperaturen. Die Temperaturspanne von 1 Kist gleich der Temperaturspanne von 1 °C
Q Wärme,Wärmemenge J
1 J = 1 Nm = 1 Ws W.E.: mJ, kJ, MJ, GJ, TJ N.E.: cal, kcal
a Temperatur-leitfähigkeit m2/s λ [ W / (m . K) ] = Wärmeleitfähigkeit
[kg / m3] = Dichte des Körpers
cp [ J / (kg . K) ] = Spezifische Wärmekapazi-tät bei konstantem Druck
a
cp
56
PhysikGrößen und Einheitender Thermodynamik, der Wärmeübertragungund der Elektrotechnik
Größen und Einheiten der Thermodynamik und der Wärmeübertragung (Fortsetzung)
Formel-zeichen Größe
SI-EinheitZeichenName
B.: BemerkungenW.E.: Weitere gesetzliche EinheitenN.E.: Nicht mehr zugelassene Einheiten
H Enthalpie(Wärmeinhalt) J
B.: Unter bestimmten Bedingungen aufge-nommene Wärmemenge
W.E.: kJ; MJ; usw.N.E.: cal, Mcal usw.
s Entropie J/K1 J/K = 1 Ws/K = 1 Nm/K
W.E.: kJ/KN.E.: kcal/deg, kcal/°K
αh
Wärme-übergangs-koeffizient
W / (m2 . K)W.E.: W / (cm2 . K); kJ / (m2 . h . K)N.E.: cal / (cm2 . s . grd)
kcal / (m2 . h . grd) ≈ 4,2 kJ / (m2 . h . K)
cSpezifische
Wärme-kapazität
J / (K . kg) 1 J / (K . kg) = W . s / (kg . K)B.: Massenbezogene WärmekapazitätN.E.: cal / (g . grd), kcal / (kg . grd) usw.
αl
ThermischerLängen-
ausdehnungs-koeffizient
K-1
m / (m . K) = K-1
B.: Auf Temperatureinheit bezogenesLängenverhältnis
W.E.: µm / (m . K), cm / (m . K), mm / (m . K)
αvγ
ThermischerVolumen-
ausdehnungs-koeffizient
K-1
m3 / (m3 . K) = K-1
B.: Auf Temperatureinheit bezogenesVolumenverhältnis
N.E.: m3 / (m3 . deg)
Größen und Einheiten der Elektrotechnik
Formel-zeichen Größe
SI-EinheitZeichenName
B.: BemerkungenW.E.: Weitere gesetzliche EinheitenN.E.: Nicht mehr zugelassene Einheiten
I ElektrischeStromstärke
A(Ampere)
B.: BasiseinheitW.E.: pA, nA, µA, mA, kA usw.
Q
ElektrischeLadung,
Elektrizitäts-menge
C(Coulomb)
1 C = 1 A . s1 Ah = 3600 As
W.E.: pC, nC, µC, kC
U ElektrischeSpannung
V(Volt)
1 V = 1 W / A = 1 J / (s . A)= 1 A . Ω = 1 N . m / (s . A)
W.E.: µV, mV, kV, MV usw.
R ElektrischerWiderstand
Ω(Ohm)
1 Ω = 1 V / A = 1 W / A2
1 J / (s . A2) = 1 N . m / (s . A2)W.E.: µΩ; mΩ; kΩ usw.
G ElektrischerLeitwert
S(Siemens)
B.: Kehrwert des elektrischen Widerstandes1 S = 1 Ω-1 = 1 / Ω; G = 1 / R
W.E.: µS, mS, kS
C ElektrischeKapazität
F(Farad)
1 F = 1 C / V = 1 A . s / V= 1 A2 . s / W = 1 A2 . s2 / J= 1 A2 . s2 / (N . m)
W.E.: pF, µF usw.
57
PhysikGrößen und Einheiten der LichttechnikTemperaturen in verschiedenen Maßeinheiten
Größen und Einheiten der Lichttechnik
Formel-zeichen Größe
SI-EinheitZeichenName
B.: BemerkungenW.E.: Weitere gesetzliche EinheitenN.E.: Nicht mehr zugelassene Einheiten
Ι Lichtstärke cd(Candela)
B.: Basiseinheit1 cd = 1 lm (lumen) / sr (Steradiant)
W.E.: mcd, kcd
L Leuchtdichte cd / m2W.E.: cd / cm2, mcd / m2 usw.N.E.: Apostilb (asb): 1 asb
1
cdm2
Nit (nt): 1 nt = 1 cd / m2
Stilb (sb): 1 sb = 104 cd / m2
Φ Lichtsstrom lm(Lumen)
1 Im = 1 cd . srW.E.: klm
E Beleuchtungs-stärke
lx(Lux) 1 lx = 1 lm / m2
Temperaturen in verschiedenen Maßeinheiten
Kelvin KTK
Grad Celsius °CtC
Grad Fahrenheit °FtF
Grad Rankine °RTR
TK 273, 15 tc tC TK 273, 15 tF 95 TK 459, 67 TR
95 TK
TK 255, 38 59 tF tC
59tF 32 tF 32
95 tC TR
95
tc 273, 15
TK 59 TR tC
59
TR 273, 15 tF TR 459, 67 TR 459, 67 tF
Vergleich einiger Temperaturen
0,00+ 255,37+ 273,15+ 273,16 1)
+ 373,15
– 273,15– 17,78 0,00+ 0,01 1)
+ 100,00
– 459,67 0,00+ 32,00+ 32,02+ 212,00
0,00+ 459,67+ 491,67+ 491,69+ 671,67
1) Der Tripelpunkt des Wassers liegt bei + 0,01 °C. Das ist der Temperaturpunkt des reinenWassers, bei dem gleichzeitig Eis, Wasser und Dampf miteinander im Gleichgewicht auftreten(bei 1013,25 hPA).
Tempera-turver-gleich in°F und °C
58
PhysikLängenmaße undFlächenmaße
Längenmaße
Einheit Inch (Zoll)in
Footft
Yardyd Stat mile Naut
mile mm m km
1 in1 ft1 yd
1 stat mile 1 naut mile
=====
11236
63 36072 960
0,0833313
52806080
0,027780,3333
117602027
–––1
1,152
–––
0,86841
25,4304,8914,4
––
0,02540,30480,91441609,31853,2
–––
1,6091,853
1 mm1 m1 km
===
0,0393739,3739 370
3,281 . 10-3
3,2813281
1,094 . 10-3
1,0941094
––
0,6214
––
0,5396
11000106
0,0011
1000
10-6
0,0011
1 Deutsche Landmeile = 7500 m1 Geograph. Meile = 7420,4 m = 4 Bogenminuten des
Äquators (1° Äquator = 111,307 km)
Astronomische Maßeinheiten1 Lichtsekunde = 300 000 km1 Lj (Lichtjahr) = 9,46 . 1012 km
1 Internationale Seemeile1 Deutsche Seemeile (sm)1 Mille marin (franz.)
= 1852 m = 1 Bogenmi-nute des Längengrades(1° Längenkreis =111,121 km)
1 Lj (Lichtjahr) = 9,46 . 1012 km1 parsec (Parallaxensekunde, Sternweite) = 3,26 Lj1 Astronomische Einheit (mittlere Entfernung
Erde-Sonne) = 1,496 . 108 kmTypographische Maßeinheit: 1 Punkt (p) = 0,376 mm
Weitere Längenmaße des Zollmaßsystems1 micro-in = 10-6 in = 0,0254 µm1 mil = 1 thou = 0,001 in = 0,0254 mm1 line = 0,1 in = 2,54 mm1 fathom = 2 yd = 1,829 m1 engineer’s chain = 100 eng link = 100 ft = 30,48 m1 rod = 1 perch = 1 pole = 25 surv link = 5,029 m1 surveyor’s chain = 100 surv link = 20,12 m1 furlong = 1000 surv link = 201,2 m1 stat league = 3 stat miles = 4,828 km
Weitere Längenmaße des metrischen MaßsystemsFrankreich:1 toise = 1,949 m 1 Myriameter = 10 000 mRußland:1 werschok = 44,45 mm 1 saschen = 2,1336 m1 arschin = 0,7112 m 1 werst = 1,0668 kmJapan:1 shaku = 0,3030 m1 ken = 1,818 m1 ri = 3,927 km
Flächenmaße
Einheit sqin
sqft
sqyd
sqmile cm2 dm2 m2 a ha km2
1 square inch1 square foot1 square yard1 square mile
====
11441296
–
–19–
–0,1111
1–
–––1
6,4529298361
–
0,064529,2983,61
–
–0,09290,8361
–
––––
–––
259
–––
2,59
1 cm2
1 dm2
1 m2
1 a1 ha
1 km2
======
0,15515,51550
–––
–0,107610,761076
––
–0,011961,196119,6
––
–––––
0,3861
1100
10 000–––
0,011
10010 000
––
–0,01
1100
10 000–
––
0,011
10010 000
–––
0,011
100
––––
0,011
Weitere Flächenmaße des Zollmaßsystems1 sq mil = 1 . 10-6 sq in = 0,0006452 mm2
1 sq line = 0,01 sq in = 6,452 mm2
1 sq surveyor’s link = 0,04047 m21 sq rod = 1 sq perch = 1 sq pole = 625 sq surv link
= 25,29 m2
1 sq chain = 16 sq rod = 4,047 a1 acre = 4 rood = 40,47 a1 township (US) = 36 sq miles = 3,24 km2
1 circular in
4sq in 5, 067 cm2
1 circular mil
4sq mil 0, 0005067mm2
(Kreisfläche mit 1 mil)
(Kreisfläche mit 1 in)
Weitere Flächenmaße des metrischenMaßsystems
Rußland:1 kwadr. archin = 0,5058 m2
1 kwadr. saschen = 4,5522 m2
1 dessjatine = 1,0925 ha1 kwadr. werst = 1,138 km2
Japan:1 tsubo = 3,306 m2
1 se = 0,9917a1 ho-ri = 15,42 km2
59
PhysikRaummaße und Masse-GrößenEnergie, Arbeit, Wärmemenge
Raummaße
Einheit cuin
cuft
US-liquidquart
US-gallon Imp quart Imp
gallon cm3 dm3
(l) m3
1 cu in1 cu ft1 cu yd
===
11728
46 656
–127
0,0173229,92807,9
–7,481202
0,0144224,92672,8
–6,229168,2
16,39––
0,0163928,32764,6
–0,028320,7646
1 US liquid quart1 US gallon
==
57,75231
0,033420,1337
14
0,251
0,83263,331
0,20820,8326
946,43785
0,94643,785
––
1 imp quart1 imp gallon
==
69,36277,4
0,040140,1605
1,2014,804
0,30021,201
14
0,251
11364546
1,1364,546
––
1 cm3
1 dm3 (l)1 m3
==
0,0610261,0261 023
–0,0353135,31
–1,0571057
–0,2642264,2
–0,88880
–0,22220
11000106
0,0011
1000
106
0,0011
1 US minim = 0,0616 cm3 (USA)1 US fl dram = 60 minims = 3,696 cm3
1 US fl oz = 8 fl drams = 0,02957 l1 US gill = 4 fl oz = 0,1183 l1 US liquid pint = 4 gills = 0,4732 l1 US liquid quart = 2 liquid pints = 0,9464 l1 US gallon = 4 liquid quarts = 3,785 l1 US dry pint = 0,5506 l1 US dry quart = 2 dry pints = 1,101 l1 US peck = 8 dry quarts = 8,811 l1 US bushel = 4 pecks = 35,24 l1 US liquid barrel = 31,5 gallons = 119,2 l1 US barrel = 42 gallons = 158,8 l (für Rohöl)1 US cord = 128 cu ft = 3,625 m2
1 Imp minim = 0,0592 cm3 (GB)1 Imp ft drachm = 60 minims = 3,552 cm3
1 Imp ft oz = 8 ft drachm = 0,02841 l1 Imp gill = 5 ft oz = 0,142 l1 Imp pint = 4 gills = 0,5682 l1 Imp quart = 2 pints = 1,1365 l1 imp gallon = 4 quarts = 4,5461 l1 iImp pottle = 2 quarts = 2,273 l1 Imp peck = 4 pottles = 9,092 l1 Imp bushel = 4 pecks = 36,37 l1 Imp quarter = 8 bushels = 64 gallons = 290,94 l
Masse - Größen
Einheit dram oz lb shortcwt long cwt short
ton long ton g kg t
1 dram1 oz (ounze)1 lb (pound)
===
116
256
0,06251
16
0,0039060,0625
1
––
0,01
––
0,008929
–––
–––
1,77228,35453,6
0,001770,028350,4536
–––
1 short cwt (US)1 long cwt (GB/US)
==
25 60028 672
16001792
100112
11,12
0,89291
0,050,056
0,044640,05
4535950802
45,3650,8
0,045360,0508
1 short ton (US)1 long ton (GB/US)
==
––
32 00035 840
20002240
2022,4
17,8720
11,12
0,89291
––
907,21016
0,90721,016
1g1kg1t
===
0,5643564,3
–
0,0352735,2735 270
0,0022052,2052205
–0,02205
22,05
–0,01968
19,68
––
1,102
––
0,9842
11000106
0,0011
1000
10-6
0,0011
grain = 1 / 7000 lb = 0,0648 g (GB)1 stone = 14 lb = 6,35 kg (GB)1 short quarter = 1/4 short cwt = 11,34 kg (USA)1 long quarter = 1/4 long cwt = 12,7 kg (GB / USA)1 quintal oder 1 cental = 100 lb = 45,36 kg (USA)1 quintal = 100 livres = 48,95 kg (F)1 kilopound = 1kp = 1000 lb = 453,6 kg (USA)
1 solotnik = 96 dol = 4,2659 g (GUS)1 lot = 3 solotnik = 12,7978 g (GUS)1 funt = 32 lot = 0,409 kg (GUS)1 pud = 40 funt = 16,38 kg (GUS)1 berkowetz = 163,8 kg (GUS)1 kwan = 100 tael = 1000 momme = 10000 fun = 3,75 kg (J) (J)1 hyaku kin = 1 picul = 16 kwan = 60 kg (J)
tdw = tons dead weight = Tragfähigkeit eines Frachtschiffes (Ladung + Ballast + Brennstoff + Verpflegung),meist in long tons angegeben, also 1 tdw = 1016 kg
Energie, Arbeit, Wärmemenge
Arbeit ft lb erg J = Nm = Ws kpm PSh hph kWh kcal Btu
1 ft lb1 erg
1 Joule (WS)1 kpm1 PSh1 hph1 kWh1 kcal1 Btu
=========
10,7376 . 107
0,73767,233
1,953 . 106
1,98 . 106
2,655 . 106
3,087 . 103
778,6
1,356 . 107
1107
9,807 . 107
26,48 . 1012
26,85 . 1012
36 . 1012
41,87 . 109
10,55 . 109
1,35610-7
19,807
2,648 . 106
2,685 . 106
3,6 . 106
4186,81055
0,13830,102 . 10-7
0,1021
270 . 103
273,8 . 103
367,1 . 103
426,9107,6
0,5121 . 10-6
37,77 . 10-15
377,7 . 10-9
3,704 . 10-6
11,0141,36
1,581 . 10-3
398,4 . 10-6
0,505 . 10-6
37,25 . 10-15
372,5 . 10-9
3,653 . 10-6
0,98631
1,3411,559 . 10-3
392,9 . 10-6
0,3768 . 10-6
27,78 . 10-15
277,8 . 10-9
2,725 . 10-6
0,73550,7457
11,163 . 103
293 . 10-6
0,324 . 10-3
23,9 . 10-12
238 . 10-6
2,344 . 10-3
632,5641,3860
10,252
1,286 . 10-3
94,84 . 10-12
948,4 . 10-6
9,301 . 10-3
2510254534133,968
1
1 in oz = 0,072 kpcm; 1 in lb = 0,0833ft lb = 0,113 Nm, 1 thermi (franz.) = 4,1855 . 106 J; 1 therm (englisch) = 105,51 . 106 JBei Kolbenmaschinen gebräuchlich: 1 Literathmosphäre (Liter x Atmosphäre) = 98,067 J
60
PhysikLeistung, Energiestrom, Wärmestrom,Druck und Spannung, Geschwindigkeiten
Leistung, Energiestrom, Wärmestrom
Leistung erg/s W kpm/s PS hp kW kcal/s Btu/s
1 erg/s1W
1 kpm/s1 PS (ch) 2)
1hp1 kW
1 kcal/s1 Btu/s
========
1107
9,807 . 107
7,355 . 109
7,457 . 109
1010
41,87 . 108
10,55 . 109
10-7
19,807735,5745,7100041871055
0,102 . 10-7
0,102175
76,04102
426,9107,6
0,136 . 10-9
1,36 .10-3
13,33 . 10-3
11,0141,365,6921,434
0,1341 . 10-9
1,341 . 10-3
13,15 . 10-3
0,98631
1,3415,6141,415
10-10
10-3
9,804 . 10-3
0,73550,7457
14,1871,055
23,9 . 10-12
239 . 10-6
2,344 . 10-3
0,17580,17820,239
10,252
94,84 . 10-12
948,4 . 10-6
9,296 . 10-3
0,69720,70680,94843,968
1
1 poncelet (Franz.) = 980,665 W; Schwungmoment: 1 kgm2 = 3418 lb in 2
Druck und Spannung
Einheitµbar
=dN/m2
mbar= cN/cm2
bar =daN/cm2
kp/m2
mmWS
p/cm2 kp/cm2= at
kp/mm2
Torr=mmQS
atm lbsq ft
lbsq in
long ton
sq insh tonsq in
1 µb = daN1 mbar =cN/cm2
1 bar =daN/cm2
==
=
11000
106
0,0011
1000
–0,001
1
0,010210,2
10 197
–1,02
1020
––
1,02
––
0,0102
–0,7501
750,1
––
0,9869
–2,089
2089
–0,0145
14,5
–
–0,0064
––
0,0072
1 kp/m2 = 1mm
WS bei 4 °C= 98,07 – – 1 0,1 0,0001 – – – 0,2048 – – –
1 p/cm2 = 980,7 0,9807 – 10 1 0,001 – 0,7356 – 2,048 0,0142 – –
1 kp/cm2 = 1 at
(techn.Atmosph.)
= – 980,7 0,9807 10 000 1000 1 0,01 735,6 0,9678 2048 14,22 – –
1 kp/mm2 = – 98 067 98,07 106 105 100 1 73 556 96,78 – 1422 0,635 0,7112
1 Torr = 1 mmQS bei 0 °C
= 1333 1,333 0,00133 13,6 1,36 0,00136 – 1 – 2,785 0,01934 – –
1 atm(PhysikalischeAtmosphäre)
= – 1013 1,013 10332 1033 1,033 – 760 1 2116 14,7 – –
1 lb/sq ft = 478,8 0,4788 – 4,882 0,4882 – – 0,3591 – 1 – – –
1 lb/sq in =1 psi
= 68 948 68,95 0,0689 703,1 70,31 0,0703 – 51,71 0,068 144 1 – 0,0005
1 long ton/sqin (GB)
= – – 154,4 – – 157,5 1,575 – 152,4 – 2240 1 1,12
1 short ton/sqin (US)
= – – 137,9 – – 140,6 1,406 – 136,1 – 2000 0,8929 1
1 psi = 0,00689 N / mm2
1 N/m2 (Newton/m2) = 10 µb, 1 barye (Franz.) = 1 µb, 1 piéze (pz) (Franz.) = 1 sn/m2 ≈ 102 kp/m2, 1 hpz =100 pz = 1,02 kp/m2, 1 micron (USA) = 0,001 mm QS = 0,001 Torr.”Inches Hg” werden in den USA von oben gerechnet, also 0 inches Hg = 760 mm QS und 29,92 inchesHg = 0 mm QS = absolutes Vakuum.Die Wichte von Quecksilber ist mit 13,595 kg/dm3 angenommen
Geschwindigkeit
Einheit m/s m/min km/h ft/min mile/h
m/sm/minkm/hft/minmile/h
=====
10,01670,278
0,00510,447
601
16,670,30526,82
3,60,06
10,01831,609
196,723,279
54,6451
87,92
2,2370,03730,6220,0114
1
61
PhysikPhysikalische Gleichungenfür die geradlinige Bewegungund die Drehbewegung
BezeichnungSI-Ein-
Zei- GrundformelnBezeichnung Ein-
heit
Zeichen Geradlinige Bewegung Drehbewegung
GleichförmigeBewegung Weg pro Zeit Winkelgeschwindigkeit =
Drehwinkel in Bogenmaß / Zeit
Geschwindigkeit m/s v v
s2 s1
t2 t1
st
konst.
2 1
t2 t1
t konst.
Winkel-geschwindigkeit rad/s ω Bei Bewegung vom Stillstand aus:
Drehwinkel rad v st
tWeg m s s = v . t Drehwinkel ϕ = ω . t
Gleichförmigbeschleunigte
Bewegung
Beschleunigung gleichÄnderung der Geschwindigkeit
durch Zeit
Winkelbeschleunigung gleichÄnderung der Winkel-
geschwindigkeit durch Zeit
Beschleunigung m/s2 a a
v2 v1
t2 t1
vt
konst.
2 1
t2 t1
t konst.
Winkel-Beschleunigung rad/s2 α Bei Bewegung vom Stillstand aus:
a vt
v2
2s
2s
t2
t
2
2
2
t2
Geschwindigkeit m/s v v a t 2 a s t
Umfangs-geschwindigkeit m/s v v r r t
Weg m s s v2 t a
2 t2
v2
2a
Drehwinkel
2 t
2 t2
2
2
Bei gleichförmigerBewegung und
konst. Kraft bzw.konst. Drehmoment
Kraft . Weg Drehmoment . Drehwinkelim Bogenmaß
Arbeit J W W = F . s W = M . ϕ
Arbeit in der Zeiteinheit =Kraft . Geschwingigkeit
Arbeit in der Zeiteinheit =Drehmoment . Winkel-
geschwingigkeit
Leistung W P P Wt F v P
Wt M
Bei ungleichförmi-ger (beschleunigter)
Bewegung
Beschleunigende Kraft =Masse . Beschleunigung
Beschl. Moment =Massenmom. 2. Grades .Winkelbeschleunigung
Kraft N F F = m . a M = J . α
Bei jeder Bewegung
Bewegungsenergie (kinetischeEnergie) gleich Masse . Quadratder Geschwindigkeit
Drehbewegungsenergie (kineti-sche Energie der Drehung)gleich halbes Massenträgheits-moment . Quadrat der Winkelge-schwindigkeit
Energie J Ek Ek m2 v2 Ek
J2
2
Potentielle Energie(infolge der
Schwerkraft)J Ep
Gewichtskraft . HöheEp = G . h = m . g . h
Fliehkraft N FF FF = m . rs . ω2 (rs = Schwerpunktradius)
62
Inhaltsübersicht Teil 4
Mathematik / Geometrie Seite
Berechnung von Flächen 63
Berechnung von Körpern 64
63
Mathematik / GeometrieBerechnung von Flächen
A = Fläche U = Umfang
Quadrat
Rechteck
Parallelogramm
Trapez
Dreieck
GleichseitigesDreieck
Sechseck
Achteck
Vieleck
Formfläche
Kreis
Kreisring
Kreisausschitt
Ellipse
Kreisabschnitt
A = a2
a A
d a 2
A a b
d a2 b2
A a h
a Ah
A m h
m
a b2
A
a h2
a
2 Ah
A a2
43
d a2
3
A
3 a2 3
2
d 2 a
s 3 a
A 2a2( 2 1)
s a( 2 1)
A A1 A2 A3
A r2
2
o
180 sin
a h1 b h2 b h3
2
A r2
2(2 3 )
0, 785 d2
A
d2
4 r2
U 2 r d
A
4 (D2
d2)
Ar2
o
360o
b r2
A
D d 4
0, 16 r2
(d b) b
b
D d2
b
r o
180o
12
[ r(b s) sh]
s 2 r sin
2
^
o
180
s2
tan
4h r (1 cos a
2)
b r ^
164
a ba b
4
14
a ba b
2
U (a b) [ 1
U
D d2
a b
1
256
a ba b
6
.. ]
d a 4 2 2
Teil4
64
Mathematik / GeometrieBerechnung von Körpern
V a3
d a 3
V a b c
O 2 (ab ac bc )
V A h
V
A h3
V h3
(A1 A2 A1 A2)
hA1 A2
2
V
d2
4h
M 2 r h
V
h 4
(D2 d2 )
V
r2 h
3M r m
m h2 d
2
2
V
h12
( D2 Dd d2 )
M
m2
( D d )
V 43
r3
16 d3
V
h6
(3a2 3b2
h2)
M 2 r h
V
h6 3
4s2
h2
V 23 h r2
O
r2
(4h s)
4, 189 r3
h2 r h3
M 2 r h
V
D 2 d2
4
V = Volumen O = Oberfläche M = Mantelfläche
Würfel Kegelstumpf
PrismatoidKegel
KreistonnenkörperHohlzylinder
Zylinder Kreisring
Pyramidenstumpf Kugelausschnitt
KugelabschnittPyramide
Kugelzone
Quader
Schiefer Quader
Kugel
(Prinzip von Cavalieri)
O 6 a2
d a2 b2
c2
O 2 r (r h)
2 p h
m D d
2
2 h2
O 4 r2 d2
4( s2
4h2 )
O D d 2
V
h 12
( 2D2 d2 )
V h6
( A1 A2 4A )O r ( r m)
65
Inhaltsübersicht Teil 5
Mechanik / Festigkeitslehre Seite
Axiale Widerstandsmomente und axiale Flächenmomente 2. Grades(Flächenträgheitsmomente) verschiedener Profile 66
Durchbiegung von Trägern 67
Werte für den Kreisquerschnitt 68
Bauteilbeanspruchung und Gestaltfestigkeit 69
Teil5
66
Mechanik / FestigkeitslehreAxiale Widerstandsmomente und axialeFlächenmomente 2. Grades(Flächenträgheitsmomente) verschiedener Profile
Querschnitt Flächenmoment 2. GradesWiderstandsmoment
W1 bh26
W2 hb26
1 bh3 12
W2 b2a4
W1 W2
32
D4 d4
D
W1 W2 D3 32 D3
10
für e 13
3b 2b1
2b b1
h
W1
6b2 6bb1 b21
12( 3b 2b1 )h2
W1 bh224 für e
23
h
W1 W2 a36
W2 hb224
W1 58
R3 0, 625 R3
1 2
64( D4
d4 )
1 2 D4 64 D4
20
W1
BH3 bh3
6H
W2 0, 5413 R3
W1 W2 (r s2) sr2
W1 a2b4
W1 1a1
W1 1 e 0, 1908 r3
mit e r 1 4
3 0, 5756 r
2 hb3 12
1 2 a4 12
1 bh3 36
1 2 516
3 R4 0, 5413 R4
1
6b2 6bb1 b21
36 (2b b1 )h3
1
BH3 bh3
12
1 2 sr3 1 (s2r)2
sr3
1 a3b4
2 b3a4
1
4(a31b1 a32b2 )
s a1 a2 b1 b2 2 (a a2) 2 (b b2)
1
4a2 (a 3b) s
1 [ 8 8 (9 ) r4 0, 1098 r4
oder bei kleiner Wanddicke s:
oder, wenn die Wanddicke
Achse 1-1 = Schwerpunktachse
2 hb3 48
W1
4a (a 3b) s
klein ist
67
Mechanik / FestigkeitslehreDurchbiegung von Trägern
f, fmax, fm, w, w1, w2a, b, l, x1, x1max, x2Eq, qo
w(x) F3
3E1
32
x
12x
3
Durchbiegung (mm)Längen (mm)Elastizitätsmodul (N/mm2)Streckenlast (N/mm)
Ι Flächenmoment 2. Grades (mm4)(Flächenträgheitsmoment)
Winkel (°)Kräfte (N)
α, α1, α2, αA, αBF, FA, FB
f F3
3E
w(x) F3
2E
xa
1 a
13x
2
w1(x1) F3
6E
a
b
2 x1
1
lb
x21
ab
w(x) F3
16E
x1
43x
l
2
w(x) q4
8E1
43
x
13x
4
tan
F2
2 EF F
f q4
8Etan
q3
6 E
F q
w(x) qo4
120E4 5 x
x
5 f
qo4
30Etan
qo3
24 E
F
qo
2
x
2f
F3
48 Etan
F2
16 E
FA FB F2
x1 a f F3
3Ea
2b
2
tan1f
2a1
b
x2 b tan2 f
2b1
aw2(x2)
F3
6E
b
a
2 x2
1
a
x22
ab
FA Fb
FB Fa
f F3
2Ea
l
21
43
a
tan1
F2
2E
a
1 a
x a 2
w(x) F3
2E
ax
1 x
13a
2 fm
F3
8E
a1
43a
2 tan2
F2
2E
a
1 2a
a x 2
w1(x1) F3
2E1
3
x1
3
a
1 a
x1
a
21
23
a
f F3
2Ea
21
23
a
tan1
F2
2E
a
1 a
w2(x2) F3
2E
a
x2
1
x2
fm
F3
8E
a
tan2
F2
2E
a
w1(x1) F3
6E
a
x11
x1
2
x1 f F3
3Ea
21
a
tanA
F2
6E
al
w2(x2) F3
6E
x22a
3a
x2
x2
2
x2 a fmax
F3
9 3 E
a
tanB 2 tanA
tan
F2
6E
a
2 3a
FA Fa
FB F 1 a
w(x) q4
24E
x1 2 x
2x
3 0 x fm
5q4
384Etan
q3
24E
FA
q
2FB
q
2
fmax f b
3b b
3a
für a > b
a und b für a < b vertauschen
a (l b)3a x1max
x2
x1 a
FA = FB = F
FA = FB = F
68
Mechanik / FestigkeitslehreWerte für den Kreisquerschnitt
Axiales Widerstandsmoment:
Polares Widerstandsmoment:Axiales Flächenmoment 2.Grades (axiales Flächen-trägheitsmoment:Polares Flächenmoment2. Grades (polares Flächen-trägheismoment).
Wa d3
32
Wp d3
16
a d4
64
p d4
32
Flächeninhalt:
Masse:
Dichte für Stahl:
Massenmoment 2. Grades(Massenträgheitsmoment):
A
d2
4
J
d4 l
32
7, 85kg
dm3
m
d2
4 l
d A Wa Ιa Mass /I J / I d A Wa Ιa Mass/ I J / Imm cm2 cm3 cm4 kg/m kgm2/m mm cm2 cm3 cm4 kg/m kgm2/m
6 7 8 9 10 11
0,293 0,385 0,503 0,636 0,785 0,950
0,0212 0,0337 0,0503 0,0716 0,0982 0,1307
0,0064 0,0118 0,0201 0,0322 0,0491 0,0719
0,222 0,302 0,395 0,499 0,617 0,746
0,0000010,0000020,0000030,0000050,0000080,000011
115 120 125 130 135 140
103,869 113,097 122,718 132,732 143,139 153,938
149,3116 169,6460 191,7476 215,6900 241,5468 269,3916
858,5414 1017,8760 1198,4225 1401,9848 1630,4406 1895,7410
81,537 88,781 96,334 104,195 112,364 120,841
0,134791 0,159807 0,188152 0,220112 0,255979 0,296061
12 13 14 15 16 17
1,131 1,327 1,539 1,767 2,011 2,270
0,1696 0,2157 0,2694 0,3313 0,4021 0,4823
0,1018 0,1402 0,1986 0,2485 0,3217 0,4100
0,888 1,042 1,208 1,387 1,578 1,782
0,0000160,0000220,0000300,0000390,0000510,000064
145 150 155 160 165 170
165,130 176,715 188,692 201,062 213,825 226,980
299,2981 331,3398 365,5906 402,1239 441,0133 482,3326
2169,9109 2485,0489 2833,3269 3216,9909 3638,3601 4099,8275
129,627 138,721 148,123 157,834 167,852 178,179
0,340676 0,390153 0,444832 0,505068 0,571223 0,643673
18 19 20 21 22 23
2,545 2,835 3,142 3,464 3,801 4,155
0,5726 0,6734 0,7854 0,9092 1,0454 1,1945
0,5153 0,6397 0,7854 0,9547 1,1499 1,3737
1,998 2,226 2,466 2,719 2,984 3,261
0,0000810,0001000,0001230,0001500,0001810,000216
175 180 185 190 195 200
240,528 254,469 268,803 283,529 298,648 314,159
526,1554 572,5553 621,6058 673,3807 727,9537 785,3982
4603,8598 5152,9973 5749,8539 6397,1171 7097,5481 7853,9816
188,815 199,758 211,010 222,570 234,438 246,615
0,722806 0,809021 0,902727 1,004347 1,114315 1,233075
24 25 26 27 28 29
4,524 4,909 5,309 5,726 6,158 6,605
1,3572 1,5340 1,7255 1,9324 2,1551 2,3944
1,6286 1,9175 2,2432 2,6087 3,0172 3,4719
3,551 3,853 4,168 4,495 4,834 5,185
0,0002560,0003010,0003520,0004100,0004740,000545
210 220 230 240 250 260
346,361 380,133 415,476 452,389 490,874 530,929
909,1965 1045,3650 1194,4924 1357,1680 1533,9808 1725,5198
9546,5638 11499,0145 13736,6629 16286,0163 19174,7598 22431,7569
271,893 298,404 326,148 355,126 385,336 416,779
1,498811 1,805345 2,156656 2,556905 3,010437 3,521786
30 32 34 36 38 40
7,069 8,042 9,07910,17911,34112,566
2,6507 3,2170 3,8587 4,5804 5,3870 6,2832
3,9761 5,1472 6,5597 8,2448 10,2354 12,5664
5,549 6,313 7,127 7,990 8,903 9,865
0,0006240,0008080,0010300,0012940,0016070,001973
270 280 300 320 340 360
572,555 615,752 706,858 804,248 907,9201017,876
1932,3740 2155,1326 2650,7188 3216,9909 3858,6612 4580,4421
26087,0491 30171,8558 39760,7820 51471,8540 65597,2399 82447,9575
449,456 483,365 554,884 631,334 712,717 799,033
4,095667 4,736981 6,242443 8,081081 10,298767 12,944329
42 44 46 48 50 52
13,85415,20516,61918,09619,63521,237
7,2736 8,3629 9,5559 10,8573 12,2718 13,9042
15,2745 18,3984 21,9787 26,0576 30,6796 35,8908
10,87611,93613,04614,20515,41316,671
0,0023980,0028890,0034510,0040910,0048170,005635
380 400 420 440 460 480
1134,1151256,6371385,4421520,5311661,9031809,557
5387,0460 6283,1853 7273,5724 8362,9196 9555,936410857,3442
102353,8739 125663,7060 152745,0200 183984,2320 219786,6072 260576,2608
890,280 986,4601087,5721193,6171304,5931420,503
16,069558 19,729202 23,980968 28,885524 34,506497 40,910473
54 56 58 60 62 64
22,90224,63026,42128,27430,19132,170
15,4590 17,2411 19,1551 21,2058 23,3978 25,7359
41,7393 48,2750 55,5497 63,6173 72,5332 82,3550
17,97819,33520,74022,19523,70025,253
0,0065530,0075790,0087210,0099880,0113880,012930
500 520 540 560 580 600
1693,4952123,7172290,2212463,0092642,0792827,433
12271,846313804,158115458,992017241,060519155,075821205,7504
306796,1572 358908,1107 417392,7849 482749,6930 555497,1978 636172,5116
1541,3441667,1181797,8241933,4622074,0322219,535
48,166997 56,348573 65,530667 75,791702 87,213060 99,879084
66 68 70 72 74 76
34,21236,31738,48540,71543,00845,365
28,2249 30,8693 33,6739 36,6435 39,7828 43,0964
93,1420104,9556117,8588131,9167147,1963163,7662
26,85628,50930,21031,96133,76235,611
0,0146230,0164780,0185040,0207110,0231100,025711
620 640 660 680 700 720
3019,0713216,9913421,1943631,6813848,4514071,504
23397,796725735,927028224,853830869,289433673,946236643,5367
725331,6994 823549,6636 931420,17431049555,83891178588,11761319167,3201
2369,9702525,3382685,6382850,8703021,0343196,131
113,877076129,297297146,232967164,780267185,038334207,109269
78 80 82 84 86 88
47,78450,26552,81055,41858,08860,821
46,5890 50,2655 54,1304 58,1886 62,4447 66,9034
181,6972201,0619221,9347244,3920268,5120294,3748
37,51039,45841,45643,50345,59947,745
0,0285260,0315670,0348440,0383700,0421560,046217
740 760 780 800 820 840
4300,8404536,4604778,3625026,5485281,0175541,769
39782,773143096,368046589,033650265,482454130,426858188,5791
1471962,60561637661,98301816972,31052010619,29602219347,49712443920,3207
3376,1603561,1213751,0153945,8404145,5994350,289
231,098129257,112931285,264653315,667229348,437557383,695490
90 92 95100105110
63,61766,47670,88278,54086,59095,033
71,5694 76,4475 84,1726 98,1748113,6496130,6706
322,0623351,6586399,8198490,8739596,6602718,6884
49,94052,18455,64361,65467,97374,601
0,0505640,0552100,0627720,0770670,0936760,112834
86 880 900 920 940 960 9801000
5808,8056082,1236361,7256647,6106939,7787238,2297542,9647853,982
62444,651766903,357171569,407676447,515581542,393486858,753692401,308498174,7703
2685120,02342943747,71133220623,34013516585,71513832492,49104169220,17224527664,11264908738,5156
4559,9124774,4674993,9545218,3745447,7265682,0105921,2276165,376
421,563844462,168391505,637864552,103957601,701321654,567567710,843266770,671947
69
Mechanik / FestigkeitslehreBauteilbeanspruchung undGestaltfestigkeit
StreckgrenzeRe; Rp0.2
Für die Bauteilbeanspruchung vorliegende Spannungsverläufe: Belastungsfall
statisch dynamisch wechselnd allg. schwingendOberspannung:Mittelspannung:Unterspannung:
Für die Bauteilberechnung maßgebender Festigkeitskennwert des Werkstoffes:
m sch2o sch
u 0m 0o w
u w
m v (Vorspannung)o m a
u m a
Bruchfestigkeit Rm Schwellfestigkeit σSch Wechselfestigkeit σW Ausschlagfestigkeit σA
Dauerfestigkeitskennwerte σD
Wechsel-, Schwellbereich
Bei Beanspruchungen unterhalb derSchadenslinie erfolgt noch keine Vor-schädigung des Werkstoffes
Wöhler-Diagramm
Spa
nnun
g σ
Lastwechselzahl N
Beispiel:Zug-Druck
Dauerfestigkeitsschaubild nach SMITH
Schwellfestigkeit σSch
Wec
hsel
fest
igke
it
σD = Maßgebender Dauerfestigkeits-wert des Werkstoffes
bο = Oberflächenzahl (≤ 1)bd = Größenzahl (≤ 1)ßk = Kerbwirkungszahl (≥ 1)S = Sicherheit (1,2 ... 2)
Vergleichsspan-nung am Bauteil
Zulässige Be-anspruchung
Gestaltfestigkeitdes Bauteils
v perm.
D bo bd
S ßk
Biegung wechselnd, Torsion schwellend: α0 ≈ 0,7Biegung wechselnd, Torsion wechselnd: α0 ≈ 1,0Biegung statisch, Torsion wechselnd: α0 ≈ 1,6
Vergleichsspannung σvFür den häufig auftretenden Belastungsfall derÜberlagerung von Biegung und Torsion gilt nachder Gestaltsänderungsenergiehypothese (GEH):
mit:σ = Einachsige Biegespannungτ = Torsionspannungα0 = Anstrengungsverhältnis nach Bach
v 2 3 (o)2
Oberflächenmit Walzhaut
Für Biegung und Torsion
Grö
ßen
zahl
bd
Bauteildurchmesser d
Obe
rflä
chen
zahl
bo
Bruchfestigkeit des Werkstoffes Rm
Rau
tiefe
Rt i
n µ
mmit:
Fes
tigke
itske
nnw
erteWöhlerkurve
Schadenslinie
Zeitfestigkeit
Dauerfestigkeit
Bruchfestigkeit Rm
Streckgrenze Re
Ausschlagfestigkeit σA
Mittelspannung σm
for tensioncompressionbd = 1.0
70
Inhaltsübersicht Teil 6
Hydraulik Seite
Hydrostatik 71(Quelle: K. Gieck, Technische Formelsammlung, 29. Auflage, Gieck Verlag, Heilbronn)
Hydrodynamik 72(Quelle: K. Gieck, Technische Formelsammlung, 29. Auflage Gieck Verlag, Heilbronn)
71
HydraulikHydrostatik
p1 po gh1
Mit k Dichte des Körpers gilt: > k der Körper schwimmt = k der Körper schwebt < k der Körper sinkt
Druckverteilung in einer Flüssigkeit
DruckgeradeP2 p1 g (h2 h1) p1 gh
Flüssigkeitsdruckkraft auf ebene Flächen
Unter der Flüssigkeitsdruckkraft F wird die Kraft ver-standen, die allein die Flüssigkeit - also ohne Berück-sichtigung des Druckes pο - auf die Wand ausübt.
F g ys A cos g hs A
yD x
ysA ys
s
ysA; xD
xy
ysAm, mm
Flüssigkeitsdruckkraft auf gekrümmte Flächen
Die Flüssigkeitsdruckkraft auf die gekrümmte Fläche (1, 2)wird in horizontale Komponente FH und vertikale Kompo-nente FV zerlegt.FV ist gleich der Gewichtskraft der über der Fläche (1, 2),befindlichen (a) oder befindlich zu denkenden (b) Flüssig-keit mit dem Volumen V. Die Wirkungslinie verläuft durchden Volumenschwerpunkt.
FH ist gleich der Flüssigkeitsdruckkraft auf die Projektionder betrachteten Fläche (1, 2) auf die zu FH senkrechteEbene
Fv g V (N, kN)
Auftrieb
Die Auftriebskraft FA ist gleich der Gewichtskraft der ver-drängten Flüssigkeiten mit den Dichten und ’.
Handelt es sich bei dem Fluid mit der Dichte ’ um ein Gas,dann gilt:
S = Schwerpunkt der Fläche AD = DruckmittelpunktΙx, Ιs = TrägheitsmomenteΙxy = Zentrifugalmoment der Fläche A bezogen auf die x- und y-Achse
in der schwereren Flüssigkeit
FA g V g V ( N, kN )
FA g V ( N, kN )
Teil6
72
HydraulikHydrodynamik
v 2 g H
v: Ausflußgeschwindigkeitg: Fallbeschleunigung: Dichtepü: Überdruck gegenüber Außendruckϕ: Flüssigkeits-Reibungsbeiwert (für Wasser ϕ = 0,97)ε: Einschnürzahl (ε = 0,62 für scharfkantige Öffnung)
(ε = 0,97 für gut gerundete Öffnung)F: Reaktionskraft
b: Öffnungsbreite
Ausfluß von Flüssigkeiten aus Gefäßen
V. A 2 g H
Gefäß mit kleiner Seitenöffnung
v 2 g H
s 2 H h(ohne jegliche Reibwerte)
V. A 2 g H
F V.
v
Gefäß mit großer Seitenöffnung
V.
23
b 2 g (H232
H132)
Gefäß mit Überdruck auf Flüssigkeitsspiegel
Gefäß mit Überdruck an Ausflußstelle
V.
: Volumenstrom
v 2 ( g H
pü
)
V. A 2 ( g H
pü
)
v 2pü
V. A 2
pü
Gefäß mit Bodenöffnung
73
Inhaltsübersicht Teil 7
Elektrotechnik Seite
Grundformeln 74
Drehzahl, Leistung und Wirkungsgrad von Elektromotoren 75
Bauformen und Aufstellung von umlaufenden elektrischen Maschinen 76
Maschinen mit Lagerschilden, senkrechte Anordnung 76
Schutzarten für elektrische Betriebsmittel (Berührungs- und 77Fremdkörperschutz)
Schutzarten für elektrische Betriebsmittel (Wasserschutz) 78
Teil7
74
ElektrotechnikGrundformeln
U R UR
R U
36 0,83 4,84136,7...1043,5582214,5 9,35 1,0461 7,418,216,5 8,3
30,0483618 2,0 2,3215,9 3,33 0,92 2,32 5,0 7,7 1,85
0,046 0,015 0,014
0,02781,20,20660,07690,15..0,10,0230,017240,0450,0690,1070,9620,01640,1350,0550,0610,12
0,0330,020830,027780,055560,500,430,0630,301,090,430,200,130,54
226570
a) MetalleAluminiumBismutBleiCadmiumEisendrahtGoldKupferMagnesiumNickelPlatinQuecksilberSilberTantalWolframZinkZinn
b) LegierungenAldrey (AlMgSi)Bronze IBronze IIBronze IIIKonstantan (WM 50)ManganinMessingNeusilber (WM 30)Nickel-ChromNickelin (WM 43)PlatinrhodiumStahldraht (WM 13)Wood Metall
c) Sonstige LeiterGraphitKohlenstifte homog.Retortengraphit
R = Widerstand (Ω)l = Länge des Leiters (m)γ = Elektrische Leitfähigkeit (m/Ω mm2)A = Querschnitt des Leiters (mm2) = Spezifischer elektrischer Widerstand
(Ω mm2)/m)
Ohmsches Gesetz:
Reihenschaltung von Widerständen:
R R1 R2 R3 Rn
R Gesamtwiderstand
Rn Einzelwiderstand
Parallelschaltung von Widerständen:
1R
1
R1
1R2
1
R3
1Rn
R Gesamtwiderstand
P U
Rn Einzelwiderstand
Elektrische Leistung:
P
U cos
PU
P 1, 73 U cos
P U cos
P
1, 73 U cos
Leistung
Widerstand eines Leiters
Dre
hstr
omE
inph
asen
-W
echs
elst
rom
Gle
ichs
trom
R l
A
l
A
Stoff m mm2
mm2
m
Stromaufnahme
75
ElektrotechnikDrehzahl, Leistung und Wirkungsgradvon Elektromotoren
n
f 60p
Drehzahl: Leistung:
n = Drehzahl (min-1)f = Frequenz (Hz)p = Anzahl der Polpaare
Beispiel:Wirkungsgrad und Leistungsfaktor für einen vierpoligen 1,1-kW-Motor und einen132-kW-Motor in Abhängigkeit von der Belastung
Beispiel: f = 50 Hz, p = 2
n
50 60
2 1500 min1
Wirkungsgrad:
Pab
Pzu 100 %
1)
Abgegebene Leistung 1)
Gleichstrom:Pab = U . . η
Einphasenwechselstrom:Pab = U . . cos .
Drehstrom:Pab = 1,73 . U . . cos .
Leistungsabgabe P / PN
1) Pab = An der Welle des Motors abgegebene mechanische LeistungPzu = Aufgenommene elektrische Leistung
Leistungsfaktor cos ϕ Wirkungsgrad η
132-kW Motor
1.1-kW Motor
76
ElektrotechnikBauformen und Aufstellung vonumlaufenden elektrischen Maschinen
Bauformen und Aufstellung von umlaufenden elektrischen Maschinen(Auszug aus DIN EN 50347)
Maschinen mit Lagerschilden, waagerechte Anordnung
Bauform Erklärung
Kurz-zei-chen
Bild Lagerung Ständer(Gehäuse) Welle Allgemeine
Ausführung
Bauform / ErklärungBefestigung oder
Aufstellung
B 32
Lager-schilde
mit Füßenfreies
Wellen-ende
– Aufstellung undUnterbau
B 52
Lager-schilde
ohne Füßefreies
Wellen-ende
Befestigungsflanschin Lagernähe,
Zugang von derGehäuseseite
Flanschanbau
B 62
Lager-schilde
mit Füßenfreies
Wellen-ende
Bauform B3,nötigenfalls
Lagerschildeum -90° gedreht
Befestigung an derWand, Füße auf
Antriebsseite gesehenlinks
B 72
Lager-schilde
mit Füßenfreies
Wellen-ende
Bauform B3,nötigenfalls
Lagerschildeum 90° gedreht
Befestigung an derWand, Füße auf
Antriebsseite gesehenrechts
B 82
Lager-schilde
mit Füßenfreies
Wellen-ende
Bauform B3,nötigenfalls
Lagerschildeum 180° gedreht°
Befestigung an derDecke
B 352
Lager-schilde
mit Füßenfreies
Wellen-ende
Befestigungsflanschin Lagernähe,
Zugang von derGehäuseseite
Aufstellung aufUnterbau mit
zusätzlichem Flansch
Maschine mit Lagerschilden, senkrechte Anordnung
Bauform Erklärung
Kurz-zei-chen
Bild Lager Ständer(Gehäuse) Welle Allgemeine
Ausführung
Bauform / ErklärungBefestigung oder
Aufstellung
V 12
Lager-schilde
ohne Füße
freiesWellen-
endeunten
Befestigungsflanschin Lagernähe
auf Antriebsseite,Zugang von derGehäuseseite
Flanschanbau unten
V 32
Lager-schilde
ohne Füße
freiesWellen-
endeoben
Befestigungsflanschin Lagernähe
auf Antriebsseite,Zugang von derGehäuseseite
Flanschanbau oben
V 52
Lager-schilde
mit Füßen
freiesWellen-
endeunten
–Befestigung an der
Wand oder aufUnterbau
V 62
Lager-schilde
mit Füßen
freiesWellen-
endeoben
–Befestigung an der
Wand oder aufUnterbau
77
ElektrotechnikSchutzarten für elektrische BetriebsmittelBerührungs- und Fremdkörperschutz
1) Bei Betriebsmitteln der Schutzgrade 1 bis 4 sind gleichmäßig oder ungleichmäßig geformte Fremdkörper mit drei senkrecht zueinander stehenden Abmessungen größer als die entspre-chenden Durchmesser-Zahlenwerte am Eindringen gehindert.
2) Für die Schutzgrade 3 und 4 fällt die Anwendung dieser Tabelle auf Betriebsmittel mit Abflußlö-chern oder Kühlluftöffnungen in die Verantwortung des jeweils zuständigen Fachkomitees.
3) Für den Schutzgrad 5 fällt die Anwendung dieser Tabelle auf Betriebsmittel mit Abflußlöchern in die Verantwortung des jeweils zuständigen Fachkomitees.
Schutzarten für elektrische Betriebsmittel(Auszug aus DIN EN 60529)
Bezeichnungsbeispiel Schutzart DIN EN 60529 4
Benennung
DIN-Nummer
Kennbuchstaben
Erste Kennziffer
Zweite Kennziffer
Ein Gehäuse mit dieser Bezeichnung ist gegen das Eindringen von festen Fremdkörpernüber 1 mm Durchmesser und gegen Spritzwasser geschützt.
Schutzgrade für den Berührungs- und Fremdköperschutz (erste Kennziffer)
ErsteKennziffer
Schutzgrad(Berührungs- und Fremdkörperschutz)
0 Kein besonderer Schutz
Schutz gegen Eindringen von festen Fremdkörpern mit einem Durchmesser 1 größer als 50 mm (große Fremdkörper) 1)
Kein Schutz gegen absichtlichen Zugang, z.B. mit der Hand, jedoch Fernhaltengroßer Körperflächen
Schutz gegen Eindringen von festen Fremdkörpern mit einem Durchmesser 2 größer als 12 mm (mittelgroßer Fremdkörper) 1)
Fernhalten von Fingern oder ähnlichen Gegenständen
Schutz gegen Eindringen von festen Fremdkörpern mit einem Durchmesser 3 größer als 2,5 mm (kleine Fremdkörper) 1) 2)
Fernhalten von Werkzeugen, Drähten oder ähnlichem mit einer Dicke größer als2,5 mm
Schutz gegen Eindringen von festen Fremdkörpern mit einem Durchmesser 4 größer als 1 mm (kornförmige Fremdkörper) 1) 2)
Fernhalten von Werkzeugen, Drähten oder ähnlichem mit einer Dicke größer als1 mm
Schutz gegen schädliche Staubablagerungen. Das Eindringen von Staub istnicht vollkommen verhindert; aber der Staub darf nicht in solchen Mengen ein-
5 dringen, daß die Arbeitsweise des Betriebsmittels beeinträchtigt wird (staubge-schützt). 3)Vollständiger Berührungsschutz
6 Schutz gegen Eindringen von Staub (staubdicht)Vollständiger Berührungsschutz
4IP
78
ElektrotechnikSchutzarten für elektrische Betriebsmittel(Wasserschutz)
Schutzarten für elektrische Betriebsmittel(Auszug aus DIN EN 60529)
Bezeichnungsbeispiel Schutzart DIN EN 60529 4
Benennung
DIN-Nummer
Kennbuchstaben
Erste Kennziffer
Zweite Kennziffer
Ein Gehäuse mit dieser Bezeichnung ist gegen das Eindringen von festen Fremdkörpernüber 1 mm Durchmesser und gegen Spritzwasser geschützt,
4IP
Schutz gegen tropfendes Wasser, das senkrecht fällt. 2 Es darf bei einem bis zu 15° gegenüber einer normalen Lage gekippten
Betriebsmittel (Gehäuse) keine schädliche Wirkung haben (SchrägfallendesTropfwasser)
Schutzgrade für den Wasserschutz (zweite Kennziffer)
ZweiteKennziffer
Schutzgrad(Wasserschutz)
0 Kein besonderer Schutz
1 Schutz gegen tropfendes Wasser, das senkrecht fällt.Es darf keine schädliche Wirkung haben (Tropfwasser).
Schutz gegen Wasser, das in einem beliebigen Winkel bis 60° zur Senkrechten 3 fällt.
Es darf keine schädliche Wirkung haben. (Sprühwasser).
Schutz gegen Wasser, wenn das Betriebsmittel (Gehäuse) unter festgelegten 7 Druck- und Zeitbedingungen in Wasser getaucht wird.
Wasser darf nicht in schädlichen Mengen eindringen (Eintauchen).
1) Dieser Schutzgrad bedeutet normalerweise ein luftdicht verschlossenes Betriebsmittel. Beibestimmten Betriebsmitteln darf jedoch Wasser eindringen, sofern es keine schädlicheWirkung hat.
Das Betriebsmittel (Gehäuse) ist geeignet zum dauernden Untertauchen in 8 Wasser bei Bedingungen, die durch den Hersteller zu beschreiben sind (Unter-
tauchen). 1)
Schutz gegen Wasser, das aus allen Richtungen gegen das Betriebsmittel 4 (Gehäuse spritzt.
Es darf keine schädliche Wirkung haben (Spritzwasser).
Schutz gegen einen Wasserstrahl aus einer Düse, der aus allen Richtungen 5 gegen das Betriebsmittel (Gehäuse) gerichtet wird.
Er darf keine schädliche Wirkung haben (Strahlwasser).
Schutz gegen schwere See oder starken Wasserstrahl 6 Wasser darf nicht in schädlichen Mengen in das Betriebsmittel (Gehäuse) ein-
dringen (Überfluten)
79
Inhaltsübersicht Teil 8
Werkstofftechnik Seite
Umrechnung von Dauerfestigkeitswerten verschiedener Werkstoffe 80
Mechanische Eigenschaften von Vergütungsstählen 81
Dauerfestigkeitsschaubilder der Vergütungsstähle 82
Allgemeine Baustähle 83
Dauerfestigkeitsschaubilder der allgemeinen Baustähle 84
Einsatzstähle 85
Dauerfestigkeitsschaubilder der Einsatzstähle 86
Kaltgewalzte Stahlbänder 87
Stahlguß für allgemeine Verwendungszwecke 87
Runder Federstahldraht 88
Gußeisen mit Lamellengraphit 89
Gußeisen mit Kugelgraphit 89
Kupfer-Zinn- und Kupfer-Zinn-Zink-Gußlegierungen 90
Kupfer-Aluminium-Gußlegierungen 90
Aluminium-Gußlegierungen 91
Blei- und Zinn-Gußlegierungen für Verbundgleitlager 92
Umwertung von Härtewerten 93
Stoffwerte fester und flüssiger Stoffe 94
Längenausdehnungskoeffizient 95
Zustandsschaubild Eisen-Kohlenstoff 95
Grübchen- und Zahnfußdauerfestigkeit von Stählen 95
Wärmebehandlung beim Einsatzhärten von Einsatzstählen 96
Teil8
80
WerkstofftechnikUmrechnung von Dauerfestigkeitswertenverschiedener Werkstoffe
Umrechnung von Dauerfestigkeitswerten verschiedener Werkstoffe
WerkstoffZug 3) Biegung 1) Torsion 1)
WerkstoffσW σSch σbW σbSch σbF τW τSch τF
Baustahl 0,45 Rm 1,3 σW 0,49 Rm 1,5 σbW 1,5 Re 0,35 Rm 1,1 τW 0,7 Re
Vergütungs-stahl
0,41 Rm 1,7 σW 0,44 Rm 1,7 σbW 1,4 Re 0,30 Rm 1,6 τW 0,7 Re
Einsatzstahl2)
0,40 Rm 1,6 σW 0,41 Rm 1,7 σbW 1,4 Re 0,30 Rm 1,4 τW 0,7 Re
Grauguß 0,25 Rm 1,6 σW 0,37 Rm 1,8 σbW – 0,36 Rm 1,6 τW –
Leichtmetall 0,30 Rm – 0,40 Rm – – 0,25 Rm – –
1) Für polierte Rundproben von etwa 10 mm Druchmesser2) Im einsatzgehärteten Zustand. Ermittelt an Rundprobe von etwa 30 mm Durchmesser. Rm und Re
vom Kernmaterial.3) Für Druck ist σSch größer, z.B. bei Federstahl σdSch ≈ 1,3 . σSch
Für Grauguß σdSch ≈ 3 . σSch
Belast ngsartFestigkeitswerte
BelastungsartZug Biegung Torsion
Zugfestigkeit Rm – –
StreckgrenzeFließgrenze
Re σbF τF
Wechselfestigkeit σW σbW τW
Schwellfestigkeit σSch σbSch τSch
81
WerkstofftechnikMechanische Eigenschaften vonVergütungsstählen
Vergütungsstähle (Auszug aus DIN EN 10083)Mechanische Eigenschaften der Stähle in vergütetem Zustand
Durchmesser
Stahlsortebis 16 mm über 16
bis 40 mmüber 40
bis 100 mmüber 100
bis 160 mmüber 160
bis 250 mm
Kurz-zeichen
Werk-stoff-Nr.
Streck-grenze
(0,2Gr)
N/mm2
min.Re
Rp 0,2
Zug-festigkeitN/mm2
Rm
Streck-grenze
(0,2Gr)
N/mm2
min.Re
Rp 0,2
Zug-festigkeitN/mm2
Rm
Streck-grenze
(0,2Gr)
N/mm2
min.Re
Rp 0,2
Zug-festigkeitN/mm2
Rm
Streck-grenze
(0,2Gr)
N/mm2
min.Re
Rp 0,2
Zug-festigkeitN/mm2
Rm
Streck-grenze
(0,2Gr)
N/mm2
min.Re
Rp 0.,2
Zug-festigkeitN/mm2
Rm
C22
C35
C45
C55
C60
1.0402
1.0501
1.0503
1.0535
1.0601
350
430
500
550
580
550 – 700
630 – 780
700 – 850
800 – 950
850 –1000
300
370
430
500
520
500 – 650
600 – 750
650 – 800
750 – 900
800 – 950
–
320
370
430
450
–
550 – 700
630 – 780
700 – 850
750 – 900
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
C22E
C35E
C35R
C45E
C45R
C55E
C55R
C60E
C60R
1.1151
1.1181
1.1180
1.1191
1.1201
1.1203
1.1209
1.1221
1.1223
350
430
430
500
500
550
550
580
580
550 – 700
630 – 780
630 – 780
700 – 850
700 – 850
800 – 950
800 – 950
850 –1000
850 –1000
300
370
370
430
430
500
500
520
520
500 – 650
600 – 750
600 – 750
650 – 800
650 – 800
750 – 900
750 – 900
800 – 950
800 – 950
–
320
320
370
370
430
430
450
450
–
550 – 700
550 – 700
630 – 780
630 – 780
700 – 850
700 – 850
750 – 900
750 – 900
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
28Mn6 1.1170 590 780 – 930 490 690 – 840 440 640 – 790 – – – –
38Cr2
46Cr2
34Cr4
34CrS4
37Cr4
37CrS4
41Cr4
41CrS4
1.7003
1.7006
1.7033
1.7037
1.7034
1.7038
1.7035
1.7039
550
650
700
700
750
750
800
800
800 – 950
900 –1100
900 –1100
900 –1100
950 –1150
950 –1150
1000 –1200
1000 –1200
450
550
590
590
630
630
660
660
700 – 850
800 – 950
800 – 950
800 – 950
850 –1000
850 –1000
900 –1100
900 –1100
350
400
460
460
510
510
560
560
600 – 750
650 – 800
700 – 850
700 – 850
750 – 900
750 – 900
800 – 950
800 – 950
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
–
25CrMo4
34CrMo4
34CrMoS4
42CrMo4
42CrMoS4
50CrMo4
1.7218
1.7220
1.7226
1.7225
1.7227
1.7228
700
800
800
900
900
900
900 –1100
1000 –1200
1000 –1200
1100 –1300
1100 –1300
1100 –1300
600
650
650
750
750
780
800 – 950
900 –1100
900 –1100
1000 –1200
1000 –1200
1000 –1200
450
550
550
650
650
700
700 – 850
800 – 950
800 – 950
900 –1100
900 –1100
900 –1100
400
500
500
550
550
650
650 – 800
750 – 900
750 – 900
800 – 950
800 – 950
850 –1000
–
450
450
500
500
550
–
700 – 850
700 – 850
750 – 900
750 – 900
800 – 950
36CrNiMo4
34CrNiMo6
30CrNiMo8
1.6511
1.6582
1.6580
900
1000
1050
1100 –1300
1200 –1400
1250 –1450
800
900
1050
1000 –1200
1100 –1300
1250 –1450
700
800
900
900 –1100
1000 –1200
1100 –1300
600
700
800
800 – 950
900 –1100
1000 –1200
550
600
700
750 – 900
800 – 950
900 –1100
51CrV4
30CrMoV9
1.8159
1.7707
900
1050
1100 –1300
1250 –1450
800
1020
1000 –1200
1200 –1450
700
900
900 –1100
1100 –1300
650
800
850 –1000
1000 –1200
600
700
800 – 950
900 –1100
82
WerkstofftechnikDauerfestigkeitsschaubilderder Vergütungsstähle
Dauerfestigkeitsschaubilder der Vergütungsstähle, DIN EN 10083(in vergütetem Zustand, Probendurchmesser d = 10 mm)
Die nicht dargestellten Vergütungs-stähle können wie folgt eingesetztwerden:
34CrNiMo6 wie 30CrNiMo830CrMoV4 wie 30CrNiMo8
42CrMo4 wie 50CrMo436CrNiMo4 wie 50CrMo451CrV4 wie 50CrMo4
34CrMo4 wie 41Cr4
28Cr4 wie 46Cr2
C45 wie C45EC22 wie C22E
C60 und C50 liegen etwa zwischenC45E und 46Cr2.
C40, 32Cr2, C35, C30 undC25 liegen etwa zwischenC22E und C45E.
a) Zug-Druck-Dauerfestigkeit
b) Biegedauerfestigkeit
c) Torsiondauerfestigkeit
Belastungsfall I: ruhend
Belastungsfall II: schwellend
Belastungsfall III: wechselnd
Nac
h V
erei
nbar
ung
Nac
h V
erei
nbar
ung
83
WerkstofftechnikAllgemeine Baustähle
Allgemeine Baustähle (Auszug aus DIN EN 10025)
StahlsorteBe-
hand-lungs-
Zugfestigkeit Rmin N/mm2
für
Obere StreckgrenzeReH in N/mm2 (Minimum)
für
Kurz-zeichen Werk-
stoff
Kurzzei-chen nach
lungs-zu-
stand
fürErzeugnisdicken
in mm
fürErzeugnisdicken
in mmzeichen(Deutsch-
land)
stoff-Nr.
chen nachDIN EN10025 1) < 3
≥ 3≤ 100 > 100 ≤ 16
> 16≤ 40
> 40≤ 63
> 63≤ 80
> 80≤ 100 > 100
St 33 1.0035 Fe 310-0 U, N310...540
290 185175 2)
– – –
St 37-2
USt 37-2
1.0037
1.0036
Fe 360 B
Fe 360 BFU
U, N
U, N
360 340
235 225 215 205 195
RSt 37-2
St 37-3St 37-3
1.0038
1.01141.0116
Fe 360 BFN
Fe 360 CFe 360 D1
U, N,
UN
360...510
340...470
235 225 215 215 215
St 44-2
St 44-3St 44-3
1.0044
1.01431.0144
Fe 430 B
Fe 430 CFe 430 D1
U, N
UN
430...580
410...540
275 265 255 245 235
St 52-3St 52-3
1.05531.0570
Fe 510 CFe 510 D1
UN
510...680
490...630
355 345 335 325 315
St 50-2 1.0050 Fe 490-2 U, N490...660
470...610
295 285 275 265 255
St 60-2 1.0060 Fe 590-2 U, N590...770
570...710
335 325 315 305 295
St 70-2 1.0070 Fe 690-2 U, N690...900
670...830
365 355 345 335 325
1) N normalgeglüht; U warmgewalzt, unbehandelt2) Dieser Wert gilt nur für Dicken bis 25 mm
84
WerkstofftechnikDauerfestigkeitsschaubilder derallgemeinen Baustähle
Dauerfestigkeitsschaubilder der allgemeinen Baustähle, DIN EN 10025(Probendurchmesser d = 10 mm)
a) Zug-Druck-Dauerfestigkeit
b) Biegedauerfestigkeit
c) Torsiondauerfestigkeit
Belastungsfall I: ruhend
Belastungsfall II: schwellend
Belastungsfall III: wechselnd
Fe 690Fe 590
Fe 490Fe 430
Fe 360
Fe 690Fe 590
Fe 490Fe 430
Fe 360
Fe 690Fe 590
Fe 490Fe 430
Fe 360
Ein
zelh
eite
n si
ehe
DIN
EN
100
84B
ehan
dlun
gs-
zust
and
85
WerkstofftechnikEinsatzstähle
Einsatzstähle Gütevorschriften (Auszug aus DIN EN 10084)
Stahlsorte 1) bei ∅ 11 bei ∅ 30 bei ∅ 63
Kurz-zeichen
(Deutsch-land)
Werk-stoffNr.
Kurzzei-chen nach
DIN EN10084
Streck-grenze
ReN/mm2
min.
Zugfestig-keitRm
N/mm2
Streck-grenze
ReN/mm2
min.
Zugfestig-keitRm
N/mm2
Streck-grenze
ReN/mm2
min.
Zugfestig-keitRm
N/mm2
C10Ck10
1.03011.1121
C10C10E
390390
640 – 790 640 – 790
295295
490 – 640 490 – 640
––
––
C15Ck15Cm15
1.04011.11411.1140
C15C15EC15R
440440440
740 – 890 740 – 890 740 – 890
355355355
590 – 790 590 – 790 590 – 790
–––
–––
15Cr13 1.7015 15Cr13 510 780 –1030 440 690 – 890 – –
16MnCr516MnCrS520MnCr5
20MnCrS5
1.71311.71391.71471.7149
16MnCr516MnCrS520MnCr5
20MnCrS5
635635735735
880 –1180 880 –11801080 –13801080 –1380
590590685685
780 –1080 780 –1080 980 –1280 980 –1280
440440540540
640 – 940640 – 940780 –1080780 –1080
20MoCr420MoCrS425MoCrS4
1.73211.73231.7325
20MoCr420MoCrS425MoCrS4
635635735
880 –1180 880 –11801080 –1380
590590685
780 –1080 780 –1080 980 –1280
–––
–––
15CrNi618CrNi8
1.59191.5920
15CrNi618CrNi8
685835
960 –12801230 –1480
635785
880 –11801180 –1430
540685
780 –10801080 –1330
17CrNiMo6 1.6587 18CrNiMo7-6 835 1180 –1430 785 1080 –1330 685 980 –1280
1) Die Brinellhärte ist je nach Behandlungszustand unterschiedlich
Behandlungszustand Bedeutung
C behandelt auf Scherbarkeit
G weichgeglüht
BF behandelt auf Festigkeit
BG behandelt auf Ferrit-Perlit-Gefüge
86
WerkstofftechnikDauerfestigkeitsschaubilderder Einsatzstähle
Dauerfestigkeitsschaubilder der Einsatzstähle, DIN EN 10084(Kernfestigkeit nach Einsatzhärtung, Probendurchmessser d = 10 mm)
a) Zug-Druck-Dauerfestigkeit
b) Biegedauerfestigkeit
c) Torsiondauerfestigkeit
Die nicht dargestellten Einsatzstählekönnen wie folgt eingeordnet werden:
25MoCr4 wie 20MnCr517CrNiMo6 wie 18CrNi8
Belastungsfall I: ruhend
Belastungsfall II: schwellend
Belastungsfall III: wechselnd
87
WerkstofftechnikKaltgewalzte StahlbänderStahlguß für allgemeine Verwendungszwecke
Kaltgewalzte Stahlbänder (Auszug aus DIN EN 10132)
StahlgußsorteZugfestigkeit
Kurzzeichen( Deutschland )
Werkstoff-Nr.
Kurzzeichennach
DIN EN 10132
ZugfestigkeitRm 1)
N/mm2 höchstens
C55Ck55
1.05351.1203
C55C55E
610
C60Ck60
1.06011.1221
C60C60E
620
C67Ck67
1.06031.1231
C67C67S
640
C75Ck75
1.06051.1248
C75C75S
640
Ck85Ck101
1.12691.1274
C85SC100S
670690
71Si7 1.5029 71Si7 800
67SiCr5 1.7103 67SiCr5 800
50CrV4 1.8159 50CrV4 740
1) Rm für den kaltgewalzten und weichgeglühten Zustand; für Banddicken bis 3 mm
Stahlguß für allgemeine Verwendungszwecke (Auszug aus DIN 1681)
Stahlgußsorte Streckgrenze
Re Rp 0 2
Zugfestigkeit
Rm
Kerbschlagarbeit(ISO-V-Proben)
AvRe, Rp 0,2 Rm≤ 30 mm > 30 mm
Kurzzeichen Werkstoff-Nr. N/mm2
min.N/mm2
min.
Mittelwert 1)
Jmin.
GS-38 ( GE200 ) 1.0420 200 380 35 35
GS-45 ( GE240 ) 1.0446 230 450 27 27
GS-52 ( GE260 ) 1.0552 260 520 27 22
GS-60 ( GE300 ) 1.0558 300 600 27 20
Die mechanischen Eigenschaften gelten für Proben, die aus Probestücken mit Dicken bis 100 mmgenommen werden. Die Werte der Streckgrenze gelten darüber hinaus auch für das Gußstück selbst,sofern die Wanddicke ≤ 100 mm ist.
1) Aus jeweils drei Einzelwerten bestimmt.
88
WerkstofftechnikRunder Federstahldraht
Runder Federstahldraht (Auszug aus DIN EN 10218)
Draht-Drahtsorte
Draht-durchmesser
mmA B C D
mmZugfestigkeit Rm in N/mm2
0,07 – – – 2800 – 3100
0,3 – 2370 – 2650 – 2660 – 2940
1 1720 – 1970 1980 – 2220 – 2230 – 2470
2 1520 – 1750 1760 – 1970 1980 – 2200 1980 – 2200
3 1410 – 1620 1630 – 1830 1840 – 2040 1840 – 2040
4 1320 – 1520 1530 – 1730 1740 – 1930 1740 – 1930
5 1260 – 1450 1460 – 1650 1660 – 1840 1660 – 1840
6 1210 – 1390 1400 – 1580 1590 – 1770 1590 – 1770
7 1160 – 1340 1350 – 1530 1540 – 1710 1540 – 1710
8 1120 – 1300 1310 – 1480 1490 – 1660 1490 – 1660
9 1090 – 1260 1270 – 1440 1450 – 1610 1450 – 1610
10 1060 – 1230 1240 – 1400 1410 – 1570 1410 – 1570
11 – 1210 – 1370 1380 – 1530 1380 – 1530
12 – 1180 – 1340 1350 – 1500 1350 – 1500
13 – 1160 – 1310 1320 – 1470 1320 – 1470
14 – 1130 – 1280 1290 – 1440 1290 – 1440
15 – 1110 – 1260 1270 – 1410 1270 – 1410
16 – 1090 – 1230 1240 – 1390 1240 – 1390
17 – 1070 – 1210 1220 – 1360 1220 – 1360
18 – 1050 – 1190 1200 – 1340 1200 – 1340
19 – 1030 – 1170 1180 – 1320 1180 – 1320
20 – 1020 – 1150 1160 – 1300 1160 – 1300
89
WerkstofftechnikGußeisen mit LamellengraphitGußeisen mit Kugelgraphit
Gußeisen mit Lamellengraphit (Auszug aus DIN EN 1561)
Gußeisensorte Wanddickenin mm
Zug-festigkeit 1)
Rm
Brinell-härte
1)
Druck-festigkeit 2)
σdB
Kurzzeichen Werkstoff-Nr.
Kurzzei-chen nachDIN 1691
über bis N/mm2 HB 30 N/mm2
EN-GJL-100 EN-JL1010 GG-10 5 40 min. 100 2) – –
EN-GJL-150 EN-JL1020 GG-15
10204080
20 40 80150
130110 95 80
225205––
600
EN-GJL-200 EN-JL1030 GG-20
10204080
20 40 80150
180155130115
250235––
720
EN-GJL-250 EN-JL1040 GG-25
10204080
20 40 80150
225195170155
265250––
840
EN-GJL-300 EN-JL1050 GG-30
10204080
20 40 80150
270240210195
285265––
960
EN-GJL-350 EN-JL1060 GG-35
10204080
20 40 80150
315280250225
285275––
1080
Die Werte gelten für Gußstücke, die in Sandformen oder in Formen mit vergleichbarem Wärmediffu-sionsvermögen hergestellt werden.1) Diese Werte sind Anhaltswerte2) Werte im getrennt gegossenen Probestück mit 30 mm Rohgußdurchmesser.
Gußeisen mit Kugelgraphit (Auszug aus DIN EN 1563)
Eigenschaften in angegossenen Probestücken
Gußeisensorte Wanddicke desGußstückes
Dicke desangegosse-nen Probe-
stückes
Zug-festig-
keitRm
0,2%Dehn-grenzeRp0,2
Kurzzeichen Werkstoff-Nr.
Kurzzei-chen nachDIN 1693
mm mm N/mm2 N/mm2
EN-GJS-400-18U-LT EN-JS1049 GGG-40.3 von 30 bis 60über 60 bis 200
4070
390370
250240
EN-GJS-400-15U EN-JS1072 GGG-40 von 30 bis 60über 60 bis 200
4070
390370
250240
EN-GJS-500-7U EN-JS1082 GGG-50 von 30 bis 60über 60 bis 200
4070
450420
300290
EN-GJS-600-3U EN-JS1092 GGG-60 von 30 bis 60über 60 bis 200
4070
600550
360340
EN-GJS-700-2U EN-JS1102 GGG-70 von 30 bis 60über 60 bis 200
4070
700650
400380
90
WerkstofftechnikKupfer-Zinn- und Kupfer-Zinn-Zink-GußlegierungenKupfer-Aluminium-Gußlegierungen
Kupfer-Zinn- und Kupfer-Zinn-Zink-Gußlegierungen (Auszug aus DIN EN 1982)
Werkstoff- Lieferform0,2%-
Grenze 1)
Rp0,2
Zugfestig-keit 1)
Rm
Kurzzeichen Nummer Kurzzeichennach DIN 1705
min. inN/mm2
min. inN/mm2
CuSn12-C-GSCuSn12-C-GZCuSn12-C-GC
CC483KG-CuSn12
GZ-CuSn12GC-CuSn12
SandgußSchleuderguß
Strangguß
140150140
260280280
CuSn12Ni-C-GSCuSn12Ni-C-GZCuSn12Ni-C-GC
CC484KG-CuSn12Ni
GZ-CuSn12NiGC-CuSn12Ni
SandgußSchleuderguß
Strangguß
160180170
280300300
CuSn12Pb2-C-GSCuSn12Pb2-C-GZCuSn12Pb2-C-GC
CC482KG-CuSn12Pb
GZ-CuSn12PbGC-CuSn12Pb
SandgußSchleuderguß
Strangguß
140150140
260280280
CuSn10-Cu-GS CC480K G-CuSn10 Sandguß 130 270
CuSn7Zn4Pb7-C-GSCuSn7Zn4Pb7-C-GZCuSn7Zn4Pb7-C-GC
CC493KG-CuSn7ZnPb
GZ-CuSn7ZnPbGC-CuSn7ZnPb
SandgußSchleuderguß
Strangguß
120130120
240270270
CuSn7Zn2Pb3-C-GS CC492K G-CuSn6ZnNi Sandguß 140 270
CuSn5Zn5Pb5-C-GS CC491K G-CuSn5ZnPb Sandguß 90 220
CuSn3Zn8Pb5-C-GS CC490K G-CuSn2ZnPb Sandguß 90 210
1) Werkstoffeigenschaften im Probestab
Kupfer-Aluminium-Gußlegierungen (Auszug aus DIN EN 1982)
Werkstoff- Lieferform
0,2%-Grenze 1)
Rp0,2
Zugfestig-keit 1)
Rm
Kurzzeichen Nummer Kurzzeichennach DIN 1714
min. inN/mm2
min. inN/mm2
CuAl10Fe2-C-GSCuAl10Fe2-C-GMCuAl10Fe2-C-GZ
CC331GG-CuAl10Fe
GK-CuAl10FeGZ-CuAl10Fe
SandgußKokillenguß
Schleuderguß
180200200
500550550
CuAl10Ni3Fe2-C-GSCuAl10Ni3Fe2-C-GKCuAl10Ni3Fe2-C-GZ
CC332GG-CuAl9Ni
GK-CuAl9NiGZ-CuAl9Ni
SandgußKokillenguß
Schleuderguß
200230250
500530600
CuAl10Fe5Ni5-C-GSCuAl10Fe5Ni5-C-GMCuAl10Fe5Ni5-C-GZCuAl10Fe5Ni5-C-GC
CC333G
G-CuAl10NiGK-CuAl10NiGZ-CuAl10NiGC-CuAl10Ni
SandgußKokillenguß
SchleudergußStrangguß
270300300300
600600700700
CuAl11Fe6Ni6-C-GSCuAl11Fe6Ni6-C-GMCuAl11Fe6Ni6-C-GZ
CC334GG-CuAl11Ni
GK-CuAl11NiGZ-CuAl11Ni
SandgußKokillenguß
Schleuderguß
320400400
680680750
1) Werkstoffeigenschaften im Probestab
91
WerkstofftechnikAluminium-Gußlegierungen
Aluminium-Gußlegierungen (Auszug aus DIN EN 1706)
Werkstoff- 0,2%-GrenzeRp0,2
ZugfestigkeitRm
Kurzzeichen NummerKurzzeichen
nachDIN 1725-2
in N/mm2 in N/mm2
AC-AlCu4MgTi AC-21000 G-AlCu4TiMg 200 bis 220 300 bis 320
AC-AlCu4Ti AC-21100 G-AlCu4Ti 180 bis 220 280 bis 330
AC-AlSi7Mg AC-42100 G-AlSi7Mg 180 bis 210 230 bis 290
AC-AlSi10Mg(a) AC-43000 G-AlSi10Mg 80 bis 220 150 bis 240
AC-AlSi10Mg(Cu) AC-43200 G-AlSi10Mg(Cu) 80 bis 200 160 bis 240
AC-AlSi9Mg AC-43300 G-AlSi9Mg 180 bis 210 230 bis 290
AC-AlSi10Mg(Fe) AC-43400 G-AlSi10Mg 140 240
AC-AlSi11 AC-44000 G-AlSi11 70 bis 80 150 bis 170
AC-AlSi12(a) AC-44200 G-AlSi12 70 bis 80 150 bis 170
AC-AlSi12(Fe) AC-44300 GD-AlSi12 130 240
AC-AlSi6Cu4 AC-45000 G-AlSi6Cu4 90 bis 100 150 bis 170
AC-AlSi9Cu3(Fe) AC-46000 GD-AlSi9Cu3 140 240
AC-AlSi8Cu3 AC-46200 G-AlSi9Cu3 90 bis 140 150 bis 240
AC-AlSi12(Cu) AC-47000 G-AlSi12(Cu) 80 bis 90 150 bis 170
AC-AlSi12Cu1(Fe) AC-47100 GD-AlSi12(Cu) 140 240
AC-AlMg3(a) AC-51100 G-AlMg3 70 140 bis 150
AC-AlMg9 AC-51200 GD-AlMg9 130 200
AC-AlMg5 AC-51300 G-AlMg5 90 bis 100 160 bis 180
AC-AlMg5(Si) AC-51400 G-AlMg5Si 100 bis 110 160 bis 180
92
WerkstofftechnikBlei- und Zinn-Gußlegierungenfür Verbundgleitlager
Blei- und Zinn-Gußlegierungen für Verbundgleitlager (Auszug aus DIN ISO 4381)
SorteWerkstoff-
Brinellhärte 1)
HB 10/250/1800,2%-Grenze 1)
Rp 0,2 in N/mm2
Kurzzeichen Nummer 20 °C 50 °C 120 °C 20 °C 50 °C 100 °C
PbSb15SnAs 2.3390 18 15 14 39 37 25
PbSb15Sn10 2.3391 21 16 14 43 32 30
PbSb14Sn9CuAs 2.3392 22 22 16 46 39 27
PbSb10Sn6 2.3393 16 16 14 39 32 27
SnSb12Cu6Pb 2.3790 25 20 12 61 60 36
SnSb8Cu4 2.3791 22 17 11 47 44 27
SnSb8Cu4Cd 2.3792 28 25 19 62 44 30
1) Werkstoffeigenschaften im Probestab
93
WerkstofftechnikUmwertung von Härtewerten(DIN EN ISO 18265)
Zug-festig-
keit
Vickers-härte
Brinellhärte2)
RockwellhärteZug-
festig-keit
Vickers-härte
Brinellhärte2)
Rockwellhärte
N/mm2 (F>98N) 0, 102 F
D2 30 N
mm2 HRB HRC HRA HRD
1)N/mm2 (F>98N) 0, 102
FD2
30 Nmm2 HRC HRA HRD
1)
255 270 285 305 320
80 85 90 95100
76,0 80,7 85,5 90,2 95,0
41,048,052,056,2
11551190122012551290
360370380390400
342352361371380
36,637,738,839,840,8
68,769,269,870,370,8
52,853,654,455,356,0
335 350 370 385 400
105110115120125
99,8105109114119
62,3
66,7
13201350138514201455
410420430440450
390399409418428
41,842,743,644,545,3
71,471,872,372,873,3
56,857,558,258,859,4
415 430 450 465 480
130135140145150
124128133138143
71,2
75,0
78,7
14851520155515951630
460470480490500
437447
(456)(466)(475)
46,146,947,748,449,1
73,674,174,574,975,3
60,160,761,361,662,2
495 510 530 545 560
155160165170175
147152156162166
81,7
85,0
16651700174017751810
510520530540550
(485)(494)(504)(513)(523)
49,850,551,151,752,3
75,776,176,476,777,0
62,963,563,964,564,8
575 595 610 625 640
180185190195200
171176181185190
87,1
89,5
91,5
18451880192019551995
560570580590600
(532)(542)(551)(561)(570)
53,053,654,154,755,2
77,477,878,078,478,6
65,465,866,266,767,0
660 675 690 705 720
205210215220225
195199204209214
92,593,594,095,096,0
20302070210521452180
610620630640650
(580)(589)(599)(608)(618)
55,756,356,857,357,8
78,979,279,579,880,0
67,567,968,368,769,0
740 755 770 785 800
230235240245250
219223228233238
96,7
98,1
99,5
20,321,322,2
60,761,261,6
40,341,141,7
660670680690700
58,358,859,259,760,1
80,380,680,881,181,3
69,469,870,170,570,8
820 835 850 865 880
255260265270275
242247252257261
(101)
(102)
23,124,024,825,626,4
62,062,462,763,163,5
42,243,143,744,344,9
720740760780800
61,061,862,563,364,0
81,882,282,683,083,4
71,572,172,673,373,8
900 915 930 950 965
280285290295300
266271276280285
(104)
(105)
27,127,828,529,229,8
63,864,264,564,865,2
45,346,046,547,147,5
820840860880900
64,765,365,966,467,0
83,884,184,484,785,0
74,374,875,375,776,1
9951030106010951125
310320330340350
295304314323333
31,032,333,334,435,5
65,866,467,067,668,1
48,449,450,251,151,9
920940
67,568,0
85,385,6
76,576,9
Die eingeklammerten Zahlen sind Härtewerte, die außerhalb des Definitionsbereichs der genormten Härte-prüfverfahren liegen, praktisch jedoch vielfach als Näherungswert benutzt werden. Darüber hinaus geltendie eingeklammerten Brinellhärtewerte nur dann, wenn mit einer Hartmetallkugel gemessen wurde.
1) International üblich, z.B. ASTM E 18-74 (American Society for Testing and Materials)2) Errechnet aus HB = 0,95 HV (Vickershärte)
Ermittlung der Rockwellhärte HRA, HRB, HRC und HRD nach DIN EN 10109, Teil 1Ermittlung der Vickershärte nach DIN 50133, Teil 1Ermittlung der Brinellhärte nach DIN EN 10003, Teil 1Ermittlung der Zugfestigkeit nach DIN EN 10002, Teil 1 und Teil 5
94
WerkstofftechnikStoffwerte fester und flüssiger Stoffe
Stoffwerte fester und flüssiger Stoffe Mittlere Dichte der Erde = 5,517 g/cm3
Stoff (fest) Sym-bol
Dichte Schmelz-tempera-
tur
Wärmeleit-fähigkeit λbei 20 °C Stoff (fest) Sym-
bolDichte
Schmelz-tempera-
tur
Wärmeleit-fähigkeit λbei 20 °Cbol
g/cm3 t in °C W/(mK)bol
g/cm3 t in °C W/(mK)
Achat 2,5 ... 2,8 ≈1600 11,20 Pyranit 3,3 1800 8,14Aluminium Al 2,7 658 204 Quartz-Flint 2,5 ... 2,8 1480 9,89
Aluminium-Bronze 7,7 1040 128 Radium Ra 5 700 –Antimon Sb 6,67 630 22,5 Rhenium Re 21 3175 71Arsen As 5,72 – – Rhodium Rh 12,3 1960 88Asbest ≈ 2,5 ≈1300 – Rotguß 8,8 950 38Asphalt 1,1 ... 1,5 80 ... 100 0,698 Rubidium Rb 1,52 39 58Barium Ba 3,59 704 – Ruthenium Ru 12,2 2300 106
Bariumchlorid 3,1 960 – Sand, trocken 1,4...1,6 1480 0,58Basalt, natur 2,7 ... 3,2 – 1,67 Sandstein 2,1...2,5 ≈1500 2,3
Beryllium Be 1,85 1280 1,65 Schamottstein 1,8...2,3 ≈ 2000 ≈1,2Beton ≈ 2 – ≈1 Schiefer 2,6...2,7 ≈ 2000 ≈ 0,5Blei Pb 11,3 327,4 34,7 Schmirgel 4 2200 11,6
Bor (amorph.) B 1,73 2300 – Schwefel, rhomb. S 2,07 112,8 0,27Borax 1,72 740 – Schwefel, monokl. S 1,96 119 0,13
Brauneisenstein 3,4 ... 3,9 1565 – Schwerspat 4,5 1580 –Bronze 8,83 910 64 Selen, rot Se 4,4 220 0,2
Chlorkalcium 2,2 774 – Silber Ag 10,5 960 407Chrom Cr 7,1 1800 69 Silizium Si 2,33 1420 83
Chromnickel 7,4 1430 52,335 Siliziumkarbid 3,12 – 15,2Deltametall 8,6 950 104,7 Sillimanit 2,4 1816 1,69
Diamant C 3,5 – – Speckstein (Talk.) 2,7 – 3,26Eisen, rein Fe 7,86 1530 81 Stahl, unleg. u. niedrig leg. 7,9 1460 47 ... 58
Fette 0,92 ... 0,94 30...175 0,209 rostbeständig 7,9 1450 14Gallium Ga 5,9 29,75 – unmagnetisch 8 1450 16,28
Germanium Ge 5,32 936 58,615 Wolframstahl 18W 8,7 1450 26Gips 2,3 1200 0,45 Steanit 2,6 ... 2,7 ≈1520 1,63
Glas, Fenster ≈ 2,5 ≈ 700 0,81 Steinkohle 1,35 – 0,24Glimmer ≈ 2,8 ≈1300 0,35 Strontium Sr 2,54 797 0,23
Gold Au 19,29 1063 310 Tantal Ta 16,6 2990 54Granit 2,6 ... 2,8 – 3,5 Tellur Te 6,25 455 4,9
Graphite C 2,24 ≈ 3800 168 Thorium Th 11,7 ≈1800 38Grauguß 7,25 1200 58 Titan Ti 4,5 1670 15,5
Hartgewebe 1,3 ... 1,42 – 0,34 ... 0,35 Tombak 8,65 1000 159Hartgummi ≈1,4 – 0,17 Ton 1,8 ... 2,6 1500 ...1700 0,93 ... 1,28
Hartmetall K20 14,8 2000 81 Uran 99,99% U 18,7 1133 28Hölzer 0,45 ... 0,85 – 0,12 ... 0,17 Vanadium V 6,1 1890 31,4Indium In 7,31 156 24 Weichgummi 1...1,8 – 0,14 ... 0,23Iridium Ir 22,5 2450 59,3 Weißmetall 7,5 ... 10,1 300...400 34,9...69,8
Kadmium Cd 8,64 321 92,1 Wismut Bi 9,8 271 8,1Kalium K 0,86 63,6 110 Wolfram W 19,2 3410 130
Kalkstein 2,6 – 2,2 Zäsium Cs 1,87 29 –Kalcium Ca 1,55 850 – Zement, abgebunden 2 ... 2,2 – 0,9 ... 1,2
Kalciumoxide (Kalk) 3,4 2572 – Zer Ce 6,79 630 –Kautschuk, roh 0,95 125 0,2 Zink Zn 6,86 419 110
Kobalt Co 8,8 1490 69,4 Zinn Sn 7,2 232 65Kochsalz 2,15 802 – Zirkonium Zr 6,5 1850 22
Koks 1,6 ... 1,9 – 0,184Konstantan 8,89 1600 23,3
Korund (AL2O3) 3,9 ... 4 2050 12 ... 23Kreide 1,8 ... 2,6 – 0,92Kupfer Cu 8,9 1083 384
Siede- Wärmeleit-Leder, trocken 0,9 ... 1 – 0,15Sym-
Dichte Siede-temperatur
Wärmeleit-fähigkeit λLithium Li 0,53 179 71 Stoff (flüssig)
Sym-bol
Dichte bei temperatur
1 013MPafähigkeit λbei 20 °CMagnesium Mg 1,74 657 157
Stoff (flüssig) bol bei
1.013MPa bei 20 °C
Magnesium Legierung 1,8 ... 1,83 650 69,8 ...145,4 g/cm3 °C °C W/(mK)Mangan Mn 7,43 1250 30 Äther 0,72 20 35 0,14Marmor 2,6 ... 2,8 1290 2,8 Benzin ≈ 0,73 15 25 ... 210 0,13
Mennige, Blei 8,6 ... 9,1 – 0,7 Benzol, rein 0,83 15 80 0,14Messing 8,5 900 116 Dieselkraftstoff 0,83 15 210 ... 380 0,15
Molybdän Mo 10,2 2600 145 Glyzerin 1,26 20 290 0,29Monelmetall 8,8 ≈1300 19,7 Harzöl 0,96 20 150 ... 300 0,15
Natrium Na 0,98 97,5 126 Heizöl EL ≈ 0,83 20 >175 0,14Neusilber 8,7 1020 48 Leinöl 0,93 20 316 0,17
Nickel Ni 8,9 1452 59 Maschinenöl 0,91 15 380 ... 400 0,125Niob Nb 8,6 2415 54,43 Methanol 0,8 15 65 0,21
Osmium Os 22,5 2500 – Methylchlorid 0,95 15 24 0,16Palladium Pd 12 1552 70,9 Mineral-Schmieröl 0,91 20 > 360 0,13Paraffin 0,9 52 0,26 Petroläther 0,66 20 > 40 0,14
Pech 1,25 – 0,13 Petroleum 0,81 20 > 150 0,13Phosphor (gelb) P 1,83 44 – Quecksilber Hg 13,55 20 357 10
Platin Pt 21,5 1770 70 Salzsäure 10% 1,05 15 102 0,5Polyamid A, B 1,13 ≈ 250 0,34 Schwefelsäure, konz. 1,84 15 338 0,47
Porzellan 2,2 ... 2,5 ≈1650 ≈1 Silikonöl 0,94 20 – 0,22
95
WerkstofftechnikLängenausdehnungskoeffizientZustandsschaubild Eisen-Kohlenstoff,Dauerfestigkeitswerte für Zahnradwerkstoffe
Zementitgehalt in Gew.-%
Längenausdehnungskoeffizient α
Der Längenausdehnungskoeffizient α gibtdie relative Längenänderung eines Stoffesbei einer Temperaturänderung um 1 K an.Für die Längenänderung eines Körpers gilt:
l lo T
mit∆l: Längenänderungenlο: Ausgangslängeα: Längenausdehnungskoeffizient∆T: Temperaturerhöhung
Längenausdehnungskoeffizienten einigerStoffe bei 0 ... 100 °C
Stoff α [10-6/K]
Aluminiumlegierungen 21 ... 24Grauguß (z.B. GG-20, GG-25) 10,5Stahl, unlegiert undniedrig legiert 11,5Stahl, rostbeständig(18CrNi8) 16Stahl, Schnellarbeitsstahl 11,5Kupfer 17Messing CuZn37 18,5Bronze CuSn8 17,5
Zustandsschaubild Eisen-Kohlenstoff
(Kubisch flächenzentriert
(Kubisch raumzentriert)
Mischkristalle
Tem
pera
ture
in °
C
(Ferrit)
Schmelze + δ - Mischkristalle
Schmelze
Schmelze +γ-Mischkristalle
Schmelze +Primär-Zementit
γ-Mischkristalle(Austenit)
γ-Mischkristalle+ Sek.-Zem.+ Ledeburit
Primär-Zementit + Ledeburit
γ-M. +Sek.-Zem.
Perlit
Sek.-Zem.+ Perlit
SeK.-Zementit.+ Perlit+Ledeburit
Lede
burit
e
Primär-Zementit + Ledeburit
Kohlenstoffgehalt in Gew.-%
Mischkristalle
Mischkristalle
Mischkristalle
(Zementit)
Per
lit
Grübchen- und Zahnfußdauerfestigkeit von Stählen
KurzzeichenHärte am fertigen
Zahnrad σHlim σFlimKurzzeichenHV1 N/mm2 N/mm2
Einsatzstähle,einsatzgehärtet
16MnCr520MnCr5
18CrNiMo7-6
720680740
147014701500
430430500
Vergütungsstähle,vergütet
30CrNiMo834CrNiMo642CrMo4
290310280
730770740
300310305
Vergütungsstähle,nitriert
34CrNiMo642CrMo4
630600
10001000
370370
96
WerkstofftechnikWärmebehandlung beim Einsatzhärtenvon Einsatzstählen
Wärmebehandlung beim Einsatzhärten von Einsatzstählen nach DIN EN 10084
Übliche Wärmebehandlung beim Einsatzhärten
A. Direkthärten bzw. Doppelhärten B. Einfachhärten C. Härten nach isothermischemUmwandeln
Direkthärten vonAufkohlungstemperaturen
Einfachhärten von Kern- oderRandhärtetemperaturen
Härten nach isothermischemUmwandeln in der Perlitstufe (e)
Direkthärten nach Absenken aufHärtetemperatur
Einfachhärten nach Zwischenglühen(Weichglühen) (d)
Härten nach isothermischemUmwandeln in der Perlitstufe (e)
und Abkühlen auf Raumtemperatur
a Aufkohlungstemperatur b Härtetemperatur c Anlaßtemperatur d Zwischenglüh- (Weichglüh-) temperatur
Doppelhärten
d Zwischenglüh (Weichglüh ) tem eratur e Umwandlungstemperatur in der Perlitstufe
Übliche Temperaturen beim Einsatzhärten
Stahlsorten a b c
Kurzzeichen Werkstoff-nummer
Aufkohlungs-temperatur 1)
Kernhärte-temperatur 2)
Randhärte-temperatur 2) Abkühlmittel Anlassen
nummer°C °C °C °C
C10 C10E C15
1.03011.11211.0401
880 bis 920Die Wahl des Ab-kühl-(Abschreck-)
15Cr3 17Cr3 16MnCr5 16MnCrS5 20MnCr5 20MnCrS5 20MoCr4 20MoCrS4 20NiCrMo2-2 20NiCrMoS2-2
1.70151.70161.71311.71391.71471.71491.73211.73231.65231.6526
880 bis 980 860 bis 900 780 bis 820
kühl-(Abschreck-)mittels richtet sich, imHinblick auf die erfor-derlichen Bauteilei-genschaften nach derHärtbarkeit bzw. derEinsatzhärtbarkeitdes verwendetenStahles, der Gestaltund dem Querschnittdes zu härtendenWerkstückes sowieder Wirkung des Ab-
150bis200
15CrNi6 18CrNiMo7-6
1.59191.6587
830 bis 870
der Wirkung des Abkühlmittels.
1) Für die Wahl der Aufkohlungstemperatur maßgebenden Kriterien sind hauptsächlich die gewünschte Aufkohlungs-dauer, das gewählte Aufkohlungsmittel und die zur Verfügung stehende Anlage, der vorgesehene Verfahrensablauf so-wie der geforderte Gefügezustand. Für ein Direkthärten wird üblicherweise unterhalb 950 °C aufgekohlt. In besonderen Fällen werden Aufkohlungstemperaturen bis über 1000 °C angewendet.
2) Beim Direkthärten wird entweder von Aufkohlungstemperaturen oder einer niedrigeren Temperatur abgeschreckt. Be-sonders bei Verzugsgefahr kommen aus diesem Bereich vorzugsweise die niedrigeren Härtetemperaturen in Betracht.
97
Inhaltsübersicht Teil 9
Schmieröle Seite
Viskositäts-Temperatur-Diagramm für Mineralöle 98
Viskositäts-Temperatur-Diagramm für Synthetiköle auf Poly-α-Olefine Base 99
Viskositäts-Temperatur-Diagramm für Synthetiköle auf Polyglykol-Basis 100
Kinematische Viskosität und dynamische Viskosität 101
Viskositäts-Tabelle für Mineralöle 102
Teil9
98
SchmieröleViskositäts-Temperatur-Diagramm fürMineralöle
Viskositäts-Temperatur-Diagramm für Mineralöle
Temperatur (°C)
Kin
emat
isch
e V
isko
sitä
t (m
m2 /
s)
99
SchmieröleViskositäts-Temperatur-Diagramm fürSynthetiköle auf Poly--Olefin-Basis
Viskositäts-Temperatur-Diagramm für Synthetiköle auf Poly-α-Olefin-Basis
Temperatur (°C)
Kin
emat
isch
e V
isko
sitä
t (m
m2 /
s)
100
SchmieröleViskositäts-Temperatur-Diagramm fürSynthetiköle auf Polyglykol-Basis
Viskositäts-Temperatur-Diagramm für Synthetiköle auf Polyglykol-Basis
Temperatur (°C)
Kin
emat
isch
e V
isko
sitä
t (m
m2 /
s)
101
SchmieröleKinematische und dynamische Viskositätbei beliebigen Temperaturen für Mineralöle
Kinematische Viskosität υ
Größen zur Ermittlung der kinematischen Viskosität
VG-Klasse W40 [–] m [–]
32 46 68
0,180660,222780,26424
3,76643,72313,6214
100 150 220
0,301780,338130,36990
3,55623,46103,4020
320 460 680
0,399000,425400,45225
3,32013,31513,2958
10001500
0,477170,50192
3,21433,1775
W = m (2,49575 – lgT) + W40 (1)
1010W 0, 8 (2)
m [-]: RichtungskonstanteT [K]: Thermodynamische Temperatur 1)
W40 [-]: Hilfsgröße bei 40 °CW [-]: Hilfsgrößeυ [cSt]: Kinematische Viskosität
1) T = t + 273,15 [K]
Dynamische Viskosität η
η = υ . . 0,001 (3)
= 15 − (t – 15) . 0,0007 (4)
t [°C]: Temperatur15 [kg/dm3]: Dichte bei 15 °C [kg/dm3]: Dichteυ [cSt]: Kinematische Viskositätη [Ns/m2]: Dynamische Viskosität
Dichte 15 in kg/dm3 von Schmierölen für Zahnradgetriebe 2) (Beispiele)
VG-Klasse 68 100 150 220 320 460 680
ARAL Degol BG 0,890 0,890 0,895 0,895 0,900 0,900 0,905
ESSO Spartan EP 0,880 0,885 0,890 0,895 0,900 0,905 0,920
MOBIL OILMobilgear XMP 0,887 0,890 0,896 0,900 0,903 0,907 0,917
CASTROL Optigear BM 0,890 0,901 0,904 0,910 0,917 0,920 0,930
CASTROL Tribol 1000 0,890 0,895 0,901 0,907 0,912 0,920 0,934
2) Getriebeöle auf Mineralölbasis entsprechend der Kennzeichnung CLP nach DIN 51517 Teil 3.Diese Öle entsprechen den in DIN 51517 Teil 3 ausgewiesenen Mindestanforderungen. Siesind für Betriebstemperaturen von -10 °C bis +90 °C (kurzzeitig +100 °C) geeignet.
102
SchmieröleViskositäts-Tabellefür Mineralöle
ISO-VGUngefähreZuordnung
Mittelpunktviskosität (40 °C) undca. Viskositäten in mm2/s (cSt)
bei
SayboltUniversalSekunden
(SSU)
AGMALubricant
UngefähreZuordnung
derISO-VG
DIN51519
Zuordnungder
bisherigenDIN 51502
20 °C 40 °C 50 °C 100 °C(SSU)
bei 40 °C(Mittel-werte)
LubricantN° bei40 °C
1)
Motor-öle
Kfz-Getrie-beöleDIN 51502
cSt cSt cSt Engler cStwerte)
1)
1)
SAE SAE
5 28
4 6 4 1 3 1 55 2(1,7 E)
4,6 4 1,3 1,5
7 412
6 8 5 1 4 2 07 4(2 E)
6,8 5 1,4 2,0
10 921
10 8 1 7 2 510 9(3 E)
10 8 1,7 2,5
15 34 15 11 1 9 3 5 5 W15 – 34 15 11 1,9 3,5 5 W
22 55 22 15 2 3 4 52216
55 22 15 2,3 4,5
10 W 70 W
32
16
88 32 21 3 5 5
10 W 70 W75 W32
2588 32 21 3 5,5 75 W
46
25
137 46 30 4 6 5 214 1 EP4636
137 46 30 4 6,5 214 1 EP 15 W20 W
6836
219 68 43 6 8 5 316 2 2 EP20 W
20 80 W6849
219 68 43 6 8,5 316 2,2 EP 20 80 W49
100 68 345 100 61 8 11 464 3,3 EP 3085 W
150 92 550 150 90 12 15 696 4 4 EP 40
85 W
150 92 550 150 90 12 15 696 4,4 EP 40
220114
865 220 125 16 19 1020 5 5 EP 50 90220144
865 220 125 16 19 1020 5,5 EP 50 90
320 169 1340 320 180 24 24 1484 6 6 EP320 169 1340 320 180 24 24 1484 6,6 EP
460 225 2060 460 250 33 30 2132 7 EP460 225 2060 460 250 33 30 2132 7 EP140
680 324 3270 680 360 47 40 3152 8 EP
140
680 324 3270 680 360 47 40 3152 8 EP
1000 5170 1000 510 67 501000 5170 1000 510 67 50
250
1500 8400 1500 740 98 65
250
1500 8400 1500 740 98 65
1) Angenäherter Vergleichswert zu ISO-VG-Klassen
103
Inhaltsübersicht Teil 10
Stirnradgetriebe SeiteFormelzeichen und Einheiten 104 + 105Allgemeine Einführung 106
Geometrie der EvolventenzahnräderBegriffe und Bestimmungsgrößen der Evolventenverzahnung 106Bezugsprofil 106Modul 107Werkzeugprofil 107Erzeugung der Zahnflanken 108Begriffe und Bestimmungsgrößen eines Stirnrades 109Geometrische Bezeichnungen 109Teilungen 109Profilverschiebung 110Begriffe und Bestimmungsgrößen eines Stirnradpaares 111Benennungen 111Paarungsgrößen 111Überdeckungsverhältnisse 112Zusammenstellung der wichtigsten Formeln 113 – 115Zahnmodifikationen 116 + 117
Tragfähigkeit der EvolventenzahnräderAnwendungsbereich und Zweck 117 + 118Ausgangsgrößen 118 + 119Allgemeine Faktoren 120Anwendungsfaktor 120Dynamikfaktor 120Breitenfaktor 120Stirnfaktor 120Zahnflankentragfähigkeit 121Wirksame Hertzsche Pressung 121Zulässige Hertzsche Pressung 121 + 122Zahnfußtragfähigkeit 122Wirksame Zahnfußspannung 122 + 123Zulässige Zahnfußspannung 124Sicherheiten 124Rechenbeispiel 124 + 125
GetriebebauartenStandardausführungen 125Leistungsverzweigte Getriebe 125Vergleiche 125 + 126Lastwert 126Bezogene Drehmomente 127Wirkungsgrade 128Beispiel 128
GetriebegeräuscheDefinitionen 129Messungen 130Ermittlung über Schalldruck 130Ermittlung über Schallintensität 130 + 131Vorhersagen 131Beeinflussungsmöglichkeiten 132
Teil10
104
StirnradgetriebeFormelzeichen und Einheiten
a mm Achsabstand eines Stirnrad-paares
ad mm Null-Achsabstand
b mm Zahnbreite
cp mm Kopfspiel zwischenBezugsprofil und Gegenprofil
d mm Teilkreisdurchmesser
da mm Kopfkreisdurchmesser
db mm Grundkreisdurchmesser
df mm Fußkreisdurchmesser
dw mm Wälzkreisdurchmesser
e mm Lückenweite auf demTeilzylinder
ep mm Lückenweite desStirnrad-Bezugsprofils
f Hz Frequenz
gα mm Länge derEingriffsstrecke
h mm Zahnhöhe
ha mm Zahnkopfhöhe
haP mm Kopfhöhe desStirnrad-Bezugsprofils
haP0 mm Kopfhöhe desWerkzeug-Bezugsprofils
hf mm Zahnfußhöhe
hfP mm Fußhöhe desStirnrad-Bezugsprofils
hfP0 mm Fußhöhe desWerkzeug-Bezugsprofils
hp mm Zahnhöhe desStirnrad-Bezugsprofils
hP0 mm Zahnhöhe desWerkzeug-Bezugsprofils
hprP0 mm Protuberanzhöhe desWerkzeug-Bezugsprofils
hwP mmGemeinsame Zahnhöhezwischen Bezugsprofilund Gegenprofil
k – Änderungsfaktor derKopfhöhe
m mm Modul
mn mm Normalmodul
mt mm Stirnmodul
n min-1 Drehzahl
p N/mm2 Druck, Pressung
p mm Teilung auf dem Teilkreis
pbt mm Teilung auf dem Grundkreis
pe mm Eingriffsteilung
pen mm Eingriffsteilung imNormalschnitt
pet mm Eingriffsteilung im Stirnschnitt
pex mm Axialteilung
pt mm Stirnteilung, Teilkreisteilung
prP0 mm Protuberanzbetrag am Werkzeug-Bezugsprofil
q mm Bearbeitungszugabe auf den Stirnrad-Zahnflanken
r mm Teilkreisradius, Radius
ra mm Kopfkreisradius
rb mm Grundkreisradius
rw mm Wälzkreisradius
s mm Zahndicke auf dem Teilkreis
san mm Zahndicke auf dem Kopfkreis
sp mm Zahndicke des Stirnrad-Bezugsprofils
sP0 mm Zahndicke des Werkzeug-Bezugsprofils
u – Zähnezahlverhältnis
v m/s Umfangsgeschwindigkeitam Teilkreis
w N/mm Linienlast
x – Profilverschiebungsfaktor
xE – Erzeugungs-Profil-verschiebungsfaktor
z – Zähnezahl
A m2 Verzahnungsfläche
As mm Zahndickenabmaß
BL N/mm2 Lastwert
105
StirnradgetriebeFormelzeichen und Einheiten
D mm Baugrößenmaß
Fn N Zahnnormalkraft
Ft N Nenn-Umfangskraft amTeilkreis
G N Gewichtskraft
HV1 – Vickershärte bei F = 9.81 N
KA – Anwendungsfaktor
KFα – Stirnfaktor (Fuß)
KFβ – Breitenfaktor (Fuß)
KHα – Stirnfaktor (Flanke)
KHβ – Breitenfaktor (Flanke)
Kv – Dynamikfaktor
LpA dB Schalldruckpegel(A-bewertet)
LWA dB Schalleistungspegel(A-bewertet)
P kW Nennleistung derArbeitsmaschine
Rz µm Flankenrauheit max.
SF – Zahnbruchsicherheit
SH – Grübchensicherheit
S m2 Hüllfläche
T Nm Drehmoment
υ40 mm2/s Schmierölviskositätbei 40 °C
Yβ – Schrägenfaktor
Yε – Überdeckungsfaktor
YFS – Kopffaktor
YR – Rauheitsfaktor
YX – Größenfaktor
Zβ – Schrägenfaktor
Zε – Überdeckungsfaktor
ZH – Zonenfaktor
ZL – Schmierstofffaktor
Zv – Geschwindigkeitsfaktor
ZX – Größenfaktor
α Grad Stirnprofilwinkel,Eingriffswinkel
rad Winkel α im Bogenmaß 180
αat Grad Stirnprofilwinkel am Kopf-kreis
αn Grad Normaleingriffswinkel
αP Grad Profilwinkel desStirnrad-Bezugsprofils
αP0 Grad Profilwinkel desWerkzeug-Bezugsprofils
αprP0 Grad Protuberanz-Profilwinkel
αt Grad Stirneingriffswinkel amTeilkreis
αwt Grad Betriebseingriffswinkelam Wälzkreis
β Grad Schrägungswinkel amTeilkreis
βb Grad Schrägungswinkel amGrundkreis
εα – Profilüberdeckung
εβ – Sprungüberdeckung
εγ – Gesamtüberdeckung
η – Wirkungsgrad
ζ Grad Wälzwinkel der Evolvente
mm Rundungsradius
aP0 mm Kopfrundungsradius desWerkzeug-Bezugsprofils
fP0 mm Fußrundungsradius desWerkzeug-Bezugsprofils
σH N/mm2 Wirksame Hertzsche Pres-sung
σHlim N/mm2 Grübchendauerfestigkeit
σHP N/mm2 Zulässige Hertzsche Pres-sung
σF N/mm2 Wirksame Zahnfußspannung
σFlim N/mm2 Zahnfußdauerfestigkeit
σFP N/mm2 Zulässige Zahnfußspannung
Bemerkung: Die Einheit rad ( = Radiant ) kanndurch 1 ersetzt werden.
106
StirnradgetriebeEinführungGeometrie der Evolventenzahnräder
1. Stirnradgetriebe
1.1 EinführungFür die Drehmoment- und Drehzahlanpassungvon Kraft- und Arbeitsmaschinen verwendetman in der Industrie vorwiegend Getriebe miteinsatzgehärteten und feinbearbeiteten Zahn-rädern. Die Feinbearbeitung der Zahnflanken er-folgt nach dem Aufkohlen und Härten durchSchleifen (oder Zerspanen mittels hartstoffbe-schichteter Wälz- bzw. Stoßwerkzeuge). Ge-triebe mit einsatzgehärteten Zahnrädern weisenim Vergleich zu anderen Getrieben, z.B. mit ver-güteten oder auch nitrierten Zahnrädern diegrößten Leistungsdichten auf, d.h. bei gleichenDrehmomenten und Drehzahlen benötigen sieden geringsten Bauraum. Zahnradgetriebe ha-ben ferner die besten Wirkungsgrade. Die Be-wegungsübertragung erfolgt schlupffrei mitkonstant bleibendem Drehzahlverhältnis. Auchbei veränderlicher Drehzahlanpassung stellt einstufenlos verstellbares Getriebe mit vor- odernachgeschalteten Zahnradstufen in der Regeldie wirtschaftlichste Lösung dar.In Industriegetrieben kommen fast ausnahmslosEvolventenzahnräder zum Einsatz. Gegenüberanderen Zahnprofilen liegen im wesenlichenfolgende technische und wirtschaftliche Vorteilevor: einfache Fertigung mit geradflankigen
Werkzeugen; gleiches Werkzeug für alle Zähnezahlen; Erzeugung unterschiedlicher Zahnformen
und Achsabstände bei gleicher Zähnezahl mitdem selben Werkzeug durch Profilverschie-bung;
gleichmäßige Bewegungsübertragung auchbei Achsabstandsabweichung vom Sollwert;
Richtung der Zahnnormalkraft bleibt währenddes Zahneingriffes konstant;
hoher Entwicklungsstand; gute Marktverfügbarkeit.
Durch den Einsatz von leistungsverzweigtenZahnradgetrieben können die Abtriebsdrehmo-mente gegenüber Getrieben ohne Leistungsver-zweigung um das zwei- bis dreifache gesteigertwerden. Die leistungsverzweigten Getriebe ha-ben meist eine An- und Abtriebswelle. Innerhalbdes Getriebes verzweigt sich die Leistung undfließt am Rad der Abtriebswelle wieder zusam-men. Die gleichmäßige Verteilung der Leistungauf einzelne Zweige wird durch besondere kon-struktive Maßnahmen erreicht.
1.2 Geometrie der EvolventenzahnräderIn den folgenden Abschnitten 1.2.1 bis 1.2.4werden die nach DIN 3960 wichtigsten Begriffeund Bestimmungsgrößen von Verzahnungenfür Stirnräder und Stirnradpaare dargestellt. /1/
1.2.1 Begriffe und Bestimmungsgrößen derEvolventenverzahnung.
1.2.1.1 BezugsprofilDas Bezugsprofil ist der Normalschnitt durch dieVerzahnung der Bezugs-Zahnstange, die derStirnradverzahnung an einem Außenrad mit un-endlich großem Durchmesser und unendlichgroßer Zähnezahl entspricht. Im einzelnen gehtaus Bild 1 hervor:– die Flanken des Bezugsprofils sind Geraden
und liegen symmetrisch unter dem Profilwin-kel αP zur Zahnmittellinie;
– zwischen dem Modul m und der Teilung p be-steht die Beziehung p = πm;
– auf der Profilbezugslinie sind die Nennmaßeder Zahndicke und der Lückenweite gleichgroß, d.h. sP = eP = p/2;
– das Kopfspiel cP zwischen Bezugsprofil undGegenprofil beträgt 0,1 m bis 0,4 m;
– die Zahnkopfhöhe ist mit haP = m, die Zahn-fußhöhe mit hfP = m + cP und folglich dieZahnhöhe mit hP = 2 m + cP festgelegt;
– die gemeinsame Zahnhöhe von Bezugs- undGegenprofil ist hwP = 2 m.
Kopflinie Gegenprofil
Profilbezugslinie
Bezugsprofil
Fußlinie
Fußrundung
Zahnlückengrund
Zahnmittellinie
Bild 1 Bezugsprofil für Evolventenstirnräder (nach DIN 867)
107
StirnradgetriebeGeometrie der Evolventenzahnräder
1.2.1.2 ModulDer Modul m des Bezugsprofils ist der imNormalschnitt geltende Normalmodul mn derStirnradverzahnung. Bei einem Schrägzahn-Stirnrad mit dem Schrägungswinkel β am Teil-kreis ergibt sich in einem Stirnschnitt der
Stirnmodul mt = mn / cosβ. Bei einem Gerad-zahn-Stirnrad ist β = 0 und somit der Modulm = mn = mt. Um die Anzahl der notwendigenVerzahnungswerkzeuge zu begrenzen, ist derModul m in Vorzugsreihe 1 und Reihe 2 ge-normt, siehe Tabelle 1.
Tabelle 1 Auswahl einiger Moduln m in mm (nach DIN 780)
Reihe 1 1 1,25 1,5 2 2,5 3 4 5 6 8 10 12 16 20 25 32
Reihe 2 1,75 3,5 4,5 7 9 14 18 22 28
1.2.1.3 WerkzeugprofilDas Werkzeug-Bezugsprofil nach Bild 2a ist dasGegenprofil zum Stirnrad-Bezugsprofil nach Bild1. Der Werkzeug-Profilwinkel αP0 = αP beträgtbei Industriegetrieben in der Regel 20 Grad.Die Werkzeug-Zahndicke sP0 an der Werkzeug-Profilbezugslinie richtet sich nach der Bearbei-tungsstufe. Das Vor-Verzahnungswerkzeug läßtauf beiden Flanken der Zähne eine Bearbei-tungszugabe q für den bei der Fertigbearbeitungerforderlichen Bearbeitungsabtrag stehen. DieWerkzeug-Zahndicke ist daher bei Vor-Verzah-nungswerkzeugen sP0 < p / 2 und bei Fertig-Ver-zahnungswerkzeugen sP0 = p / 2.Das Vor-Verzahnungswerkzeug erzeugt amStirnrad den Fußkreisdurchmesser und die Fuß-rundung. Das Fertig-Verzahnungswerkzeug ent-fernt die Bearbeitungszugabe auf den Flanken,berührt gewöhnlich aber nicht -wie beim Zahn-profil im Bild 3a- den Fußkreis.Zwischen Vor- und Fertigbearbeitung erfolgteine Wärmebehandlung der Stirnräder, die in derRegel einen Verzug der Zähne und ein Wachsen
der Fuß- und Kopfkreise bewirkt. Besonders beiStirnrädern mit relativ großer Zähnezahl bzw.kleinem Modul besteht dann bei der Fertigbear-beitung die Gefahr der Erzeugung einer Zahn-fußkerbe. Zur Vermeidung erhalten Vor-Verzah-nungswerkzeuge Protuberanzflanken gemäßBild 2b. Sie erzeugen am Stirnrad einen Fußfrei-schnitt, siehe Bild 3b. Am Werkzeug müssen derProtuberanzbetrag αprP0 sowie der Kopfrun-dungsradius
aP0 so bemessen sein, daß beimStirnrad das aktive Zahnprofil nicht verkleinertund der Zahnfuß nicht übermäßig geschwächtwird.Bei Stirnradgetrieben mit kleinen Moduln nimmtman oft mit Absicht eine Fußkerbe in Kauf, wennsie zum Fußkreis einen ausreichend großen Ab-stand hat und somit die Zahnfußtragfähigkeitnicht durch die Kerbwirkung beeinträchtigt, Bild3c. Damit der Kopfkreis des Gegenrades dieFußrundung nicht berührt, ist für die Radpaarungeine Überprüfung auf Eingriffsstörungen (Inter-ferenz) notwendig /1/.
b) Protuberanzflankea) Werkzeug-Profilbezugslinie
Bild 2Bezugsprofile von Verzahnungswerkzeugen für Evolventenstirnräder
a) Für Vorverzahnung und Fertigverzahnungb) Für Vorverzahnung mit Fußfreischnitt (Protuberanz)
108
StirnradgetriebeGeometrie der Evolventenzahnräder
Bild 3Zahnprofile von Stirnrädern bei Vor- und Fertigverzahnung
Fußfreischnitt
Fertigverzahnung
Bearbeitungs-zugabe q
Vorverzahnung
Fußkerbe
a) Vor- und Fertigverzahnung bis zum Fußkreisb) Vorverzahnung mit Fußfreischnitt (Protuberanz)c) Fertigungsverzahnung mit Fußkerbe
c)a) b)
1.2.1.4 Erzeugung der ZahnflankenEine Mantellinie des Grundzylinders mitdem Grundkreisdurchmesser db erzeugt beimAbwickeln des Mantels die Evolventenflächeeines Geradzahn-Stirnrades. Eine in der abge-wickelten Mantelfläche zur Mantellinie um denGrundschrägungswinkel βb geneigt liegendeGerade erzeugt die Evolventenfläche einesSchrägzahn-Stirnrades, Bild 4.Die stets in einem Stirnschnitt liegende Evolente,
Bild 5, wird mit dem Stirnprofilwinkel α und demRadius r durch die Beziehungen
invα = tanα − (1)
r = rb / cosα (2)
beschrieben. rb = db / 2 ist der Grundkreisradius.Der Winkel invα wird Evolventenfunktion und derWinkel
ζ = + invα = tanα wird Wälzwinkel genannt.
Bild 5Evolvente in einem Stirnschnitt
abgewickelteGrundzylinder-Mantelfläche
Bild 4Grundzylinder mit Evolventenfläche
und Erzeugender
Grundzylinder-Mantellinie
Evolvente des Grund-zylinders
Evolventenfläche
abgewickelteMantellinie
Erzeugende
Evolvente desGrundzylinders
GrundzylinderEvolvente
109
StirnradgetriebeGeometrie der Evolventenzahnräder
1.2.2 Begriffe und Bestimmungsgrößen ei-nes Stirnrades
1.2.2.1 Geometrische BezeichnungenBild 6 zeigt die wichtigsten geometrischen Grö-ßen eines Stirnrades.Der Teilkreis ist der Schnitt des Teilzylinders miteiner Stirnschnittebene. Bei der Erzeugung derZahnflanken wälzt die Wälzgerade des Werk-zeuges am Teilkreis ab. Der Teilkreisumfang ent-spricht daher dem Produkt aus der Teilung p undZähneanzahl z, d.h. π · d = p · z. Wegen mt = p / πfolgt somit für den Teilkreisdurchmesser die Glei-chung d = mt · z. Viele geometrische Größen desStirnrades werden auf den Teilkreis bezogen.Am Schnittpunkt des Teilkreises mit der Evol-vente bezeichnet man bei einem Schrägzahn-Stirnrad den im Stirnschnitt liegenden Stirnprofil-
winkel α als Stirneingriffswinkel αt, vgl. Bild 5 und7. Legt man im Normalschnitt an die Evolventen-fläche im Schnittpunkt mit dem Teilkreis eineTangente, dann bezeichnet man den entspre-chenden Winkel als Normaleingriffswinkel αn. Erist gleich dem Profilwinkel αP0 des Werkzeuges.Mit dem Schrägungswinkel β am Teilkreis be-steht der Zusammenhang tanαn = cosβ · tanαt.Bei einem Geradzahn-Stirnrad ist αn = αt.Zwischen dem Grundschrägungswinkel βb unddem Schrägungswinkel β am Teilkreis gilt dieBeziehung sinβb = cosαn · sinβ. Den Grund-kreisdurchmesser db erhält man aus dem Teil-kreisdurchmesser d nach db = d · cosαt.Bei innenverzahnten Rädern sind Zähnezahl zund damit auch die Durchmesser d, db, da, dfnegativ.
Linksflanke
Rechtsflanke
Flankenlinie
Teilzylinder
Teilkreis
d Teilkreisdurchmesserda Kopfkreisdurchmesserdf Fußkreisdurchmesserb Zahnbreiteh Zahnhöheha Zahnkopfhöhehf Zahnfußhöhes Zahndicke am Teilkreise Lückenweite am Teilkreisp Teilung am Teilkreis
Bild 6Bezeichnungen am Stirnrad
1.2.2.2 TeilungenDie Teilung pt eines Schrägzahn-Stirnrades (beieinem Geradzahn-Stirnrad: p) im Stirnschnitt istdie Länge des Teilkreisbogens zwischen zweiaufeinanderfolgenden Rechts- oder Linksflan-ken, siehe Bild 6 und 7. Mit der Zähnezahl z folgtpt = π · d / z = π · mt.Die Stirneingriffsteilung pet eines Schrägzahn-Stirnrades ist gleich der Grundkreisteilung pbt,somit pet = pbt = π · db / z. Im Normalschnitt folgtdaraus die Normalteilung pen = pet / cosβb undim Achsschnitt die axiale Teilung pex = pet / tanβb,vgl. hierzu Bild 13.
Bild 7Teilungen im Stirnschnitt eines
Schrägzahn-Stirnrades
110
StirnradgetriebeGeometrie der Evolventenzahnräder
1.2.2.3 ProfilverschiebungBei der Herstellung der Zahnflanken des Stirnra-des mit einem zahnstangenförmigen Werkzeug(z.B. Wälzfräser) wälzt eine zur Werkzeug-Profil-bezugslinie parallele Wälzgerade auf dem Teil-kreis ab. Der Abstand (x · mn) der Wälzgeradenzur Werkzeug-Profilbezugslinie ist die Profilver-schiebung und x der Profilverschiebungsfaktor,siehe Bild 8.Die Profilverschiebung ist positiv, wenn dieWerkzeug-Profilbezugslinie vom Teilkreis aus inRichtung zum Zahnkopf und negativ, wenn siezum Zahnfuß des Stirnrades verschoben liegt.Dieses gilt sowohl für außen- als auch für innen-verzahnte Stirnräder. Bei innenverzahnten Stirn-rädern liegt der Zahnkopf nach innen. Die Profil-verschiebung für außenverzahnte Stirnräder sollungefähr in den im Bild 9 dargestellten Grenzendurchgeführt werden.Die Grenzprofilverschiebungen xmin und xmaxsind in Abhängigkeit von der Ersatzzähnezahlzn = z / (cosβ · cos2βb) dargestellt. Die obereGrenze xmax berücksichtigt die Spitzgrenze derZähne und gilt für eine Zahnkopfdicke im Nor-malschnitt von san = 0,25 mn. Bei Unterschrei-tung der unteren Grenze xmin entsteht Unter-schnitt, der die nutzbare Evolvente kürzt und denZahnfuß schwächt.Eine positive Profilverschiebung führt zu einemZuwachs der Zahnfußdicke und damit zu einerSteigerung der Zahnfußtragfähigkeit. Bei kleinenZähnezahlen wirkt sich dieses wesentlich stär-ker aus als bei großen Zähnezahlen. Am Ritzelstrebt man meist eine größere Profilverschie-bung als am Rad an, um so für beide Räder glei-che Zahnfußtragfähigkeiten zu erzielen, vgl. Bild19.Weitere Kriterien zur Festlegung der Profilver-schiebung enthalten /2/, /3/ und /4/. Der Profilver-schiebungsfaktor x bezieht sich auf eine spiel-und abweichungsfreie Verzahnung. Um Zahn-dickenabmaße As (für Flankenspiel und Ferti-gungstoleranzen) sowie Bearbeitungszugabenq (für Vorverzahnungen) zu berücksichtigen,muß man bei der Fertigung des Stirnrades fol-genden Erzeugungsprofilverschiebungsfaktorvorgeben:
XE = x + As
2mn · tan αn+
q
mn · sin αn(3)
Bild 8Verschiedene Lagen der Werkzeug-Profil-bezugslinie zur Wälzgeraden durch denWälzpunkt C.
a) Nullverschiebung; x = 0 b) Negative Profilverschiebung; x < 0 c) Positive Profilverschiebung; x > 0
a)
Werkzeug-Profilbezugslinie = Wälzgerade
b)
c)
Werkzeug-Profilbezugslinie Wälzgerade
Wälzgerade
Bild 9Grenzprofilverschiebung xmax (Spitzgrenze)und xmin (Unterschnittgrenze) für außenver-zahnte Stirnräder in Abhängigkeit von derErsatzzähnezahl zn (für innenverzahnteStirnräder: siehe /1/ und /3/).
111
StirnradgetriebeGeometrie der Evolventenzahnräder
1.2.3 Begriffe und Bestimmungsgrößen ei-nes Stirnradpaares
1.2.3.1 BenennungenZwei im Eingriff stehende außenverzahnte Stirn-räder (Außenräder) bilden ein Außenradpaar.Bei einem Schrägzahn-Außenradpaar hat daseine Stirnrad eine rechtssteigende und das an-dere eine linkssteigende Flankenrichtung.Die Paarung eines außenverzahnten mit eineminnenverzahnten Stirnrad (Hohlrad) ist ein In-nenradpaar. Bei einem Schrägzahn-Innenrad-paar haben beide Stirnräder gleiche Flanken-richtungen, und zwar entweder rechts- oderlinkssteigend. Größen für das kleinere Stirnrad(Ritzel) erhalten den Index 1 und für das größereStirnrad (Rad bzw. Hohlrad) den Index 2.Bei einem Null-Radpaar haben beide Stirnräderdie Profilverschiebungsfaktoren x1 = x2 = 0 (Null-Räder).Bei einem V-Null-Radpaar haben beide Stirnrä-der Profilverschiebungen (V-Räder), und zwarmit x1 + x2 = 0, d.h. x1 = - x2.Ein V-Radpaar liegt vor, wenn x1 + x2 ≠ 0 ist.Eines der beiden Stirnräder kann aber den Profil-verschiebungsfaktor x = 0 haben.
1.2.3.2 PaarungsgrößenDas Zähnezahlverhältnis eines Radpaares istdas Verhältnis der Zähnezahl z2 des Großradeszur Zähnezahl z1 des Ritzels, somit u = z2 / z1.Betriebswälzkreise mit dem Durchmesserdw = 2 · rw sind bei einem Stirnradpaar diejenigenStirnschnittkreise, die im gemeinsamen Berühr-punkt (Wälzpunkt C) gleiche Umfangsgeschwin-digkeiten haben, Bild 10. Die Betriebswälz-kreise teilen den Achsabstand a = rw1 + rw2 imVerhältnis der Zähnezahlen, somit wird dw1 =2 · a / (u + 1) und dw2 = 2 · a · u / (u +1).Sowohl bei einem Null-Radpaar als auch beieinem V-Null-Radpaar ist der Achsabstandgleich dem Null-Achsabstand ad = (d1 + d2) / 2,und die Wälzkreise sind zugleich Teilkreise, d.h.dw = d. Dagegen ist bei einem V-Radpaar derAchsabstand nicht gleich dem Null-Achsabstandund die Wälzkreise sind nicht zugleich Teilkreise.Soll bei V-Radpaaren das Kopfspiel cp des Be-zugsprofils erhalten bleiben (was nicht zwingendnotwendig ist), dann ist eine Kopfhöhenände-rung vorzunehmen. Diese erfaßt der Kopfhöhen-änderungsfaktor k = (a - ad) / mn - (x1 + x2). BeiNull-Radpaaren ist k = 0. Bei Außenradpaaren istk < 0 d.h. die Kopfkreisdurchmesser beider Stirn-räder werden kleiner. Bei Innenradpaaren istk > 0, d.h. die Kopfkreisdurchmesser beiderStirnräder werden größer (beim Hohlrad mitnegativem Kopfkreisdurchmesser wird der Ab-solutbetrag kleiner).
Bild 10Stirnschnitt eines Außenradpaares mit sich
berührenden Linksflanken
Auf der Eingriffslinie berühren sich beim Abwäl-zen der Zähne entweder die beiden Links- oderdie beiden Rechtsflanken eines Stirnradpaares.Bei Flankenwechsel ergibt sich jeweils eine zurMittellinie durch O1 O2 spiegelsymmetrisch lie-gende Eingriffslinie. Die Eingriffslinie im Bild 10mit sich berührenden Linksflanken tangiert diebeiden Grundkreise in den Punkten T1 und T2.Sie schließt mit der gemeinsamen Tangente andie Wälzkreise den Betriebseingriffswinkel αwtein.Der Betriebseingriffswinkel αwt ist der zum Be-triebswälzkreis gehörende Stirnprofilwinkel. Erbestimmt sich nach Bild 10 aus cos αwt = db1 /dw1 = db2 / dw2. Für Null-Radpaare ist der Be-triebseingriffswinkel gleich dem Stirneingriffs-winkel am Teilkreis, d.h. αwt = αt.Die Eingriffsstrecke mit der Länge gα ist der Teilder Eingriffslinie, der durch die beiden Kopf-kreise der Stirnräder begrenzt wird, Bild 11.Der Anfangspunkt A der Eingriffsstrecke ergibtsich als Schnitt der Eingriffslinie mit dem Kopf-kreis des getriebenen Stirnrades und der End-punkt E als Schnitt der Eingriffslinie mit demKopfkreis des treibenden Stirnrades.
112
StirnradgetriebeGeometrie der Evolventenzahnräder
Bild 11Eingriffsstrecke AE im Stirnschnitt einer
Außenradpaarung
A EingriffsanfangE EingriffsendeC Wälzpunkt
treibend
Eingriffslinie
getrieben
1.2.3.3 ÜberdeckungsverhältnisseDie Profilüberdeckung εα im Stirnschnitt ist dasVerhältnis der Eingriffsstrecke gα zur Stirnein-griffsteilung pet, d.h. εα = gα / pet, vgl. Bild 12.Bei Geradzahn-Stirnradpaaren gibt die Profil-überdeckung die durchschnittliche Anzahl derZahnpaare an, die während der Eingriffszeiteines Zahnpaares im Eingriff sind. Nach Bild 12befindet sich das linke Zahnpaar im Einzelein-griffspunkt D, wenn das rechte Zahnpaar am Ein-griffsanfang bei A in den Eingriff kommt. Dasrechte Zahnpaar befindet sich im Einzeleingriff-spunkt B, wenn das linke Zahnpaar am Eingriff-sende bei E den Eingriff verläßt. Entlang der Ein-zeleingriffsstrecke BD ist ein Zahnpaar und ent-lang der Doppeleingriffsstrecken AB und DE sindgleichzeitig zwei Zahnpaare im Eingriff.Bei Schrägzahn-Stirnradpaaren läßt sich errei-chen, daß stets zwei oder mehr Zahnpaaregleichzeitig im Eingriff sind. Den Überdeckungs-anteil infolge der Schrägstellung der Zähne er-faßt die Sprungüberdeckung εβ als das Verhält-nis der Zahnbreite b zur Axialteilung pex, d.h.εβ = b / pex, vgl. Bild 13.Die Gesamtüberdeckung εγ ist die Summe vonProfilüberdeckung und Sprungüberdeckung,d.h. εγ = εα + εβ.Mit zunehmender Gesamtüberdeckung steigt imallgemeinen die Tragfähigkeit, während die Ge-räuschanregung sinkt.
Bild 12Einzel- und Doppeleingriff im Stirnschnitt
eines Außenradpaares
B, D EinzeleingriffspunkteA, E Eingriffsanfang bzw. -endeC Wälzpunkt
treibend
Eingriffslinie
getrieben
Bild 13Teilungen in der Eingriffsebene
A EingriffsanfangE Eingriffsende
Eingriffsstrecke
113
StirnradgetriebeGeometrie der Evolventenzahnräder
1.2.4 Zusammenstellung der wichtigstenFormeln
Die Tabellen 2 und 3 enthalten die wichtigstenFormeln zur Bestimmung der Größen einesStirnrades und eines Stirnradpaares, und zwarsowohl für Außenrad- als auch Innenradpaare.
Folgende Vorzeichenregeln sind zu beachten:Bei Innenradpaaren ist die Zähnezahl z2 desHohlrades negativ. Damit sind auch der Achsab-stand a bzw. ad und das Zähnezahlverhältnis usowie die Durchmesser d2, da2, db2, df2, dw2 unddie Ersatzzähnezahlen zn2 negativ.
Bei der Auslegung eines Stirnradpaares für dieStirnradstufen sind von den Ausgangsgrößender Tabelle 2 und 3 in der Regel nur der Normal-eingriffswinkel αn und das Zähnezahlverhältnis u
gegeben. Die Ritzelzähnezahl legt man im Hin-blick auf Laufruhe sowie ausgewogene Fuß- undFlankentragfähigkeit mit etwa z1 = 18 ... 23 fest.Bei Forderung nach hoher Fußtragfähigkeit kannman bis z1 = 10 heruntergehen. Der Schrä-gungswinkel wird mit β = 10 bis 15 Grad, in Son-derfällen auch bis 30 Grad vorgegeben. Die Pro-filverschiebungsgrenzen im Bild 9 sind zu beach-ten. Beim Ritzel sollte der Profilverschiebungs-faktor etwa im Bereich x1 = 0,2 bis 0,6 und abetwa u > 2 die Breite im Bereich b1 = (0,35 bis0,45) a liegen. Der Achsabstand a richtet sichentweder nach der geforderten Leistungsüber-tragung oder nach den baulichen Gegebenhei-ten.
mt =mn
cosβ
tanαt =tanαn
cosβ
sinβb = sinβ · cosαn
d = mt · z
df = d – 2 (haP0 – mn · xE)
db = d · cosαt
pt = zπ · d = π · mt
pet = pbt = zπ · db = pt · cosαt
cos αat =dbda
st = mt ( 2π
+ 2 · x · tanαn)
sn = st · cosβ
sat = da (d
+ invαt – invαat)st
zn =cosβ · cos2βb
z
**)
da = d + 2 mn (1 + x + k)
114
StirnradgetriebeGeometrie der Evolventenzahnräder
Tabelle 2 Bestimmungsgrößen für ein Stirnrad *)
Ausgangsgrößen:mn mm Normalmodulαn Grad Normaleingriffswinkelβ Grad Schrägungswinkel am Teilkreisz – Zähnezahl *)x – ProfilverschiebungsfaktorxE – Erzeugungs-Profilverschiebungsfaktor, siehe Gl. (3)haP0 mm Werkzeugkopfhöhe
Berechnungsgröße Formel
Stirnmodul
Stirneingriffswinkel
Grundschrägungswinkel
Teilkreisdurchmesser
Kopfkreisdurchmesser (k siehe Tabelle 3)
Fußkreisdurchmesser
Grundkreisdurchmesser
Stirnteilung
StirneingriffsteilungGrundkreisteilung
Profilwinkel am Kopfkreisim Stirnschnitt
Zahndicke am Teilkreisim Stirnschnitt
Zahndicke am Teilkreisim Normalschnitt
Zahndicke am Kopfkreisim Stirnschnitt
Ersatzzähnezahl
*) Beim Hohlrad ist z negativ einzusetzen **) invα, siehe Gleichung (1).
u =z2
a =
dw1 =
gα =
cosαwt =mt
2 · a
z1
x1 + x2 =z1 + z2
2 · tanαn(invαwt – invαt)
invαwt = 2x1 + x2
tanαn + invαtz1 + z2
mt
2(z1 + z2)
cosαtcosαwt
ad =mt
2(z1 + z2)
k =a – ad
mn– (x1 + x2)
2 · au + 1
= d1cosαt
cosαwt
dw2 =2 · a · uu + 1
= d2cosαt
cosαwt
12
( da12 – db1
2 + uu
da22 – db2
2 ) – a · sinαwt
gαpet
εα =
εβ =b · tanβb
petb = min (b1, b2)
εγ = εα + εβ
(z1 + z2) cosαt
115
StirnradgetriebeGeometrie der Evolventenzahnräder
Tabelle 3 Bestimmungsgrößen für ein Stirnradpaar *)
Ausgangsgrößen:Es müssen die Bestimmungsgrößen für Ritzel und Rad nach Tab. 2, ferner die Zahnbreiten b1 und b2, sowie entweder der Achsabstand a oder die Summe der Profilverschiebungsfaktoren x1 + x2 gegeben sein.
Berechnungsgröße Formel
Zähnezahlverhältnis
Betriebseingriffswinkel(a vorgegeben)
Summe Profilverschiebungsfaktoren(a vorgegeben)
Betriebseingriffswinkel(x1 + x2 vorgegeben)
Achsabstand (x1 + x2 vorgegeben)
Null-Achsabstand
Kopfhöhenänderungsfaktor **)
Betriebswälzkreisdurchmesser Ritzel
Betriebswälzkreisdurchmesser Rad
Länge der Eingriffsstrecke
Profilüberdeckung
Sprungüberdeckung
Gesamtüberdeckung
*) Bei Innenradpaaren z2 und a negativ einsetzen**) Siehe Abschnitt 1.2.3.2.
116
StirnradgetriebeGeometrie der Evolventenzahnräder
1.2.5 ZahnmodifikationenDie in den vorausgegangenen Abschnitten 1.2.1bis 1.2.4 angegebenen Bestimmungsgrößen be-ziehen sich auf abweichungsfreie Stirnräder. Diehochfesten Zahnradwerkstoffe ermöglichen je-doch eine hohe Lastausnutzung der Getriebe.Infolgedessen kommt es zu merklichen Verfor-mungen der elastischen Getriebebauteile.Die Durchbiegung an den Zahnköpfen beträgt inder Regel ein Vielfaches der fertigungsbedingtenFormabweichungen. Dieses führt zu Störungendes Zahneingriffs am Ein- und Austritt, vgl. Bild14. Tragfähigkeit und Geräuschanregung wer-den negativ beeinflußt.
Bild 14Stirnradpaar unter Belastung
1 Treibendes Stirnrad2 Getriebenes Stirnrad
a, b Im Eingriff befindliches Zahnpaarc, d In Eingriff kommendes Zahnpaar
Eingriffs-linie
Die Belastung bewirkt außerdem Durchbiegun-gen und Verdrillungen von Ritzel- und Radwelle,Ritzel- und Radkörper sowie Lagerabsenkungenund Gehäuseverformungen. Hieraus ergebensich Schiefstellungen der Zahnflanken, die häu-fig beträchtlich höher liegen als fertigungsbe-dingte Flankenlinienabweichungen, siehe Bild15. Es kommt zu ungleichmäßigem Breiten-tragen, was ebenfalls Tragfähigkeit und Ge-räuschanregung ungünstig beeinflußt.Der Einlaufabtrag von einsatzgehärteten Zahn-rädern macht nur wenige Mikrometer aus undkann die genannten Abweichungen nicht kom-pensieren. Um das hohe Tragvermögen von ein-satzgehärteten Zahnrädern wieder herzustellenund vermehrte Geräuschbildung zu senken,werden gezielte Abweichungen von der Evol-vente (Höhenmodifikation) und von der theoreti-schen Flankenlinie (Breitenmodifikation) gefer-tigt, um so unter Last wieder nahezu ideale Geo-metrien mit gleichmäßiger Lastverteilung zu er-halten.Die lastbedingten Modifikationen werden nur füreine Last - in der Regel für 70 ... 100% der dau-
ernd wirkenden Nennlast - berechnet und gefer-tigt /5,6,7/. Man erhält bei geringer Teillast Trag-bilder, die nicht über die gesamte Zahnhöhe und-breite reichen. Dieses muß vor allem bei Trag-bildkontrollen unter niedrigen Belastungen be-rücksichtigt werden. Die maximale örtliche Last-übertragung ist jedoch bei Teillast immer gerin-ger als die theoretisch gleichmäßige Lastvertei-lung unter Vollast. Bei Teillast verringert sich beimodifizierten Verzahnungen wegen unvollstän-diger Traganteile der Überdeckungsgrad, wo-durch die Geräuschanregungspegel im unterenTeillastbereich ansteigen. Mit steigender Bela-stung nehmen die Traganteile und damit derÜberdeckungsgrad zu, so daß die Anregungspe-gel sinken. Radpaare, die nur gering belastetwerden, benötigen keine Modifikationen.
Breitenlast-verteilung w
Bild 15Verformungen und Herstellabweichungen
einer Getriebewelle
Ritzel
Rad
BiegungTorsionHerstell-abweichung
Lager-verformungGehäuse-verformung
Einlaufabtrag
WirksameFlankenlinien-abweichung Fβ = Σf-yβ
Bild 16 zeigt übliche Höhen- und Breitenmodi-fikationen. Bei der Höhenmodifikation werdendie Flanken an den Zahnköpfen von Ritzel undRad um den Betrag zurückgenommen, um densie jeweils am Ein- und Austritt infolge Zahn-durchbiegungen vorstehen. Statt Kopf- können
117
StirnradgetriebeGeometrie der EvolventenzahnräderTragfähigkeit der Evolventenzahnräder
auch Fußrücknahmen gefertigt werden, was je-doch wesentlich aufwendiger ist. Man erreicht soeine allmähliche Lastzunahme des in Eingriffkommenden bzw. Lastabnahme des austreten-den Zahnes. Bei der Breitenmodifikation wird
häufig der Flankenlinienmodifikation eine sym-metrische Breitenballigkeit überlagert. Hiermiterzielt man gleichmäßiges Breitentragen bzw.Abbau von Lastkonzentrationen an den Zahnen-den bei Achsverlagerungen.
Höhenmodifikation
Bild 16Zahnmodifikationen zur Beseitigung von örtlichen Lastüberhöhungen infolge
Verformungen unter Nennlast
Breitenmodifikation
1.3 Tragfähigkeit der Evolventenzahnräder
1.3.1 Anwendungsbereich und ZweckDie Tragfähigkeitsberechnung der Stirnräder er-folgt üblicherweise nach dem RechenverfahrenDIN 3990 /8/ (identisch mit ISO 6336), das alsTragfähigkeitsgrenzen Grübchenbildung, Zahn-fußdauerbruch und Warmfressen berücksichtigt.Die Berechnung nach diesem Verfahren ist we-gen des verhältnismäßig großen Normenumfan-ges nur mit Hilfe von EDV-Programmen praktika-bel durchführbar. Den Getriebeherstellern stehtin der Regel ein solches Hilfsmittel zur Verfü-gung. Als Standardwerk gilt das FVA-Stirnrad-programm /9/, welches außerdem noch weitereRechenverfahren einschließt, wie z.B. die Ver-fahren nach Niemann, AGMA, DNV, LRS undandere.DIN 3990 schlägt zur Bestimmung einzelnerFaktoren verschiedene Verfahren A, B, C... vor.Verfahren A ist jeweils genauer als Verfahren Busw. Die Anwendungsnorm /10/ nach DIN 3990beruht auf vereinfachten Verfahren. Wegen der -wenn auch eingeschränkten - Allgemeingültig-keit ist sie jedoch immer noch verhältnismäßigaufwendig.Das folgende Berechnungsverfahren für dieGrübchen- und Fußtragfähigkeit von einsatzge-härteten Stirnrädern stellt eine weitere Vereinfa-chung gegenüber der Anwendungsnorm dar,ohne jedoch an Aussagekraft einzubüßen. Die-ses ist möglich, weil zur Erzielung hoher Tragfä-higkeiten bestimmte Bedingungen eingehaltenwerden, welche zur Folge haben, daß kein Fres-sen auftritt. Die Freß-Tragfähigkeitsberechnungbleibt daher im folgenden unberücksichtigt.
Es muß ausdrücklich betont werden, daß für dieTragfähigkeit von Getrieben das genaue Re-chenverfahren gegenüber dem vereinfachtenstets von größerer Aussagekraft und daher inGrenzfällen allein maßgebend ist.Konstruktion, Werkstoffauswahl, Fertigung,Wärmebehandlung und Betrieb der Industrie-getriebe unterliegen bestimmten Regeln, die zueiner langen Lebensdauer für Stirnräder führen.Diese Regeln sind:– Verzahnungsgeometrie nach DIN 3960;– Stirnräder aus einsatzgehärtetem Stahl;
Zahnflanken in DIN-Qualitätsstufe 6 oderbesser feinbearbeitet;
– Werkstoffqualität und Wärmebehandlungdurch Qualitätskontrollen gemäß DIN3990 /11/ belegt;
– Vorschriftsmäßige Einsatzhärtungstiefennach /12/ mit Oberflächenhärten von 58 ... 62HRC;
– Zahnräder mit notwendigen Zahnmodifika-tionen und ohne schädigende Schleifkerbenim Zahnfuß;
– Getriebe dauerfest ausgelegt; d.h. Lebens-dauerfaktoren ZNT = YNT = 1,0;
– Zahnflankendauerfestigkeit σHlim 1200N/mm2;
– Unterkritischer Betriebsbereich, d. h. Wälz-kreisgeschwindigkeit kleiner als ca. 35 m/s;
– Ausreichende Schmierölversorgung;– Verwendung von vorschriftsmäßigen Getrie-
beölen der Kraftstufe 12 nach FZG-Test undausreichender Graufleckentragfähigkeit;
– Betriebstemperatur maximal 95 °C.
118
StirnradgetriebeTragfähigkeit der Evolventenzahnräder
Unter diesen Voraussetzungen lassen sich in derTragfähigkeitsberechnung nach DIN 3990 eineReihe von Faktoren fest vorgeben, so daß sichder Rechengang zum Teil stark vereinfacht. DieNichteinhaltung der obigen Voraussetzungenbedeutet aber nicht unbedingt eine geringereTragfähigkeit. In Zweifelsfällen sollte man jedochnach dem genaueren Verfahren rechnen.
1.3.2 AusgangsgrößenBasis für die Tragfähigkeitsberechnung ist dasNenndrehmoment der Arbeitsmaschine. Ersatz-
weise kann auch vom Nenndrehmoment des An-triebsmotors ausgegangen werden, sofern diesdem Drehmomentbedarf der Arbeitsmaschineentspricht.Um eine Stirnradstufe berechnen zu können,müssen die in Tabelle 4 aufgeführten Größenvorgegeben sein, und zwar in den dort angege-benen Einheiten. Die geometrischen Größenwerden nach Tabelle 2 und 3 berechnet. Sie sindgewöhnlich in den Werkstattzeichnungen derStirnräder enthalten.
Tabelle 4 Ausgangsgrößen
Kurzzeichen Bedeutung Einheiten
P Leistung kW
n1 Ritzeldrehzahl min-1
a Achsabstand mm
mn Normalmodul mm
da1 Kopfkreisdurchmesser des Ritzels mm
da2 Kopfkreisdurchmesser des Rades mm
b1 Zahnbreite des Ritzels mm
b2 Zahnbreite des Rades mm
z1 Zähnezahl des Ritzels –
z2 Zähnezahl des Rades –
x1 Profilverschiebungsfaktor des Ritzels –
x2 Profilverschiebungsfaktor des Rades –
αn Normaleingriffswinkel Grad
β Schrägungswinkel am Teilkreis Grad
υ40 Kinematische Schmierölviskosität bei 40 °C mm2 / s
Rz1 Rauhtiefe der Ritzelflanke µm
Rz2 Rauhtiefe der Radflanke µm
gα =12 ( da1
2 – db12 + u
uda2
2 – db22 ) – a · sinαwt
Ft = π6 · 107
·d1 · n1
P
Fu = Ft · 2 · ad1 (u + 1)
119
StirnradgetriebeTragfähigkeit der Evolventenzahnräder
Im weiteren Verlauf der Rechnung werden die in Tabelle 5 angegebenen Größen benötigt. Sie leitensich aus den Ausgangsgrößen nach Tabelle 4 ab.
Tabelle 5 Abgeleitete Größen
Bezeichnung Beziehung Einheiten
Zähnezahlverhältnis u = z2 / z1 –
Teilkreisdurchmesserdes Ritzels d1 = z1 · mn / cosβ mm
Zahnumfangskraft amTeilkreis des Ritzels N
Zahnumfangskraft amWälzkreis N
Umfangsgeschwindigkeitam Teilkreis v = π · d1 · n1 / 60000 m/s
Schrägungswinkel amGrundkreis βb = arc sin (cosαn · sinβ) Grad
Ersatzzähnezahl desRitzels zn1 = z1 / (cosβ · cos2βb) –
Ersatzzähnezahl desRades zn2 = z2 / (cosβ · cos2βb) –
Stirnmodul mt = mn / cosβ mm
Stirneingriffswinkel αt = arc tan (tanαn / cosβ) Grad
Betriebseingriffswinkel αwt = arc cos [(z1 + z2) mt · cosαt / (2 · a)] Grad
Stirneingriffsteilung pet = π · mt · cosαt mm
Grundkreisdurchmesserdes Ritzels db1 = z1 · mt · cosαt mm
Grundkreisdurchmesserdes Rades db2 = z2 · mt · cosαt mm
Länge der Eingriffsstrecke mm
Profilüberdeckungsgrad εα = gα / pet –
Sprungüberdeckungsgrad εβ = b · tanβb / pet b = min (b1, b2) –
120
StirnradgetriebeTragfähigkeit der Evolventenzahnräder
1.3.3 Allgemeine Faktoren
1.3.3.1 AnwendungsfaktorDer Anwendungsfaktor KA erfaßt auf die Zahn-räder wirkende Zusatzkräfte, die außerhalb desGetriebes ihre Ursache haben. Er ist abhängigvon den Charakteristiken der Antriebs- und Ab-triebsmaschine, den Kupplungen, den Massen-und Steifigkeitsverhältnissen und den Betriebs-verhältnissen.
Der Anwendungsfaktor bestimmt sich aus demLastkollektiv für das einzelne Zahnrad. NachMöglichkeit sollte KA durch eine genaue Mes-sung oder eine umfassende Systemanalyse be-stimmt werden. Da weder das eine noch das an-dere Verfahren häufig nicht ohne großen Auf-wand durchführbar ist, bietet Tabelle 6 Anhalts-werte, die für alle Räder eines Getriebes glei-chermaßen gelten.
Tabelle 6 Anwendungsfaktor KA
Arbeitsweise der Arbeitsweise der getriebenen MaschineArbeitsweise derAntriebsmaschine gleichmäßig mäßige Stöße mittlere Stöße starke Stöße
gleichmäßig 1,00 1,25 1,50 1,75
leichte Stöße 1,10 1,35 1,60 1,85
mäßige Stöße 1,25 1,50 1,75 2,00 oder höher
starke Stöße 1,50 1,75 2,00 2,25 oder höher
1.3.3.2 DynamikfaktorDer Dynamikfaktor Kv erfaßt die im Zahneingriffverursachten inneren dynamischen Zusatz-kräfte. Mit z1, v und u nach Tabelle 4 und 5berechnet er sich aus
Kv = 1 + 0,0003 · z1 · v1 + u2
u2(4)
1.3.3.3 BreitenfaktorDer Breitenfaktor KHβ berücksichtigt die Überhö-hung der Zahnflankenbeanspruchung infolgeungleichmäßiger Lastverteilung über der Zahn-breite. Er kann nach /8/ mit Hilfe verschiedenerMethoden bestimmt werden. Genaue Methoden,die auf umfangreiche Messungen oder Rech-nungen oder auch auf Kombinationen von bei-den beruhen, sind sehr aufwendig. Einfache Me-thoden sind dagegen ungenau und ergeben we-gen der Abschätzung zur sicheren Seite hinmeistens höhere Faktoren.Für normale Stirnradverzahnungen ohne Brei-tenkorrekturen kann der Breitenfaktor gemäßMethode D nach /8/ in Abhängigkeit von derZahnbreite b und dem Teilkreisdurchmesser d1des Ritzels wie folgt berechnet werden:
KHβ = 1,15 + 0,18 (b / d1)2 + 0,0003 · b (5)
mit b = min (b1, b2). Der Getriebehersteller führtin der Regel eine Analyse der Breitenlastvertei-lung nach einer genauen Rechenmethode durch/13/. Falls notwendig, fertigt er zur Erzielung
gleichmäßigen Breitentragens über der Zahn-breite Breitenmodifikationen, siehe Abschnitt1.2.5. Unter diesen Gegebenheiten liegt derBreitenfaktor im Bereich von KHβ = 1,1 ... 1,25.Als grobe Regel gilt: Eine sinnvoll gewähltebreitensymmetrische Balligkeit reduziert denüber 1,0 liegenden Betrag von KHβ um etwa 40bis 50% und eine gezielt gefertigte Breiten-modifikation um etwa 60 bis 70%.Bei schlanken Wellen mit einseitig angeordnetenRädern oder bei von außen auf die Wellen wir-kenden Querkräften bzw. -momenten könnenbei nicht breitenkorrigierten Rädern die Breiten-faktoren Werte von 1,5 ... 2,0 und in Extremfällensogar bis 2,5 annehmen.Der Breitenfaktor KFβ zur Bestimmung der über-höhten Zahnfußbeanspruchung folgt nähe-rungsweise aus dem Breitenfaktor KHβ nach derBeziehung
KFβ = ( KHβ) 0.9 (6)
1.3.3.4 StirnfaktorenDie Stirnfaktoren KHα bzw. KFα berücksichtigendie Auswirkung ungleichmäßiger Kraftaufteilungauf mehrere gleichzeitig im Eingriff befindlicheZahnpaare. Unter den in Abschnitt 1.3.1 zugrun-degelegten Voraussetzungen folgt gemäß Me-thode B nach /8/ sowohl für die Flanken- als auchdie Fußbeanspruchung
KHα = KFα = 1,0 (7)
121
StirnradgetriebeTragfähigkeit der Evolventenzahnräder
1.3.4 ZahnflankentragfähigkeitFür die Berechnung der Grübchentragfähigkeitwird die Hertzsche Pressung am Wälzkreis zu-grunde gelegt. Die wirksame Hertzsche Pres-sung σH wird für Ritzel und Rad gleich vorausge-setzt. Sie darf die zulässige Hertzsche PressungσHP nicht überschreiten, d.h. σHP , i.e. σH σHP .
1.3.4.1 Wirksame Hertzsche PressungDie wirksame Hertzsche Pressung ist lastabhän-gig und folgt gleichermaßen für Ritzel und Radaus der Beziehung
σH = ZE ZH Zβ Zε (8)u
u + 1 Ftd1 · b
KA Kv KHα KHβ
σH Wirksame Hertzsche Pressung in N/mm2
Ferner bedeuten:b gemeinsame Zahnbreite von Ritzel und
RadFt, u, d1 nach Tabelle 5KA Anwendungsfaktor nach Tabelle 6Kv Dynamikfaktor nach Gl. (4)KHβ Breitenfaktor nach Gl. (5)KHα Stirnfaktor nach GI. (7)ZE Elastizitätsfaktor; ZE = 190 N/mm2
für Zahnräder aus StahlZH Zonenfaktor nach Bild 17Zβ Schrägenfaktor nach Gl. (9)Zε Überdeckungsfaktor nach Gl. (10)
oder (11)
Mit ß nach Tabelle 4 gilt:
cosβZβ = (9)
Mit εα und εβ nach Tabelle 5 gilt:
(10)3
4 – εα (1 – εβ) +εβεα
für εβ < 1Zε =
Zε = (11)1εα
für εβ 1
Bild 17Zonenfaktor ZH abhängig vom Schrägungs-winkel β sowie von den Zähnezahlen z1, z2,und Profilverschiebungsfaktoren x1, x2; vgl.Tabelle 4.
1.3.4.2 Zulässige Hertzsche PressungDie zulässige Hertzsche Pressung bestimmtsich aus
σHP = ZL Zv ZX ZR ZWσHlim
SH(12)
σHP zulässige Hertzsche Pressung in N/mm2.Sie ist für Ritzel und Rad unterschiedlich groß,wenn die Werkstoffestigkeiten σHlim verschiedensind. Die Faktoren ZL, Zv, ZR, ZW und ZX sind für
Ritzel und Rad gleich und werden nachfolgendermittelt.Der Schmierstofffaktor errechnet sich mit derSchmierölviskosität υ40 nach Tabelle 4 aus:
0,25
1 +ZL = 0,91 +
112υ40
2)((13)
122
StirnradgetriebeTragfähigkeit der Evolventenzahnräder
Für den Geschwindigkeitsfaktor gilt mit der Um-fangsgeschwindigkeit v nach Tabelle 5
Zv = 0,93 +0,157
1 + 40v
(14)
Der Rauheitsfaktor bestimmt sich mit der mittle-ren Rauhtiefe RZ = (RZ1 + RZ2) / 2 des Radpaaressowie dem Teilkreisdurchmesser d1 des Ritzels,vgl. Tabelle 4 und 5, aus
ZR =0,513Rz
(15)3
(1 + u) d1 0,08
Der Werkstoffpaarungsfaktor beträgt für einRadpaar mit gleichen Flankenhärten
ZW = 1,0 (16)
Der Größenfaktor errechnet sich mit dem Modulmn nach Tabelle 4 aus
ZX = 1,05 – 0,005 mn (17)
mit der Einschränkung 0,9 ZX 1.
σHlim Grübchendauerfestigkeit des Zahnrad-werkstoffes. Für Zahnräder aus Einsatz-stahl, einsatzgehärtet, weist Bild 18 in Ab-hängigkeit von der Oberflächenhärte derZahnflanken und der Werkstoffqualitäteinen Bereich von 1300 ... 1650 N/mm2
aus. Unter den Voraussetzungen gemäßAbschnitt 1.3.1 kann für Ritzel und Rad dieQualität MQ zugrunde gelegt werden, vgl.Tabelle Seite 95.
SH geforderter Sicherheitsfaktor gegen Grüb-chenbildung, vgl. Abschnitt 1.3.6.
1.3.5 ZahnfußtragfähigkeitBeim Nachweis der Zahnfußtragfähigkeit legtman die maximale Beanspruchung in der Zahn-fußrundung an der 30-Grad-Tangente zugrunde.Für Ritzel und Rad ist jeweils getrennt zu zeigen,daß die wirksame Zahnfußspannung σF die zu-lässige Zahnfußspannung σFP nicht überschrei-tet, d.h. σF < σFP.
Bild 18Grübchendauerfestigkeit σHlim von legiertenEinsatzstählen, einsatzgehärtet, in Abhän-gigkeit von der Oberflächenhärte HV1 derZahnflanken und der Werkstoffqualität.ML geringer QualitätsnachweisMQ normaler QualitätsnachweisME hoher Qualitätsnachweis vgl. /11/
Flankenhärte HV1
1.3.5.1 Wirksame ZahnfußspannungDie lastabhängigen Zahnfußspannungen sindfür Ritzel und Rad in der Regel unterschiedlichgroß. Sie bestimmen sich aus der Beziehung:
F = KA Kv KFα KFβ · (18)b · mn
Ft · YFS Yβ Yε
σF wirksame Zahnfußspannung in N/mm2
Folgende Faktoren sind für Ritzel und Rad gleichgroß:mn, Ft nach Tabelle 4 und 5KA Anwendungsfaktor nach Tabelle 6KV Dynamikfaktor nach Gl. (4)KFβ Breitenfaktor nach Gl. (6)KFα Stirnfaktor nach Gl. (7)Yε Überdeckungsfaktor nach Gl. (19)Yβ Schrägenfaktor nach Gl. (20)
Folgende Faktoren sind für Ritzel und Rad unter-schiedich groß:b1, b2 Zahnbreiten von Ritzel und Rad nach Ta-
belle 4. Sind die Breiten von Ritzel undRad ungleich, so ist für das breitere vonbeiden je Zahnende höchstens ein Über-stand von ein mal Modul als mittragendanzunehmen.
YFS1, Kopffaktoren nach Bild 19. Sie erfas-YFS2 sen den komplexen Spannungszustand
einschließlich der Kerbwirkung in derZahnfußrundung.
123
StirnradgetriebeTragfähigkeit der Evolventenverzahnung
Bild 19Kopffaktor YFS für Außenräder mit Bezugsprofil nach DIN 867 in Abhängigkeit von der Zähne-zahl z (bzw. zn bei Schrägstirnrädern) und dem Profilverschiebungsfaktor x, vgl. Tabelle 4 und5. Für Hohlräder gilt nur annähernd: YFS = YFS∞ (≈ Wert bei x = 1,0 und z = 300).
αn = 20 Grad
ha0 = 1,35 · mn
a0 = 0,2 · mn
αn = 20 Grad
ha0 = 1,4 · mn
a0 = 0,25 · mn
αpr0 = 10 Grad
pr0 = 0,025 · mn
αn = 20 Grad
ha0 = 1,4 · mn
a0 = 0,3 · mn
αpr0 = 10 Grad
pr0 = 0,0205 · mn
YFS
124
StirnradgetriebeTragfähigkeit der Evolventenzahnräder
Mit dem Schrägungswinkel β nach Tabelle 4 unddem Sprungüberdeckungsgrad εβ nach Tabelle 5folgen:
0,75εα
(19)Yε = 0,25 + · cos2β
mit der Einschränkung 0,625 Yε 1
β(20)Yβ = 1 – εβ · 120
mit der EinschränkungYβ max (1 - 0,25 εβ); (1– β/120).
1.3.5.2 Zulässige ZahnfußspannungDie zulässige Zahnfußspannung bestimmt sichfür Ritzel und Rad aus
(SF)σFP = YST YδrelT YRrelT YX
σFlim(21)
σFP zulässige Zahnfußspannung in N/mm2. Sieist für Ritzel und Rad unterschiedlich groß, wenndie Werkstofffestigkeiten σFlim verschieden sind.Die Faktoren YST, YδrelT, YRrelT und YX könnenfür Ritzel und Rad näherungsweise gleich großgesetzt werden.
YST Spannungskorrekturfaktor der Prüfräder zur Bestimmung der Zahnfußdauerfe-stigkeit σFlim. Für Standard-Referenz-
prüfräder legt die Norm YST = 2,0 fest.YδrelT relative Stützziffer (Kerbempfindlichkeit
des Werkstoffes), bezogen auf Stan-dard-Referenzprüfrad. NäherungsweiseYδrelT = 1,0.
In Abhängigkeit vom Modul mn gilt näherungs-weise für den relativen Oberflächenfaktor (Rau-heitsfaktor für Zahnfußrundung), bezogen aufStandard-ReferenzprüfradYRrelT = 1,00 für mn 8 mm
= 0,98 für 8 mm < mn 16 mm (22)= 0,96 für mn > 16 mm
und für den GrößenfaktorYX = 1,05 – 0,01 mn (23)
mit der Einschränkung 0,8 YX 1.σFlim Zahnfußdauerfestigkeit des Zahnrad-
werkstoffes. Bild 20 zeigt für Zahnräderaus Einsatzstahl, einsatzgehärtet, in Ab-hängigkeit von der Oberflächenhärte derZahnflanken und der Werkstoffqualitäteinen Bereich von 310 ... 520 N/mm2. Un-ter den Voraussetzungen nach Abschnitt1.3.1 kann für Ritzel und Rad die zur Qua-lität MQ gehörende Festigkeit zugrundegelegt werden, vgl. Tab. Seite 95.
SF geforderter Sicherheitsfaktor gegenZahnfußdauerbruch, vgl. Abschnitt 1.3.6.
Bild 20Zahnfußdauerfestigkeit σFlim von legiertenEinsatzstählen, einsatzgehärtet, in Abhän-gigkeit von der Oberflächenhärte HV1 derZahnflanken und der Werkstoffqualität.
ML geringer QualitätsnachweisMQ normaler QualitätsnachweisME hoher Qualitätsnachweis vgl. /11/
Flankenhärte HV1
18CrNiMo7-6
15CrNi616MnCr5
1.3.6 SicherheitenAls Mindestsicherheiten werden nach DIN gefor-dert:gegen Grübchenbildung SH = 1,0gegen Zahnfußdauerbruch SF = 1,3.In der Praxis sind höhere Sicherheitswerte ge-bräuchlich. Bei mehrstufigen Getrieben legt manfür die teuren Endstufen die Sicherheiten um 10bis 20% und für die preiswerten Vorstufen meistnoch höher fest.Für risikoreiche Einsatzfälle gibt man die Sicher-heiten ebenfalls höher vor.
1.3.7 RechenbeispielEin Elektromotor treibt über ein mehrstufigesStirnradgetriebe eine Kohlenmühle. Die letzteGetriebestufe soll berechnet werden.Gegeben: Nennleistung P = 3300 kW; Ritzel-drehzahl n1 = 141 min-1; Achsabstand a = 815mm; Normalmodul mn = 22 mm; Kopfkreis-durchmesser da1 = 615,5 mm und da2 = 1100mm; Ritzel- und Radbreite b1 = 360 mm undb2 = 350 mm; Zähnezahlen z1 = 25 und z2 =47; Profilverschiebungsfaktoren x1 = 0,310 undx2 = 0,203; Normaleingriffswinkel αn = 20 Grad;Schrägungswinkel β = 10 Grad; kinematischeSchmierölviskosität υ40 = 320 cSt; Flankenrau-heiten Rz1 = Rz2 = 4,8 µm.Die Stirnräder bestehen aus dem Werkstoff18CrNiMo7-6, sind einsatzgehärtet und mitProfilmodifikation sowie breitensymmetrischerBalligkeit geschliffen.
125
StirnradgetriebeTragfähigkeit der EvolventenzahnräderGetriebebauarten
Nachrechnung: (Werte z.T. gerundet)Zähnezahlverhältnis u = 1,88; Teilkreisdurch-messer des Ritzels d1 = 558,485 mm; Zahnum-fangskraft am Teilkreis Ft = 800425 N; Umfangs-geschwindigkeit am Teilkreis v = 4,123 m/s;Grundschrägungswinkel βb = 9,391 Grad; Er-satzzähnezahlen zn1 = 26,08 und zn2 = 49,03;Stirnmodul mt = 22,339 mm; Stirneingriffswinkelαt = 20,284 Grad; Betriebseingriffswinkel αwt =22,244 Grad; Stirneingriffsteilung pet = 65,829;Grundkreisdurchmesser db1 = 523,852 mm unddb2 = 984,842 mm; Länge der Eingriffsstreckegα = 98,041 mm; Profilüberdeckungsgrad εα =1,489; Sprungüberdeckungsgrad εβ = 0,879.Anwendungsfaktor KA = 1,50 (E-Motor mitgleichmäßiger Arbeitsweise, Kohlenmühle mitmittleren Stößen); Dynamikfaktor KV = 1,027;Breitenfaktor KHβ = 1,20 [nach Gl. (5) folgt KHβ =1,326, wegen symmetrischer Breitenballigkeit,kann jedoch mit kleinerem Wert gerechnet wer-den], KFβ = 1,178; KHα = KFα = 1,0.
Zahnflankentragfähigkeit:Elastizitätsfaktor ZE = 190 Nmm2 ; Zonenfak-tor ZH = 2,342; Schrägenfaktor Zβ = 0,992;Überdeckungsfaktor Zε = 0,832. Nach Gl. (8)ergibt sich für Ritzel und Rad die HertzschePressung σH = 1251 N/mm2.Schmierstoffaktor ZL = 1,047; Geschwindigkeits-faktor ZV = 0,978; Rauheitsfaktor ZR = 1,018;Werkstoffpaarungsfaktor ZW = 1,0; Größenfak-tor ZX = 0,94. Mit der Grübchendauerfestigkeitvon σHlim = 1500 N/mm2 bestimmt man aus Gl.(12) zunächst ohne Berücksichtigung des Si-cherheitsfaktors die zulässige Hertzsche Pres-sung σHP = 1470 N/mm2.Die Sicherheit gegen Grübchenbildung folgtaus SH = σHP/σH = 1470 / 1251 = 1,18. Die aufdas Drehmoment bezogene Sicherheit beträgtSH
2 = 1,38.
Zahnfußtragfähigkeit:Überdeckungsfaktor Yε = 0,738; SchrägenfaktorYβ = 0,927; Kopffaktoren YFS1 = 4,28 und YFS2 =4,18 (für ha0 = 1,4 mn; ϕa0 = 0,3 mn; αpro = 10Grad; pr0 = 0,0205 mn). Aus Gleichung (18) er-hält man die wirksamen ZahnfußspannungenσF1 = 537 N/mm2 für das Ritzel und σF2 = 540N/mm2 für das Rad.Spannungskorrekturfaktor YST = 2,0; relativeStützziffer YδrelT = 1,0; relativer Oberflächenfak-tor YRrelT = 0,96; Größenfaktor YX = 0,83. OhneBerücksichtigung des Sicherheitsfaktors folgenmit der Zahnfußdauerfestigkeit σFlim = 500N/mm2 aus Gl. (21) die zulässigen Zahnfußspan-nungen für Ritzel und Rad zu σFP1 = σFP2 = 797N/mm2.Die auf das Drehmoment bezogenen Sicherhei-ten gegen Zahnfußdauerbruch betragen SF =
σFP/σF: für das Ritzel SF1 = 797/537 = 1,48 undfür das Rad SF2 = 797/540 = 1,48.
1.4 Getriebebauarten
1.4.1 StandardausführungenIn der industriellen Praxis setzt man verschie-dene Arten von Zahnradgetrieben ein. Vorzugs-weise finden Standardgetriebe in Stirnrad- undKegelstirnradausführung mit festgelegter Über-setzungs- und Größenstufung Verwendung.Diese ein- bis vierstufigen und nach dem Bauka-stenprinzip erstellten Getriebe decken einen gro-ßen von den Arbeitsmaschinen verlangten Dre-zahl- und Drehmomentbereich ab. Zusammenmit einem genormten Elektromotor sind solcheGetriebe in der Regel die wirtschaftlichste An-triebslösung.Daneben gibt es aber auch Fälle, in denen mannicht auf einen Standardantrieb zurückgreift.U.a. gilt dieses für große Drehmomente, dieoberhalb des Bereiches der Standardgetriebeliegen. In solchen Fällen kommen Sonderge-triebe zum Einsatz. Hierbei spielen leistungsver-zweigte Getriebe eine große Rolle.
1.4.2 Leistungsverzweigte GetriebeGrundsätzlich sind die höchsten Abtriebsdreh-momente von Zahnradgetrieben durch die Gren-zen der Fertigungsmöglichkeiten gegeben, daVerzahnungsmaschinen Großräder nur bis zueinem maximalen Durchmesser herstellen kön-nen. Eine weitere Steigerung der Abtriebsmo-mente ist dann nur noch mit Hilfe der Leistungs-verzweigung im Getriebe realisierbar. Aber auchbei kleineren Drehmomenten finden leistungs-verzweigte Stirnradgetriebe trotz ihrer größerenAnzahl innen liegender Bauteile wegen be-stimmter Vorteile ein breites Anwendungsfeld,u.a. auch in Standardausführung. Im folgendenwerden typische Merkmale der einen oder ande-ren Bauart aufgezeigt.
1.4.3 VergleicheNachstehend werden ein- und zweistufigeGetriebe bis zu einer Übersetzung i = 16 betrach-tet. Bei üblichen Stirnradgetrieben machen dieletzte bzw. letzte und vorletzte Getriebestufe inder Regel ca. 70 bis 80% des Gesamtgewichtesund auch des Herstellungsaufwandes aus. DasVorschalten weiterer Getriebestufen zur Erzie-lung höherer Übersetzungen ändert also nichtsan der nachfolgenden grundsätzlichen Darstel-lung.Bild 21 zeigt schematisch Stirnradgetriebe ohneund mit Leistungsverzweigung. Welle 1 ist je-weils schnell- und Welle 2 langsamdrehend.Mit den Drehzahlen n1 und n2 lautet die Über-setzung
i = n1 / n2 (24)
126
StirnradgetriebeGetriebebauarten
Die Durchmesserverhältnisse der Räder der imBild 21 gezeigten Getriebe entsprechen derÜbersetzung i = 7. Die Getriebe haben gleicheAbtriebsdrehmomente, so daß Bild 21 bereitseinen maßstäblichen Größenvergleich bietet.Die Getriebe A, B und C weisen versetzte unddie Getriebe D, E, F, G koaxiale Wellenanord-nungen auf.
Bild 21Schematische Darstellung von Stirnradge-triebebauarten ohne und mit Leistungsver-zweigung. Übersetzung i = 7. MaßstäblicherGrößenvergleich von Getrieben mit gleichemAbtriebsmoment.
Getriebe A ist ein- und Getriebe B zweistufig.Beide Getriebe sind ohne Leistungsverzwei-gung. Zweistufig und leistungsverzweigt sind dieGetriebe C, D, E, F und G. Bei den Getrieben Cund D haben die Zwischenräder verschiedengroße Durchmesser, bei E, F und G sind die Zwi-schenräder einer Welle zu einem Rad vereint, sodaß man sie auch als einstufiges Getriebe an-sieht.Das Getriebe C hat zweifache Leistungsverzwei-gung. Die gleichmäßige Leistungsaufteilungwird in der schnelldrehenden Stufe durch Dop-pelschrägverzahnung und axiale Beweglichkeitin der Welle 1 erzielt. Im Getriebe D verzweigtsich die Leistung der schnelldrehendenGetriebewelle gleichmäßig auf drei Räder, wasdurch radiale Beweglichkeit des kleinen Zen-tralrades der Welle 1 erreicht wird. In der lang-
sam drehenden Stufe teilt sich die Leistungmittels Doppelschrägverzahnung und axialerBeweglichkeit der Zwischenwelle insgesamtsechsfach.Um gleichmäßige Leistungsverzweigung auf diedrei Zwischenräder der Getriebe E, F und G zubewerkstelligen, ist meistens das kleine Zentral-rad der Welle 1 radial beweglich. Das große Zen-tralrad ist ein Hohlrad und beim Getriebe E mitWelle 2 sowie bei den Getrieben F und G mit demGehäuse verbunden. Bei den Getrieben F und Gbildet der Steg mit der Welle 2 eine Einheit. DieZwischenräder kreisen als Planeten um die Zen-tralachse. Doppelschrägverzahnung und axialeBeweglichkeit der Zwischenräder gewährleistenbeim Getriebe G gleichmäßige Leistungsauftei-lung auf sechs Zweige.
1.4.3.1 LastwertDer Lastwert BL ermöglicht es, daß bei den fol-genden Betrachtungen auch Stirnradgetriebemit unterschiedlichen Festigkeitswerten derZahnradwerkstoffe untereinander vergleichbarsind.Nach /14/ ist der Lastwert die auf den Ritzelwälz-kreisdurchmesser dw und die tragende Zahn-breite b bezogene Zahnumfangskraft Fu, d.h.
BL = (25)Fu
b · dw
Die zulässigen Lastwerte der Zahneingriffe vonStirnradgetrieben kann man, wie in /15/ gezeigt,aus der Grübchentragfähigkeit, vgl. Abschnitt1.3.4, näherungsweise mit folgender Beziehungbestimmen:
BL ≈ 7 · 10-6 (26)u
u + 1
σ2Hlim
KA · SH2
mit BL in N/mm2 und GrübchendauerfestigkeitσHlim in N/mm2 sowie Zähnezahlverhältnis u, An-wendungsfaktor KA und Grübchensicherheit SH.Das Zähnezahlverhältnis u ist betragsmäßigstets größer als 1 und bei Innenradpaaren nega-tiv (siehe Tabelle 3).Der Lastwert BL ist eine spezifische Größe undunabhängig von der Baugröße des Stirnradge-triebes. Für praktisch ausgeführte Getriebe gel-ten: Stirnräder aus Einsatzstahl BL = 4 ... 6N/mm2; Stirnräder aus Vergütungsstahl BL =1 ... 1.5 N/mm2; Planetenstufen mit Hohlrädernaus Vergütungsstahl, Planeten- und Sonnenrä-der aus Einsatzstahl BL = 2,0 ... 3,5 N/mm2.
δ =mT2
D3 BL
γ =T2
G BL
α =T2
A3/2 BL
mm
m mm2
kg
mm2
m2
T2 in mm
BL in N/mm2
D in mm
G in kg
A in m2
127
StirnradgetriebeGetriebebauarten
1.4.3.2 Bezogene DrehmomenteBild 22 zeigt bezogene Drehmomente für die Ge-triebe im Bild 21 in Abhängigkeit von der Über-setzung i. Tabelle 7 gibt weitere Erklärungen.Das Drehmoment T2 wird beim Vergleich derBaugrößen auf das Größenmaß D, beim Ver-gleich der Gewichte auf das Getriebegewicht G
und beim Vergleich der Verzahnungsflächen aufdie Mantelflächen A der Wälzkreiszylinder bezo-gen. Getriebegewicht G und VerzahnungsflächeA sind ein Maß für den Herstellaufwand. Je hö-her eine Kurve im Bild 22 liegt, desto besserschneidet das betreffende Getriebe im Vergleichzu den anderen ab.
Tabelle 7 Bezogene Drehmomente
Vergleichskriterium Definition Dimension Einheiten derGrundgrößen
Baugröße
Gewicht
Verzahnungsfläche
d) Vollast-Wirkungsgradc) Auf Verzahnungsfläche bezogenes Drehmoment
Bild 22Vergleiche für die Stirnradgetriebebauarten im Bild 21 in Abhängig von
der Getriebeübersetzung i. Erklärungen in Tabelle 7 sowie im Text.
b) auf Getriebegewicht bezogenes Drehmomenta) Auf Baugröße bezogenes DrehmomentÜbersetzung iÜbersetzung i
Übersetzung iÜbersetzung i
128
StirnradgetriebeGetriebebauarten
Für alle in Bild 21 und 22 erklärten Getriebe gel-ten die gleichen Voraussetzungen. So liegt füralle Getriebe das Größenmaß D um den Faktor1,15 höher als die Summe der Wälzkreisdurch-messer. Ähnliche Festlegungen gelten für Ge-triebehöhe und -breite. Auch die Gehäusewand-dicke steht in einer festen Beziehung zum Grö-ßenmaß D /15/.Bei gegebenem Drehmoment T2 und mit nachGl. (26) ermitteltem Lastwert BL kann für eine ge-gebene Übersetzung i das Größenmaß D, dasGetriebegewicht G und die Verzahnungsfläche Aüberschlägig aus Bild 22 bestimmt werden. DieGewichte von Baukastengetrieben liegen aber inder Regel höher, da die Gehäusemaße nach an-deren Gesichtspunkten festgelegt werden.Bezogen auf Baugröße und Gewicht ist bei denPlanetengetrieben F und G bei kleinen Überset-zungen i das Drehmoment am größten. FürÜbersetzungen i < 4 wird anstelle des Sonnenra-des das Planetenrad Kleinrad. Bauraum undTragfähigkeit der Planetenradlager nehmenstark ab. Es ist üblich, für i < 4,5 die Planetenrad-lager im Planetenträger anzuordnen.Bei Übersetzungen oberhalb i ≈ 7 ist das auf Bau-größe und Gewicht bezogene Drehmoment derGetriebe C und D, die nur außenverzahnte Rä-der haben, am größten. Das auf die Verzah-nungsfläche bezogene Drehmoment liegt beimPlanetengetriebe nur bei kleinen Übersetzungengünstiger als bei den übrigen Getrieben. Es istaber zu berücksichtigen, daß innenverzahnteHohlräder gegenüber außenverzahnten Rädernbei gleicher Fertigungsqualität einen größerenHerstellungsaufwand erfordern.Die Vergleiche zeigen, daß es ein optimales Ge-triebe mit allen sich vereinenden Vorzügen überdie gesamte Übersetzungsbreite nicht gibt.So ist das auf Baugröße und Gewicht bezogeneAbtriebsdrehmoment beim Planetengetriebe amgünstigsten, und zwar um so mehr, je kleiner dieÜbersetzung der Planetenstufe ist. Mit zuneh-mender Übersetzung nimmt jedoch das bezo-gene Drehmoment stark ab. Bei Übersetzungenoberhalb i = 8 liegen leistungsverzweigte Ge-triebe, die nur außenverzahnte Räder haben,günstiger, weil mit zunehmender Übersetzungbei diesen Getrieben das bezogene Drehmo-ment relativ schwach abfällt.Hinsichtlich der Verzahnungsfläche bieten Pla-netengetriebe keine so großen Vorteile gegen-über leistungsverzweigten Getrieben mit nuraußenverzahnten Rädern.
1.4.3.3 WirkungsgradeBeim Wirkungsgradvergleich, Bild 22 d, werdennur die Leistungsverluste in den Zahneingriffenberücksichtigt. Unter Vollast machen sie bei übli-chen Stirnradgetrieben mit Wälzlagerungen et-wa 85% des gesamten Leistungsverlustes aus.Der Wirkungsgrad als ein Maß für den Energie-
verlust folgt bei Leistungszufuhr an der Welle mitden Drehmomenten T1 und T2 aus der Bezie-hung
(27) 1i
T2
T1
Für alle in Bild 21 dargestellten Getriebe liegendie gleichen Zahnflankenreibungszahlen µz =0,06 zugrunde. Ferner werden nicht profilver-schobene Räder sowie Ritzelzähnezahlen z = 17für alle Getriebe einheitlich vorausgesetzt. /15/,so daß Vergleichbarkeit gegeben ist.Das einstufige Getriebe A hat den besten Wir-kungsgrad. Da der Leistungsfluß bei den zwei-stufigen Getrieben B, C, D, E, F und G jeweilszwei Zahneingriffe passiert, liegen dort die Wir-kungsgrade niedriger. Bei den Getrieben E, Fund G ergeben die Innenradpaare aufgrund ge-ringerer Gleitgeschwindigkeiten in den Zahnein-griffen bessere Wirkungsgrade gegenüber denGetrieben B, C und D, die nur Außenradpaarehaben.Bei den Planetengetrieben F und G bewirkt dieverlustfreie Kupplungsleistung eine weitere Ver-besserung des Wirkungsgrades. Er liegt daherhöher als der anderer vergleichbarer leistungs-verzweigter Getriebe. Bei höheren Übersetzun-gen müssen aber mehr Planetenstufen hinter-einander geschaltet werden, so daß der Vorteildes besseren Wirkungsgrades gegenüber Ge-trieben B, C und D wieder verloren geht.
1.4.3.4 BeispielGegeben: Zwei hintereinander geschaltete Pla-netenstufen vom Typ F, Gesamtübersetzung i =20, Abtriebsdrehmoment T2 = 3 · 106 Nm, Last-wert BL = 2,3 N/mm2. Ein Gewichtsminimum er-hält man etwa bei einer Übersetzungsaufteilungvon i = 5 · 4 der schnellaufenden und langsam-laufenden Stufe. Die Gewichte betragen nachBild 22b mit γ1 = 30 m mm2/kg und γ2 =45 m mm2/kg für die schnellaufende Stufe unge-fähr 10,9 t und für die langsamlaufende Stufe un-gefähr 30 t, zusammen also 40,9 t. Der Gesamt-wirkungsgrad ergibt sich aus Bild 22d zu η =0,986 · 0,985 = 0,971.Vergleicht man dagegen ein Getriebe vom Typ Dmit gleicher Übersetzung i = 20 und dem glei-chen Abtriebsdrehmoment T2 = 3 · 106 Nm, je-doch mit besserem Lastwert BL = 4 N/mm2, dannist dieses Getriebe nach Bild 22 mit γ = 11m mm2 / kg und dem daraus folgenden Gewichtvon 68,2 t sogar 67% schwerer. Dafür liegt derWirkungsgrad η bei = 0,98 besser. Die beidenPlanetenstufen vom Typ F haben zusammen ge-genüber dem Getriebe von Typ D eine 45% hö-here Verlustleistung. Außerdem herrscht in derStufe mit i = 4 Raummangel für die Wälzlagerder Planetenräder.
129
StirnradgetriebeGetriebegeräusche
Bild 23Korrekturkurve nach DIN 45635 /16/ zur A-Bewertung des Schalleistungspegels
bzw. des Schalldruckpegels
Peg
elko
rrek
tur
(dB
)
Korrekturkurve A
Frequenz (Hz)
1.5 Getriebegeräusche
1.5.1 DefinitionenEin Getriebegeräusch setzt sich wie alle anderenGeräusche aus Tönen verschiedener Frequen-zen f zusammen.Ein Stärkemaß ist der Schalldruck p. Er ist derUnterschied zwischen höchstem (bzw. niedrig-stem) und mittleren Druck in einer Luftschall-welle, die das Ohr erreicht.Der Schalldruck kann für eine einzelne Frequenzoder als Zusammenfassung für einen Frequenz-bereich (Einwertangabe) ermittelt werden. Er istvom Abstand zur Schallquelle abhängig. Im allgemeinen werden nicht absolute Werte,sondern Verstärkungs- oder Pegelmaße in Bel(B) oder Dezibel (dB) benutzt. Bezugswert istz.B. der Schalldruck bei der Hörschwelle po = 2 ·10-5 N/m2.Um die unterschiedliche Empfindlichkeit desmenschlichen Ohres bei den verschiedenenFrequenzen zu berücksichtigen, wird der physi-kalische Schalldruckwert bei den verschiedenenFrequenzen nach der Bewertungskurve A korri-giert, siehe Bild 23.Außer Schalldrücken an bestimmten Orten kön-nen Schalleistungen und Schallintensitäteneiner gesamten Anlage bestimmt werden.Von der Getriebeleistung wird ein sehr kleinerTeil in Schalleistung umgesetzt. Das geschiehtim wesentlichen an den Zahneingriffen, aber
auch an den Lagern, Lüfterflügeln oder durch Öl-bewegungen. Die Weiterleitung von den Quellenan die äußeren Getriebeflächen erfolgt haupt-sächlich durch Körperschall (Materialschwin-gungen). Von den äußeren Oberflächen wirdLuftschall abgestrahlt.Die Schalleistung LWA ist die von der Schall-quelle emittierte und A-bewertete Schalleistungund damit eine von der Entfernung unabhängigeGröße. Die Schalleistung kann wiederum ineinen durchschnittlichen Schalldruck für einenbestimmten Ort umgerechnet werden. DerSchalldruck nimmt mit der Entfernung von derSchallquelle ab.Die Schallintensität ist die durch eine senkrechtzur Abstrahlrichtung liegende Fläche hindurch-tretende Schalleistung. Bei einer punktförmigenSchallquelle ergibt sie sich aus der SchalleistungLW, dividiert durch die kugelförmige Hüllfläche4 · π · r2, die die Schallquelle konzentrisch umgibt.Die Schallintensität ist wie der Schalldruck vomAbstand zur Schallquelle abhängig, im Gegen-satz dazu aber eine gerichtete Größe.Das Erfassungsgerät speichert den Schalldruckoder die Schallintensität über einen bestimmtenZeitraum und schreibt im Spektrum (Koordina-tensystem) die dB-Werte in Frequenzbereichen(Bändern) auf.Bei sehr kleinen Frequenzbereichen, z.B. 10 Hzoder 1/12 Oktaven, spricht man von Schmalbän-dern, siehe Bild 24.
130
StirnradgetriebeGetriebegeräusche
Bild 24Schmalbandfrequenzspektrum für LpA
(Schalldruckpegel, A-bewertet)in 1 m Abstand von dem Getriebe)
(Frequenz)
Im Terzspektrum und im Oktavspektrum erscheinenStufenbilder, siehe Bilder 25 und 26. Die Bandbreiteergibt sich im Terzspektrum (Spektrum mit 1/3 Okta-ven) aus
fo / fu = 2, d.h. fo / fu = 1,26,3
fo = fm . 1,12 und fu = fm / 1,12;
fm = mittlere Bandfrequenz, fo = obere Bandfre-quenz, fu = untere Bandfrequenz. Bei Oktaven istdie obere Bandfrequenz doppelt so groß wie die un-tere bzw. fo = fm . 1,41 und fu = fm / 1,41.
Bandbreite
Sch
allin
tens
itäts
-pe
gel [
dB(A
)
Frequenz (Hz)
Bild 25Terzspektrum eines Getriebes
(Schallintensitätspegel, A-bewertet
Sch
allin
tens
itäts
-pe
gel [
dB(A
)]
Frequenz (Hz)
Bandbreite
Bild 26Oktavspektrum eines Getriebes
(Schallintensitätspegel, A-bewertet)
Der Summenpegel ist eine (aus Einzelpegelndes erfaßten Frequenzbereiches durch logarith-mische Addition sich ergebende) Einwertan-
gabe. Der Summenpegel ist der übliche Aussa-gewert für Getriebegeräusche. Der Druckpegelgilt für einen bestimmten Abstand, im allgemei-nen 1 m von der Gehäuseoberfläche als ideali-siertem Quader.
1.5.2 MessungenDie wesentliche Geräuschemissionskenngrößeist der Schalleistungspegel.
1.5.2.1 Ermittlung über SchalldruckIn DIN 45635 Teil 1 und Teil 23 ist angegeben,wie die Schalleistungspegel eines konkreten Ge-triebes zu ermitteln sind /16/. Dazu werdenSchalldruckpegel LpA an festgelegten Punktenrund um das Getriebe gemessen und auf Schal-leistungspegel LWA umgerechnet. Eine Hilfs-größe ist das Meßflächenmaß LS, welches vonder Summe der Meßflächen abhängig ist. Wenndas Getriebe auf schallharter Unterlage steht,wird der Boden nicht berücksichtigt, Beispielsiehe Bild 27.
Meß-fläche
Bild 27Beispiel für Meßpunktanordnung
nach DIN 45635 /16/
Maschine einhüllenderBezugquader
Um tatsächlich nur die Geräuschabgabe des Ge-triebes zu finden, müssen Korrekturen fürFremdgeräusche und Raumeinfluß angesetztwerden. Die richtigen Korrekturwerte zu treffenist nicht einfach. So arbeiten im allgemeinen inder Nachbarschaft weitere geräuschabgebendeMaschinen.
1.5.2.2 Ermittlung über SchallintensitätMit einer besonderen Meßsonde, in der 2 Mikro-fone sich gegenüberliegen, wird die Getriebe-oberfläche rundherum in einem kleinen Abstandvon z.B. 10 cm von Hand überfahren (abgestri-chen). Über die vorgegebene Zeit, z.B. 2 min,werden die Pegel gemittelt. Ein Analysator be-rechnet die Intensitäts- bzw. Leistungspegel inTerz- oder Oktavbändern. Die Ergebnisse kön-nen auf einem Bildschirm betrachtet werden. Siekönnen meistens auch aufgezeichnet und aus-gedruckt werden, siehe Bilder 25 und 26.
131
StirnradgetriebeGetriebgeräusche
Die Resultate stimmen mit den nach DIN 45635ermittelten Schalleistungspegeln überein. DerGeräteaufwand ist zwar größer, das Verfahrenarbeitet aber sehr schnell. Vor allen Dingen sindauf einfache Art und Weise fremde Einflüsseausgesondert.
1.5.3 VorhersagenDer Schalleistungspegel eines zu bauenden Ge-triebes ist nicht genau vorausberechenbar. Mankann sich aber auf Erfahrungen stützen. Anhalts-werte gibt z.B. die VDI-Richtlinie 2159 /17/. AuchGetriebehersteller haben vielfach eigene Auf-zeichnungen.Grundlagen für die VDI-Richtlinie sind Messun-gen an einer großen Zahl von Industriegetrieben.Haupteinflußgrößen für Getriebegeräusche sindGetriebetyp, durchgesetzte Leistung, Herstell-
qualität und Drehzahlen. VDI 2159 unterscheidetnach Stirnradgetrieben mit Wälzlagern, sieheBild 28, Stirnradgetriebe mit Gleitlagern (Turbo-getriebe), Kegelrad- und Kegelstirnradgetrie-ben, Planetengetrieben und Schneckengetrie-ben. Desweiteren bietet die Richtlinie Angabenzu stufenlosen Antrieben.Bild 28 zeigt beispielhaft ein Emissionskennfeldfür Stirnradgetriebe. Ähnliche Kennfelder gibt esauch für die anderen genannten Getriebetypen.Innerhalb der Kennfelder sind 50%- und 80%-Linien eingezeichnet. Z.B. bedeutet die 80%-Linie, daß 80% der erfaßten Industriegetriebe imGeräusch niedriger liegen.Die Linien werden durch mathematische Glei-chungen erfaßt. Die Gleichungen für die 80%-Linien lauten nach VDI 2159:
Getriebetypen Schalleistungs-Summenpegel LWA
Wälzlager-Stirnradgetriebe 77,1 + 12,3 . log P / kW (dB)
Gleitlager-Stirnradgetriebe 85,6 + 6,4 . log P / kW (dB)
Kegelrad-, Kegelstirnradgetriebe 71,7 + 15,9 . log P / kW (dB)
Planetengetriebe 87,7 + 4,4 . log P / kW (dB)
Schneckengetriebe 65,0 + 15,9 . log P / kW (dB)
Einschränkungen siehe VDI 2159.
Typ: Außenverzahnte Stirnradgetriebe mit überwiegend (> 80%) folgenden charakteristischenEigenschaften
Gehäuse: Gußgehäuse
Lagerung: Wälzlager
Schmierung: Tauchschmierung
Aufstellung:starr auf Stahl bzw. auf Beton
Leistung: 0,7 bis 2400 kW
Antriebsdrehzahl ( = max. Drehzahl):1000 bis 5000 min-1 (meist 1500 min-1)
Max. Umfangsgeschwindigkeit:1 bis 20 ms-1
Anzahl Getriebestufen: 1 bis 3
Angaben zur Verzahnung:Schnellste Stufe schrägverzahnt( = 10° bis 30°), gehärtet,feinbearbeitet, DIN Qualität 5 bis 8
Bild 28Emissionskennfeld für Stirnradgetriebe(Industriegetriebe) nach VDI 2159 /17/
Logarithmische Regression
LWA = 77.1 + 12.3 x log P/kW dB
(80%-Linie)
Bestimmtheitsmaß r2 = 0.83
Aussagewahrscheinlichkeit 90%
Sch
alle
istu
ngsp
egel
LW
A
Mechanische Leistung P
Abtriebsmoment:100 bis 200 000 Nm
132
StirnradgetriebeGetriebegeräusche
Der Meßflächen-Schalldruckpegel LpA in 1 mAbstand errechnet sich aus dem Schalleistungs-Summenpegel zu
LpA = LWA – Ls (dB) (28)
Ls = 10 . log S (dB) (29)
S = Summe der gedachten, das Getriebe in 1 mAbstand umhüllenden Flächen (m2) (idea-lisierter Quader)
Angabebeispiel für P = 100 kW bei einem 2-stufi-gen Stirnrad-Wälzlagergetriebe der Größe 200(Achsabstand der 2. Stufe in mm) in Standard-Qualität:
“Der Schalleistungspegel, ermittelt nach DIN45635 (Schalldruckmessung) oder nach derSchallintensitäts-Meßmethode beträgt 102 + 2dB (A). Raum- und Ankoppelungseinflüsse sindnicht berücksichtigt. Wenn Messungen verein-bart werden, finden sie auf dem Prüfstand desHerstellers statt.”
Anmerkung:Für dieses Beispiel errechnet sich bei 1 m Ab-stand mit einer Meßfläche S = 21 m2 und einemMeßflächenmaß LS = 13,2 dB ein Meßflächen-schalldruckpegel von 102 – 13,2 ≈ 89 dB (A),Toleranz + 2 dB.
Einzelpegel in einem Frequenzspektrum sind fürGetriebe wegen der Vielzahl der Einflußgrößennicht sicher vorherzusagen.
1.5.4 BeeinflussungsmöglickeitenDurch die Wahl anderer als der Standard-Geo-metrien und durch besondere Zahnmodifikatio-nen (siehe Abschnitt 1.2.5) können Getriebege-räusche günstig beeinflußt werden. Ein solchesVorgehen zieht in manchen Fällen bei gleicherBaugröße eine Minderung der Leistungsfähig-keit (z.B. Modulverkleinerung), auf jeden Fallaber besonderen konstruktiven und fertigungs-technischen Aufwand nach sich. Von Bedeutungsind auch Gehäusegestaltung, Massenvertei-lungen, Wälzlagerbauarten, Schmierung undKühlung.
Manchmal bleibt nur der Weg über eine Kapse-lung der Getriebe, durch die üblicherweise jenach Bedingungen 10 bis 25 dB Verringerungder Summenpegel möglich ist.
Es ist darauf zu achten, daß nicht über gekop-pelte Elemente (Kupplungen, Befestigung) Kör-perschall an andere Stellen gelangt, von wo wie-der Luftschall abgestrahlt wird.
Eine Schallschutzhaube behindert allerdingsnicht nur die Luftschallausbreitung, sondernauch die Wärmeabgabe eines Getriebes und be-nötigt mehr Platz.
133
Inhaltsübersicht Teil 11
Wellenkupplungen Seite
Allgemeine Grundlagen 134
Drehsteife Kupplungen, Elastische Nockenkupplungen 135Elastische Klauenkupplungen
Hochelastische Reifenkupplungen, Hochelastische Gummireifenkupplungen 136Hochelastische Gummischeibenkupplungen, Elastische Bolzenkupplungen
Ganzstahlkupplungen, Sicherheitskupplungen 137Turbokupplungen, Composite Kupplungen
Miniaturkupplungen, Zahnkupplungen 138Universelle Zahnkupplungen, Lamellenschaltkupplungen
Strömungskupplungen, Überholkupplungen 139
Kupplungen für Pumpenantriebe 140
Kupplungssysteme für Schienenfahrzeuge 141
Kupplungssysteme für Windkraftanlagen 142
Teil11
134
WellenkupplungenAllgemeine GrundlagenStarre und drehelastische Kupplungen
2. Wellenkupplungen
2.1 Allgemeine GrundlagenIn Maschinenanlagen werden die Antriebe ausEinzelkomponenten wie Antriebsmaschine, Ge-triebe, Wellen und Arbeitsmaschine aufgebaut.Die Verbindung dieser Komponenten erfolgtdurch Kupplungen. Die Aufgabe der Kupplungensind:
Übertragung von Drehbewegung und Dreh-moment
Ausgleich von Wellenverlagerungen (Radial,Axial, Winkel)
Verminderung der Drehschwingungsbela-stung, Beeinflussung und Verschiebung derResonanzlagen
Dämpfung von Drehmoment- und Geschwin-digkeitsstößen
Unterbrechung der Drehbewegung (Schalt-kupplung)
Begrenzung des Drehmomentes (Sicherheits-kupplung
Schallisolierung Elektrische Isolierung
Die Vielfalt möglicher Kupplungsvarianten istin der Übersicht Bild 29 dargestellt. DieKupplungen unterscheiden sich nach den bei-den Hauptgruppen nicht schaltbar und schalt-bar.
Wellenkupplungen
nicht schaltbar
nachgiebig
schaltbar
Bild 29Übersicht möglicher Bauformen von Wellenkupplungen
Schalen-kupplungenScheiben-kupplungenStirnzahn-kupplungen
Hydro-dynamische-KupplungenMagnetische-KupplungenReib-kupplungen
Zahn-kupplungenGanzstahl-lamellenkupplungenKreuz-gelenk-kupplungenParallel-kurbel-kupplungen
Stahlfeder-kupplungenBolzen-kupplungenKlauen-kupplungenGummi-element-kupplungen
Gummi-reifen-kupplungenGummi-scheiben-kupplungenGummi-zwischenring-kupplungen
Freilauf-kupplungenÜberhol-kupplungen
Schalt-kupplungen
Überlast-kupplungen
Fliehkraft-kupplungen
starr
kraftschlüssig formschlüssig
hochelastischdrehelastischdrehstarr
fremd-betätigt
moment-betätigt
drehzahl-betätigt
drehrichtungs-betätigt
135
WellenkupplungenDrehsteife Kupplungen, Elastische NockenkupplungenElastische Klauenkupplungen
Katalog K 420
Elastische Nockenkupplungen
Katalog K 420
Elastische Nockenkupplungen
Drehsteife Kupplungen
Nenndrehmoment: 1 300 ... 180 000 Nm
Nenndrehmoment: 19 ... 62 000 Nm
Universell einsetzbare Kupplung zum Ausgleichvon Wellenverlagerungen größtmögliche Betriebs-sicherheit da durchschlagsicher geeignet für Steck-montage und vereinfachte Montage bei dreiteiligerAusführung geeignet für den Einsatz in Ex-SchutzBereichen. Zertifiziert gemäß 94/9/EG (ATEX 95)
Nenndrehmoment: 19 ... 21 200 Nm
Verbinden zwei Wellenenden drehsteif und genauzentrisch miteinander sind geeignet für schwer-beanspruchte Wellen unterliegen keinem Verschleißund sind wartungsfrei sind für beide Drehrichtungenzu verwenden
Trennen von An- und Abtrieb bei Ausfall der elasti-schen Elemente (ohne Durchschlagsicherung) universell einsetzbar, da mit allen Teilen desN-EUPEX-Programms kombinierbar geeignet fürden Einsatz in Ex-Schutz Bereichen. Zertifiziert ge-mäß 94/9/EG (ATEX 95)
Nenndrehmoment: 13.5 ... 3 700 Nm
Durchschlagsichere Universalkupplung sehr kom-pakte Konstruktion, hohe Leistungsdichte bestensgeeignet für Steckmontage und Laterneneinbau auch mit Taper-Buchse für einfache Montage undBohrungsanpassung
Elastische Klauenkupplungen
Katalog K 422
auf Anfrage
136
WellenkupplungenHochelastische Reifenkupplungen, Hochelastische GummireifenkupplungenHochelastische Gummischeibenkupplungen, Elastische Bolzenkupplungen
Katalog K 425
Hochelastische Reifenkupplungen
Katalog K 4252
HochelastischeGummischeibenkupplungen
Katalog K 4251
Hochelastische Gummireifenkupplungen
Nenndrehmoment: 1 600 ... 90 000 Nm
Verdrehspielfreie Kupplung einsetzbar auch beigroßen Wellenversetzungen dynamisch hoch bean-spruchbar, gute Dämpfungseigenschaften
Nenndrehmoment: 24 ... 14 500 Nm
Verdrehspielfreie Kupplung Ausgleich von sehrgroßem Wellenversatz der Gummireifen kann sehrleicht ohne Verschieben der gekuppelten Maschinengewechselt werden einfache Montage auf denAnschlußwellen mit Taper-Buchse
Nenndrehmoment: 330 ... 63 000 Nm
Zur Koppelung von Maschinen mit stark ungleich-förmigem Drehmomentverlauf sehr einfache Steck-montage Wechsel der Gummischeibenelementeohne Verschieben der gekuppelten Maschinen mög-lich Flansch mit Abmessungen nach SAE J620d geeignet für den Einsatz in Ex-Schutz Bereichen.Zertifiziert gemäß 94/9/EG (ATEX 95)
Nenndrehmoment: 210 ... 1 400 000 Nm
Durchschlagsichere Universalkupplung für mittlerebis höchste Drehmomente mit guter Verlagerungs-möglichkeit kompakte Konstruktion, geringe Ge-wichte und Massenträgheitsmomente geeignet fürSteckmontage geeignet für den Einsatz in Ex-SchutzBereichen. Zertifiziert gemäß 94/9/EG (ATEX 95)
Katalog K 429
Elastische Bolzenkupplungen
137
WellenkupplungenGanzstahlkupplungen, SicherheitskupplungenTurbokupplungen, Composite Kupplungen
Katalog K 431
Ganzstahlkupplungen
Nenndrehmoment: 120 ... 1 450 000 Nm
Spielfreie, drehstarre Kupplung Ausgleich radialer,winkliger und axialer Wellenverlagerung durch zweiflexible Lamellenpakete Pakete aus nicht rostendemFederstahl einfache Montage der Kupplung durchkompakte Lamellenpakete Baukastensystem: vieleStandardbauarten durch Kombination von Standard-bauteilen geeignet für den Einsatz in Ex-Schutz Be-reichen. Zertifiziert gemäß 94/9/EG (ATEX 95)
Katalog K 4311
Sicherheitskupplungen
Nenndrehmoment: 70 ... 10 000 Nm
Sowohl bei langsam als auch bei schnell steigen-dem Drehmoment trennt die Sicherheitskupplung beiErreichen des Abschaltmoments die gekoppeltenAggregate nach dem Schaltvorgang sind die bei-den Kupplungshälften berührungsfrei, so daß ein ver-schleißfreier Auslauf erfolgen kann
Katalog K 4312
!
Turbokupplungen
Nenndrehmoment: 1 000 ... 535 000 Nm
Wurden für den Einsatz in der Energietechnik, derpetrochemischen Industrie und in Schiffsantriebenentwickelt Einsatzmöglichkeiten in allen hochtouri-gen Anwendungen, wo eine zuverlässige Drehmo-mentübertragung bei gleichzeitiger Wellenverlagerungverlangt wird entsprechen den Anforderungen derAPI 671
Katalog K 4315
"#"$%Composite Kupplungen
Nenndrehmoment: 900 ... 6 100 Nm
Korrosionbeständige, extrem leichte Kupplung fürAntriebe mit großen Wellenabständen (z.B. Kühlturm-lüfter) bis zu 6 Meter ohne zusätzliche Lagerung derHülse möglich einfache Handhabung und Montage wartungs- und verschleißfrei schwingungsarm
138
WellenkupplungenMiniaturkupplungen, ZahnkupplungenUniverselle Zahnkupplungen, Lamellenschaltkupplungen
Katalog K 432-1
&&
Universelle Zahnkupplungen
Nenndrehmoment: 850 ... 125 000 Nm
Doppelgelenkige Zahnkupplung mit ballig gefrästenAußenverzahnungen und kleinem Verdrehspiel
größtmöglicher Bohrungsbereich bei fettgeschmier-ter Verzahnung Anschlußmaße in metrischenund Zoll-Abmessungen entsprechen internationalemStandard
Katalog K 432
&&
Zahnkupplungen
Nenndrehmoment: 1 300 ... 7 200 000 Nm
Doppelgelenkige Kupplung gleicht Winkelabwei-chungen, Parallel- und Axialversatz aus Langzeit-schmierung durch konstruktive Maßnahmen undEinsatz spezieller Dichtungen kleine Abmessungen,einsetzbar bei hoher Stoßbelastung in vielfältigenBauformen und Varianten erhältlich
'Miniaturkupplungen
Nenndrehmoment: 5 ... 25 Nm
Einsatz in Antriebsfällen mit sehr kleinen Dreh-momenten Einsatzgebiete: Regel- und Steuer-anlagen, Werkzeugmaschinen, Computertechnik,Tachoantriebe, Mess- und Zählwerke, Druck- undVerpackungsmaschinen, Schritt- und Servomotoren,Prüfstände
Katalog K 4316
Nenndrehmoment: 10 ... 30 000 Nm
Konstante Drehmomentübertragung durch federndeAnpressung viele Einsatzmöglichkeiten durch me-chanische, elektrische, pneumatische oder hydrauli-sche Schalteinrichtungen Schutz gegen Überlastungeines Antriebes
auf Anfrage
(
Lamellenschaltkupplungen
139
WellenkupplungenStrömungskupplungenÜberholkupplungen
Maßzeichnung M 495
&ÜberholkupplungenFlender-Überholkupplungen gestatten den Antriebvon Wellen und Maschinen, zuerst mit einem Hilfs-antrieb mit niedriger Drehzahl für das Anlaufen, unddann mit dem Hauptantrieb mit höherer Drehzahl fürden Vollbetrieb, wobei durch Überholung der Hilfs-antrieb abgeschaltet wird.
Nenndrehmoment: 9 000 ... 100 000 Nm
Strömungskupplungen
Katalog K 481
Nennleistungen: 1 ... 2 000 kW
Sanftes und stoßfreies Anfahren und Beschleunigengroßer Massen bei entlastetem Motoranlauf Dreh-momentbegrenzung beim Anfahren und im Überlast-fall ausgezeichnete Schwingungstrennung undStoßdämpfung verschleißfreie Drehmomentüber-tragung geeignet für den Einsatz in Ex-Schutz Be-reichen. Zertifiziert gemäß 94/9/EG (ATEX 95)
140
WellenkupplungenKupplungen für Pumpenantriebe
)*+ #,%+
Katalog K 4313
Ganzstahlkupplungen
Nenndrehmoment: 190 ... 17 000 Nm
Wurden speziell für den Einsatz in Pumpenantrie-ben entwickelt
Entsprechen den Anforderungen der API 610
Ausführung nach API 671, “NON SPARKING”und zertifiziert nach Richtlinie 94/9/EG (ATEX 95)ebenfalls lieferbar
Elastische Nockenkupplungen
Bauarten B / BDS - zweiteilige AusführungBauarten A / ADS - dreiteilige AusführungBauarten H / HDS - Ausführung mit Ausbaustück
Bauart BDS / Type BDS
Bauart H / Type HKatalog K 420
Millionenfach bewährtes Antriebselement in Pum-penantrieben
Preiswert, zuverlässig, weltweit verfügbar
Vollständiges, anwendungsorientiertes Sortiment!Neben der durchschlagsicheren Standardaus-führung ist auch eine - speziell für den Ex-Bereichentwickelte - durchschlagende Variante verfügbar
Zertifiziert nach Richtlinie 94/9/EG (ATEX 95)
Bauart A / Type A
141
WellenkupplungenKupplungssysteme für Schienenfahrzeuge
$$-$%# )*+ ),+.
Antriebskupplungen
Max. Nenndrehmoment: 3 425 NmMax. Wellendurchmesser: 86 mm
Membrankupplung, Bauart MBG
Max. Nenndrehmoment: 15 000 NmMax. Wellendurchmesser: 100 mm
Bahn-Zahnkupplung, Bauart ZBG
Abtriebskupplungen
Max. Nenndrehmoment: 13 440 NmMax. Wellendurchmesser: 260 mm
Gummi-KugelgelenkkupplungBauart GKG
auf Anfrage
Ganzstahl-Membrankupplung zur Verbindung vonMotor und Getriebe
Spielfrei, Ausgleich von relativ geringem Wellen-versatz
Doppelgelenkige fettgeschmierte Zahnkupplungzwischen Motor und Getriebe
Ausgleich von extrem hohem Wellenversatz
Zwischenstück geteilt mit balliger Außenver-zahnung
Doppelgelenkige elastische spielfreie Kupplungzwischen Achsgetriebe und Triebradachse
Verschleiß- und wartungsarm
Ausgleich von extrem großem Wellenversatz beigeringen Rückstellkräften
auf Anfrage
142
WellenkupplungenKupplungssysteme für Windkraftanlagen
$$-$%# )*+ /+,)%,,
auf Anfrage
Strömungskupplungenmit RUPEX-Kupplung
Gummi-KugelgelenkkupplungenBauart GKGWmit Bremsscheibe
Ganzstahl-Lamellenkupplungen
Ausführung mit 6-eck oder 4-eck Lamellen fürsehr große Wellenversatzwerte
Optional mit Rutschnabe zur Begrenzung derDrehmomentbelastung bei Generatorkurzschluß
Leichtbauendes Zwischenstück aus Glasfaser-Verbundwerkstoff zur Blitzschutzisolation
Konusverschraubung der Lamellenpakete zurvereinfachten Montage
auf Anfrage
Strömungskupplung mit Schlupf zwischen 2 und3%. Drehmomentspitzen durch Windböen werdengeglättet
Kombination mit RUPEX-Kupplung bei geringemWellenversatz
Kombination mit Gummi-Kugelgelenkkupplungoder ARPEX-Kupplung bei großem Wellenversatz
Gummielastische Kugellager für extremen Wellen-versatz zwischen Getriebe und Generator
Sehr geringe Rückstellkräfte
Elektrisch und Körperschall isolierend
Verschleißteile und Kupplung sind demontierbarohne den Generator zu verschieben
Optional mit drehmomentbegrenzender Rutsch-nabe
auf Anfrage
143
Inhaltübersicht Teil 12
Schwingungen Seite
Formelzeichen und Einheiten 144
Allgemeine Grundlagen 145 – 147
Lösungsansatz für einfache Drehschwinger 147 + 148
Lösung für Bewegungsdifferentialgleichung 148 + 149
Formeln für Schwingungsberechnung 149
Masse 149
Massenträgheitsmoment 149
Begriffe, Formelzeichen und Einheiten 150
Bestimmung der Steifigkeit 151
Überlagerung verschiedener Steifigkeiten 152
Umrechnungen 152
Eigenfrequenzen 152
Schwingungsbeurteilung 153 + 154
Teil12
x^
^
.
..
h
^
p
^
stat
p
o
144
SchwingungenFormelzeichen und Einheiten
a m Länge des Lastüberhanges
A m2 Fläche eines Querschnittes
A m, rad Amplitude der Schwingung
AD;Ae
Dämpfungsarbeit, elastischeArbeit
c Nm/rad Drehsteifigkeit
c’ N/m Translations-, Biegesteifigkeit
d m Durchmesser
di m Innendurchmesser
da m Außendurchmesser
D – Dämpfungsgrad (Lehrsche Dämpfung)
Dm m Mittlerer Windungsdurchmesser(Schraubenfeder)
e = 2,718 Euler’sche Zahl
E N/m2 Elastizitätsmodul
f, fe Hz Frequenz, Eigenfrequenz
f m Durchbiegung unter Last
F N Kraft
F (t) N Zeitlich veränderliche Kraft
G N/m2 Schubmodul
i – Übersetzung
iF – Anzahl der Windungen(Schraubenfedern)
la m4 Axiales Flächenmoment 2. Grades
lp m4 Polares Flächenmoment 2. Grades
J, Ji kgm2 Massenträgheitsmoment
J* kgm2Reduziertes Massenträgheits-moment eines Zweimassen-schwingers
k Nms/rad
GeschwindigkeitsproportionaleDämpfung bei Torsionsschwin-gungen
k’ Ns/mGeschwindigkeitsproportionaleDämpfung bei Translations- undBiegeschwingungen
l m Länge, Lagerabstand
m, mi kg Masse
M (t) Nm Zeitlich veränderliches Erreger-moment
Mo Nm Momentenamplitude
Mo* Nm Reduzierte Momentenamplitudebeim Zweimassenschwinger
ne 1/min Eigenfrequenz(Schwingungen pro Minute)
n1; n2 min-1 Antriebsdrehzahl,Abtriebsdrehzahl
q –
Einflußfaktor zur Berücksichti-gung der Wellenmasse bei Be-rechnung der Biegeeigenfre-quenz
t s Zeit
T s Periodendauer einer Schwingung
T Nm Drehmoment
V m3 Volumen
V –Vergrößerungsfunktion, Ver-hältnis der dynamischen zurstatischen Belastung
x m Wegkoordinate (Translation,Biegung)
m Wegamplitude
α rad Phasenwinkel
γ rad Phasenwinkel bei freierSchwingung
δ 1/s Abklingkonstante
ε rad Phasenverschiebungswinkelbei erzwungener Schwingung
η – Frequenzverhältnis der Erre-gerfrequenz zur Eigenfrequenz
λi – Eigenwertfaktor für i-te Eigen-frequenz
Λ – Logarithmisches Dekrement
π = 3,14159 Verhältnis Kreisumfang zumDurchmesser
kg/m3 Spezifische Dichte
ϕ, ϕi rad Drehwinkel
rad Winkelamplitude einerSchwingung
rad/s Winkelgeschwindigkeit (erstezeitliche Ableitung )
rad/s2 Winkelbeschleunigung (zweitezeitliche Ableitung von )
radSchwingwinkel der freienSchwingung (homogeneLösung)
radSchwingwinkel der erzwunge-nen Schwingung (partikuläreLösung)
rad Winkelamplitude der erzwun-genen Schwingung
radWinkelamplitude der erzwun-genen Schwingung bei Bela-stung ( = 0)
ψ – Verhältnismäßige Dämpfungnach DIN 740 /18/
ω rad/sWinkelgeschwindigkeit, Eigen-frequenz der gedämpftenSchwingung
rad/s Eigenkreisfrequenz der unge-dämpften Schwingung
Ω rad/s Kreisfrequenz der Erreger-schwingung
Bemerkung: Die Einheit rad ( = Radiant ) kanndurch 1 ersetzt werden.
145
SchwingungenAllgemeine Grundlagen
3. Schwingungen
3.1 Allgemeine GrundlagenSchwingungen sind mehr oder weniger regelmä-ßig erfolgende zeitliche Schwankungen von Zu-standsgrößen. Der Zustand eines schwingen-den Systems kann durch geeignete Größen wieWeg, Winkel, Geschwindigkeit, Druck, Tempera-tur, elektrische Spannung / Strom und ähnlichegekennzeichnet werden.Ein mechanisches Schwingungssystem bestehtin der einfachsten Form aus einer Masse undeiner eingespannten Feder, wobei die Masse alskinetischer und die Feder als potentielle Ener-
giespeicher fungieren, vgl. Bild 30. Bei einemSchwingungsvorgang kommt es zu einer perio-dischen Umwandlung von potentieller in kineti-sche Energie und umgekehrt, d.h. die Bewe-gungsenergie der Masse und die in der Feder ge-speicherte Energie werden in bestimmten Zeit-abschnitten ausgetauscht. Je nach der Bewe-gungsart der Masse unterscheidet man Transla-tions- (Biege-) und Drehschwingungssystemesowie gekoppelte Schwingungssysteme, in de-nen Translations- und Drehschwingungen sowiegekoppelte Schwingungsysteme gleichzeitigauftreten und sich gegenseitig beeinflussen.
Translationsschwinger Biegeschwinger
Bild 30Verschiedene Schwingungssysteme mit einem Freiheitsgrad
Torsionsschwinger
Ein weiteres Unterscheidungsmerkmal für dieSchwingungsart ist, ob es sich um eine freieSchwingung oder um eine von außen erzwun-gene Schwingung handelt, und ob der Schwin-gungsverlauf ohne (ungedämpft) oder mit Ener-gieverlusten (gedämpft) abläuft.Eine freie, ungedämfte Schwingung liegt dannvor, wenn während des Schwingungsvorgangesweder Energie zugeführt noch durch innere Rei-bung entzogen wird, so daß der einmal zuge-führte Energieinhalt der Schwingung erhalten
bleibt. Das System führt in diesem Fall stationäreEigenschwingungen aus, deren Frequenz nurdurch die Eigenschaften des Feder-Masse-Sy-stems bestimmt wird (Eigenfrequenz), Bild 32 a).Der zeitliche Schwingungsverlauf x läßt sichdurch die konstante Schwingungsamplitude Aund eine harmonische Funktion (Sinus, Cosinus)beschreiben, deren Argumente die Eigenkreis-frequenz ω = 2 · π · f (f = Eigenfrequenz in Hertz)und die Zeit enthält, vgl. Bild 31.
Amplitude
Sch
win
gung
Periode
x = A · sinω · tA = Amplitudeω = Kreisfrequenzt = Zeit
x = A · sin (ω · t + α)α = Phasenwinkel
Bild 31Mathematische Beschreibung einer ungedämpften Schwingung mit und ohne Phasenwinkel
Amplitude
146
SchwingungenAllgemeine Grundlagen
Wird dem Schwinger in jeder Schwingungspe-riode ein gewisser Anteil der Schwingungsener-gie durch innere oder äußere Reibung entzogen,so liegt eine gedämpfte Schwingung vor. DieSchwingungsamplituden nehmen beim Vorlie-gen einer konstanten, geschwindigkeitspropor-tionalen Dämpfung (Newtonsche Reibung) nacheiner geometrischen Reihe ab, Bild 32 b). Alletechnischen Schwingungssysteme sind mehroder weniger starken Dämpfungswirkungen un-terworfen.
Schwingweg x
a)UngedämpfteSchwingung(δ = 0)
b)GedämpfteSchwingung(δ > 0)
c)AngefachteSchwingung(δ < 0)
Zeit t
Bild 32Zeitliche Schwingungsverläufe (A = Aus-gangsamplitude zur Zeit t = 0; δ = Abkling-konstante)
Wird der Schwinger durch eine äußere periodi-sche Kraft F (t) oder Moment M (t) angeregt, soliegt eine erzwungene oder erregte Schwingungvor, Bild 32 c). Durch die periodische äußere Er-regerkraft kann dem Schwinger Energie zuge-führt bzw. entzogen werden.Nach einer Einschwingphase schwingt ein ge-dämpftes Schwingungssystem nicht mehr mitseiner Eigenfrequenz, sondern mit der Frequenzder äußeren Erregerkraft.Resonanz liegt dann vor, wenn die Frequenz deräußeren Erregerkraft der Eigenfrequenz desSchwingungssystems entspricht. Bei unge-dämpften Systemen wachsen dann die Schwin-gungsamplituden unbegrenzt an. Bei gedämpf-
ten Systemen wächst die Schwingungsampli-tude solange an, bis die durch die Erregerkraftzugeführte Energie und die durch die Dämp-fungsarbeit in Wärme umgesetzte Energie imGleichgewicht stehen. Resonanzstellen könnenzu hohen Bauteilbelastungen führen und sinddeshalb zu vermeiden bzw. zügig zu durchfah-ren. (Beispiel: Biegeeigenfrequenz bei Turboge-trieben).Die Resonanzstelle (Eigenfrequenz = Erreger-frequenz, kritische Schwingungen) unterteilt denBereich der sich einstellenden Schwingungs-amplituden in das unterkritische und das über-kritische Schwingungsgebiet. Bei technischenSchwingungssystemen (z.B. Antriebe) wird inder Regel ein Mindestfrequenzabstand von 15%oder größer von einer Resonanzstelle gefordert.Technische Schwingungssysteme bestehen oftaus mehreren Massen, die durch Feder- undDämpfungselemente miteinander verbundensind. Solche Systeme besitzen so viele Eigen-frequenzen mit entsprechenden Eigenschwin-gungsformen, wie sie Bewegungs-Freiheits-grade haben. Ein freies, d.h. nicht eingespann-tes Drehschwingungssystem mit n Massen be-sitzt z.B. n-1 Eigenfrequenzen. Alle diese Eigen-frequenzen können durch periodische äußereund innere Kräfte zu Schwingungen angeregtwerden, wobei meistens nur die unteren Eigen-frequenzen und besonders die Grundfrequenz(erste Eigenfrequenz) von Bedeutung sind.Bei technischen Antriebssystemen treten fol-gende Anregungsmechanismen für Schwingun-gen auf:
a) aus Antrieb:Anfahrvorgänge bei Elektromotoren, Netz-kurzschlüsse, Diesel-Ottomotoren, Turbinen,instationäre Vorgänge, Anfahrstöße, Regel-vorgänge
b) aus Überwachungselementen:Zahneingriff, Unwucht, Gelenkwelle, Ausrich-tungsfehler, Lagereinfluß
c) aus Abtrieb:Prinzip der Arbeitsmaschine, gleichförmig,ungleichförmig, z.B. Kolbenverdichter, Pro-peller
In der Regel lassen sich periodische Anregungs-funktionen in Form von Sinus- und Cosinusfunk-tionen und deren Überlagerungen beschreiben.Bei der Analyse von Schwingungsvorgängenkann häufig eine Fourieranalyse behilflich sein,die periodische Anregungsverläufe in Grund-und Oberschwingungen zerlegt und somit imVergleich mit den Eigenfrequenzen eines Sy-stems mögliche Resonanstellen aufzeigt.
Bei einfachen Schwingern mit einer oder weni-gen (maximal 4) Massen lassen sich bei statio-
147
SchwingungenAllgemeine GrundlagenLösungsansatz für einfache Drehschwinger
närer Anregung analytische Lösungen für dieEigenfrequenzen und den zeitlichen Schwin-gungsverlauf angeben. Für instationär belasteteSchwingungssysteme mit einer oder mehrerenMassen lassen sich dagegen nur noch Lösun-gen mit numerischen Simulationsprogrammenberechnen. Dies gilt erst recht für Schwinger mitnichtlinearen oder periodisch veränderlichen Pa-rametern (nichtlineare Verdrehsteifigkeit vonKupplungen; periodische Zahneingriffssteifig-keiten). Mit EDV-Programmen lassen sich fürumfangreiche Schwingungssysteme (linear,nichtlinear, parametererregt) die Belastungenbei stationärer wie bei instationärer Erregungsimulieren und die Ergebnisse in Form von Fre-
quenzanalysen, zeitlichen Belastungsverläufenund Resonanzüberhöhungen darstellen. An-triebssysteme mit drehelastischen Kupplungenkönnen dynamisch nach DIN 740 /18/ ausgelegtwerden. In dieser Norm werden vereinfachte Lö-sungsansätze für stoßbeanspruchte und perio-disch belastete Antriebe aufgezeigt, wobei derAntriebsstrang auf einen Zweimassenschwingerreduziert wird.
3.2 Lösungsansatz für einfache Dreh-schwinger
Analytische Lösung für einen periodisch ange-regten Ein- (eingespannt) bzw. Zweimassen-drehschwinger, Bild 33
Bild 33
eingespannter Einmassenschwinger freier Zweimassenschwinger
J, J1, J2 = Massenträgheitsmoment [kgm2]
c = Drehsteifigkeit [Nm/rad]k = Geschwindigkeitsproportionale Dämpfung [Nms/rad]M (t) = Äußeres Erregermoment [Nm], zeitlich veränderlich
= Drehwinkel [rad], ( ϕ = ϕ1 – ϕ2 bei 2 Massenschwingern als Relativwinkel )= Winkelgeschwindigkeit [rad/s] (1. zeitliche Ableitung von ϕ)= Winkelbeschleunigung [rad/s2] (2. zeitliche Ableitung von ϕ)
Massendrehschwinger
Bewegungsdifferentialgleichung:
Einmassenschwinger:
..
kJ.
cJ
M (t)J
(30)
( (
2 2o
Zweimassenschwinger mit Relativkoordinate:
..
kJ *
.
cJ *
M(t)J1
(31)
( (
2 2o
mit 1 2 (32)
J *J1 J2
J1 J2 (33)
Eigenkreisfrequenz (ungedämpft): ωο
o cJ [ rad/s] (34)
o c
J1 J2
J1 J2 rads (35)
Eigenfrequenz:
fe o2
[Hz] (36)
ne o 30
[1/min] (37)
kJ Abklingkonstante [1/s] (38)
ωo = Eigenkreisfrequenz des ungedämpftenSchwingers [rad/s]
fe = Eigenfrequenz [Hertz]ne = Eigenfrequenz [1/min]
148
SchwingungenLösungsansatz für einfache DrehschwingerLösung der Bewegungsdifferentialgleichung
Gedämpfte Eigenkreisfrequenz:
2o
2 o 1 D2 (39)
Dämpfungsgrad (Lehrsche Dämpfung): D
D
o
k o
2 c
4 (40)
ψ = Verhältnismäßige Dämpfung bei drehelasti-scher Kupplung, Ermittlung aus Dämp-fungshysterese einer Schwingungsperiodenach DIN 740 /18/ bzw. nach Flender-Ka-talog.
Dämpfungsarbeit
elastische Verformungsarbeit
AD
Ae
Anhaltswerte für einige Bauteile:
D = 0,001...0,01 Wellen (Werkstoffdämp-fung von Stahl)
D = 0,04...0,08 Verzahnungen von Ge-trieben
D = 0,04...0,15 (0,2) Drehelastische Kupplun-gen
D = 0,01...0,04 Zahnkupplungen, Ganz-stahlkupplungen, Gelenk-wellen
Statische Federkennlinie füreinen Belastungszyklus
Bild 34Dämpfungshysterese einesdrehelastischen Bauteiles
3.3 Lösung der Bewegungsdifferential-gleichung
Periodisches Erregermoment
M(t) Mo cos t (41)
Mo = Momentenamplitude [Nm]Ω = Erregerkreisfrequenz [rad/s]
Gesamtlösung:
h p (42)
a) Freie Schwingung ( Homogene Lösung h )
h A et cos ( t ) (43)
Die Konstanten A und γ werden aus den An-fangsbedingungen bestimmt, z.B. durch h = 0und
.h = 0 (Anfangswertproblem).
Bei gedämpften Schwingern (δ > 0) verschwin-det der freie Schwingungsanteil nach einer Ein-schwingzeit.
b) Erzwungene Schwingung ( partikuläreLösung p )
p M*
oc
1(1
2)2 4D2
2
cos ( t ε) (44)
Phasenwinkel: tan ε 2 D
1 2
(45)
Frequenzverhältnis:
o (46)
Einmassenschwinger:Mo * Mo (47)
Zweimassenschwinger:
Mo *J2
J1 J2 Mo (48)
c) Vergrößerungsfunktion
p Mo *
c V cos ( t ε) (49)
V 1
(1 2)2
4D2
2
^
p
^
stat
MM*
o (50)
149
SchwingungenLösung der BewegungsdifferentialgleichungFormeln für die Schwingungsberechnung
^
p = Schwingungsamplitude der erzwunge-nen Schwingung
^
stat = Schwingungsamplitude der erzwunge-nen Schwingung bei dem Frequenzver-hältnis η = 0.
Die Vergrößerungsfunktion gibt das Verhältnisder dynamischen Belastung im Vergleich zur sta-tischen Belastung an und ist ein Maß für die Zu-satzbelastung infolge von Schwingungen (Bild35).
Bild 35Vergrößerungsfunktionen für die erzwun-gene, gedämpfte und ungedämpfteSchwingung bei periodischer Momenten-anregung (Kraftanregung)Vergrößerungsfunktionen V und Phasen-verschiebungswinkel ε.
Pha
senv
ersc
hie-
bung
swin
kel ε
Frequenzverhältnis
o
Ver
größ
erun
gsfu
nktio
n V
3.4 Formeln für die Schwingungsberech-nung
Zur Berechnung der Eigenfrequenzen undSchwingungsbelastungen muß ein allgemeinesSchwingungssystem in ein berechenbares Er-satzsystem mit punktförmigen Massen, masse-losen Feder- und Dämpfungselementenüberführt werden.
3.4.1 Massem = · V [kg]
V = Volumen [m3] = Spezifische Dichte [kg/m3]
3.4.2 Massenträgheitsmoment
J = r2dm: Allgemeine Integralformel
D
Lc =
π . G32 L
. D4
D
L
d c =π . G32 L
. (D4 – d4)
J = . π . L
32. D4
J = . π . L
32. D4 – d4
D2
L
D1
D2
L
D1 d2d1
Zylinder
Konus
Hohlkonus
Hohl-zylinder
DrehfedersteifigkeitMassenträgheitsmoment
J = . π . L160
D15 – D2
5 .
D1 – D2
J = . π . L160
D15 – D2
5 .
D1 – D2
–d1
5 – d25
d1 – d2
c =3 . π . G
32 L
(D13 . D2
3). (D1
2 + D1D2 + D22)
c =3 . π . G
32 L
(D13 . D2
3).
(d13 . d2
3)
(D12
+ D1D2 + D22)
(d12
+ d1d2 + d22)
–
x.
.
m x..
J ..
x^ n x^ n1
o cJ
xmax, x^ , A
^
n ^
n1
In (x^ n x^ n1)
max, ^ , A
2 D
1 D2 In (^ n ^
n1)
o cm
d 2o
2
150
SchwingungenBegriffe, Formelzeichen und Einheiten
Tabelle 8 Formelzeichen und Einheiten für Translations- und Drehschwingungen
Begriff Größe Einheit Erläuterung
Masse,Massenträgheits-moment
mJ
kgkg · m2
Translatorisch schwingende Masse m,drehschwingende Masse mit dem Mas-senträgheitsmoment J
Augenblickswert derSchwingung (Weg, Winkel)
xϕ
mrad *)
Momentaner zeitabhängiger Wert desSchwingungsausschlages
Amplitude mrad
Amplitude ist der maximale Augenblicks-wert (Scheitelwert) einer Schwingung
Schwinggeschwindig-keit
m/srad/s
Schwinggeschwindigkeit; Schnelle ist derAugenblickswert der Wechselgeschwin-digkeit in Schwingungsrichtung
Trägheitskraft,Moment der Trägheits-kräfte
NN · m
Die d’alembertsche Trägheitskraft bzw.das Moment der Trägheitskräfte wirkt ent-gegen der positiven Beschleunigung
Federkonstante,Drehfederkonstante
c’c
NmN · m/rad Lineare Federn
Federkraft,Federmoment
c’ . xc . ϕ
NN · m
Bei linearen Federn ist die Federrück-wirkung proportional zur Auslenkung
Dämpfungskonstante(Dämpfungskoeffizient),Dämpfungskonstantefür Drehbewegungen
k’k
N · s/mNms/rad
Bei Newtonscher Reibung ist die Dämp-fungskraft proportional der Geschwindig-keit und der Dämpfungskonstanten (li-neare Dämpfung)
Dämpfungsfaktor,(Abklingkoeffizient)
δ = k’ / (2 . m)δ = k / (2 . J)
1/s1/s
Der Dämpfungsfaktor ist die auf die dop-pelte Masse bezogene Dämpfungskon-stante
Dämpfungsgrad,(Lehrsche Dämpfung) D = δ/ωο – Für D < 1 liegt eine gedämpfte Schwin-
gung, für D ≥ 1 ein aperiodischer Fall vor
Dämpfungsverhältnis ––
Das Dämpfungsverhältnis ist das Verhält-nis zweier um eine Periode auseinander-liegender Amplituden
LogarithmischesDämpfungsdekrement –
Zeit t s Laufende Zeitkoordinate
Phasenwinkel α rad Bei positivem Wert handelt es sich um ei-nen Voreilwinkel
Phasenverschiebungs-winkel ε = α1 − α2 rad
Differenz der Phasenwinkel zweierSchwingungsvorgänge mit gleicherKreisfrequenz
Periodendauer T = 2 . π / ωο s Zeit, in der eine einzelne Schwingung ab-läuft
Frequenz derEigenschwingung f = 1/T = ωο/(2 . π) Hz Frequenz ist der reziproke Wert der Perio-
dendauer, Schwingungen pro Sek.Kreisfrequenz derEigenschwingung ωο = 2 . π . f rad/s Kreisfrequenz ist die Zahl der Schwingun-
gen in 2 . π SekundenEigenkreisfrequenz,(Eigenfrequenz)
rad/srad/s
Schwingfrequenz der Eigenschwingung(ungedämpft) des Systems
Eigenkreisfrequenz beiDämpfung rad/s Für sehr kleinen Dämpfungsgrad D < 1
wird ωd ≈ ωoErregerfrequenz Ω rad/s Kreisfrequenz der ErregungKreisfrequenzverhältnis η = Ω/ωο – Resonanz liegt bei η= 1 vor
*) Die Einheit rad kann durch 1 ersetzt werden.
151
SchwingungenFormeln für die Schwingungsberechnung
3.4.3 Bestimmung der Steifigkeit
Tabelle 9 Berechnung der Steifigkeit (Beispiele)
Beispiele Steifigkeit Formelzeichen
iF = Anzahl derWindungen
G = Schubmodul 1)
d = DrahtdurchmesserDm = Mittlerer Windungs-
durchmesser
Ιp = Polares Flächen-moment 2. Grades
l = Länged, di, da = Durchmesser
der Wellen
E = Elastizitätsmodul 1)
A = Querschnittsfläche
F = Kraftf = Verformung im
Massenschwerpunktunter der Kraft F
Ιa = Axiales Flächenmo-ment 2. Grades
l = Lagerabstanda = Länge des Lastüber-
hanges
1) Für Stahl: E = 21 1010 N/m2; G = 8.1 1010 N/m2
Schraubenfeder
Torsionsstab
Zugstab
Kragbalken
Biegebalken (mittige Last)
Biegebalken mitüberhängender Last
c G d4
8 D3m if
Nm
c
G p
INmrad
Welle : p d4
32
Hohlwelle : p
32(d4
a d4i )
c E A
INm
c Ff
3 E a
l3Nm
Welle : a d4
64
Hohlwelle : a
64(d4
a d4i )
c Ff
48 E a
l3Nm
c Ff
3 E a
a2 (l a)
Nm
152
SchwingungenFormeln für die Schwingungsberechnung
Messung der Steifigkeit:Die Steifigkeit läßt sich im Versuch auch überVerformungsmessungen bestimmen. Dies istbesonders dann hilfreich, wenn die geometri-sche Struktur sehr komplex ist und rechnerischnur schwer erfaßt werden kann.Messung der Steifigkeit:
Translation:
c Ff
Nm (51)
F = Aufgebrachte Kraft [N]f = Gemessene Verformung [m]
Torsion:
c T
Nmrad (52)
T = Aufgebrachtes Torsionsmoment [Nm]ϕ = Gemessener Verdrehwinkel [rad]
Weiterhin sind Steifigkeitsmessungen erforder-lich, wenn die Werkstoffeigenschaften des Fe-dermaterials sehr komplex sind und rechnerischnicht genau beschrieben werden können. Diesgilt z.B. für Gummiwerkstoffe, deren Federeigen-schaften von der Temperatur, der Belastungsfre-quenz, der Last und der Beanspruchungsart(Zug, Druck, Schub) abhängig sind. Anwen-dungsbeispiele hierfür sind drehelastischeKupplungen und gummielastische Puffer für dieSchwingungsisolation von Maschinen und Ver-brennungsmotoren.Die Steifigkeitskennlinien dieser Elemente zei-gen zudem oft, je nach Belastungsrichtungdes Gummiwerkstoffes, nichtlinear progres-sive Kennlinienverläufe.
Neigung =statische Steifigkeit
Neigung =dynamische Steifigkeit
Bild 36Statische und dynamische Verdrehsteifigkeit
Bei Kupplungen wird in der Regel die dynami-sche Steifigkeit angegeben, die bei einer
Schwingfrequenz von 10 Hz gemessen wird(Schwingungsamplitude = 25% vom Kupplungs-nennmoment). Die dynamische Verdrehsteifig-keit ist größer als die statische Verdrehsteifigkeit,siehe Bild 36.
3.4.4 Überlagerung verschiedener Steifig-keiten
Zur Ermittlung von resultierenden Steifigkeitenmüssen die Einzelsteifigkeiten zusammenge-faßt werden, wobei je nach Anordnung Reihen-schaltungen oder Parallelschaltungen vorliegenkönnen.
Reihenschaltung:Merkregel: Die Einzelfedern einer Reihenschal-tung tragen die gleiche Belastung, die Verfor-mungen sind dagegen unterschiedlich.
1cges
1c1
1c2
1c3
1cn
(53)
Parallelschaltung:Merkregel: Die Einzelfedern einer Parallelschal-tung unterliegen immer einer gleichen Verfor-mung.
cges c1 c2 c3 cn (54)
3.4.5 UmrechnungenWerden Antriebe oder Wellen mit unterschiedli-chen Drehzahlen zu einem Schwingungssys-tem zusammengefaßt, so müssen die Steifigkei-ten und die Massen auf eine Bezugsdrehzahl(Antrieb oder Abtrieb) umgerechnet werden.Die Umrechnung erfolgt mit dem Quadrat derÜbersetzung:
Übersetzung:
i n1n2
Bezugsdrehzahl
Drehzahl (55)
Umrechnung von Steifigkeiten cn2 und MassenJn2 mit der Drehzahl n2 auf die entsprechendenWerte Cn1 und Jn1 mit der Bezugsdrehzahl n1:
Cn1 cn2i2 (56)
Jn1 Jn2i2 (57)
Vor einer Zusammenfassung von Steifigkeitenund Massen mit unterschiedlichen Eigendreh-zahlen muß zunächst die Umrechnung auf diegemeinsame Bezugsdrehzahl erfolgen.
3.4.6 Eigenfrequenzena) Formeln zur Berechnung der Eigenfrequen-
zen eines fest eingespannten Einmassen-schwingers und eines freien Zweimassen-schwingers.Eigenfrequenz fe in Hertz (1/s):
153
SchwingungenFormeln für die SchwingungsberechnungSchwingungsbeurteilung
Einmassenschwinger:
Torsion : fe 1
2cJ (58)
Zweimassenschwinger:
fe 1
2c
J1 J2
J1 J2 (59)
c = Drehsteifigkeit in [Nm/rad]J, Ji = Massenträgheitsmoment in [kgm2]
Translation, Biegung : fe 1
2cm
(60) fe 1
2c
m1 m2m1 m2
(61)
c’ = Translationssteifigkeit (Biegesteifigkeit) in [N/m]m, mi = Masse in [kg]
b) Biegeeigenfrequenzen von beidseitig gela-gerten Wellen mit aufgesetzten Massen beibekannter Verformung f durch das Eigenge-wicht.
fe q
2gf
[Hz (62)
g = 9,81 m/s2 Fallbeschleunigung
f = Durchbiegung durch Eigengewicht [m]
q = Faktor, der den Einfluß der Wellenmassen auf die aufgesetzte Masse widerspiegelt
q = 1 Wellenmasse wird gegenüber aufgesetz-ter Masse vernachlässigt
q = 1,03 ... 1,09 übliche Werte bei Berücksichti-gung der Wellenmassen
q = 1,13 Vollwelle ohne aufgesetzte Scheibe
c) Biegeeigenfrequenzen für Wellen bei Berück-sichtigung der Eigenmassen (Kontinuum);allgemeine Formel für die Eigenfrequenz inder Ordnung fe, i.
fe,i 1
2
i
l
2
E A Hz (63)
λi = Eigenwertfaktor für die i-te Eigenfrequenz
l = Länge der Welle [m]
E = E-Modul [N/m2]
Ι = Flächenträgheitsmoment [m4]
= Dichte [kg/m3]
A = Querschnittsfläche [m2]
d = Durchmesser bei Vollwelle [m]
Tabelle 10 λ-Werte für die ersten drei Eigenfre-quenzen je nach Einspannung
Lagerung λ1 λ2 λ3
1,875 4,694 7,855
4,730 7,853 10,966
π 2π 3π
3,927 7,069 10,210
Für die Vollwelle mit beidseitig freien Auflagernvereinfacht sich Gl. (63) zu:
fe,i d
8 i
l
2
E
Hz (64)
i = 1, 2, 3 ... Ordnung der Biegeeigenfrequen-zen.
3.5 SchwingungsbeurteilungDie dynamische Belastung von Maschinen kannmeßtechnisch mit Hilfe von verschiedenen Ver-fahren ermittelt werden. So lassen sich z.B.Drehschwingungsbelastungen in Antrieben mitHilfe von Dehnungsmeßstreifen (DMS) auf denWellen direkt messen. Allerdings ist hierzu einerheblicher Aufwand für die Applizierung derDMS, die Kalibrierung und die Signalübertra-gung und Auswertung erforderlich. Da sich dieDrehmomente in Wellen über Lagerreaktions-kräfte in Getrieben, Riementrieben usw. abstüt-zen, wird bei dynamischen Belastungen Körper-schall erzeugt, der durch Sensoren an den La-gerstellen in verschiedenen Richtungen (axial,horizontal, vertikal) erfaßt werden kann. Je nachErfordernis können die Amplituden desSchwingweges, der Schwinggeschwindigkeitund der Schwingbeschleunigung in der Summe
154
SchwingungenSchwingungsbeurteilung
(Effektive Schwinggeschwindigkeit) oder fre-quenzselektiv erfaßt und ausgewertet werden.Neben der Drehmomentbelastung in den Wellenbilden sich im Körperschallsignal auch Unwuch-ten, Ausrichtfehler, Zahneingriffsimpulse, Lager-geräusche und sich anbahnende Maschinen-schäden ab.Zur Beurteilung des aktuellen Maschinenzustan-des wird in der Regel die effektive Schwingge-schwindigkeit (Schnelle) nach der VDI-Richtlinie2056 oder DIN ISO 10816-1 /19, 20/ herangezo-gen, die den Körperschall im Frequenzbereichvon 10 - 1000 Hertz berücksichtigt. Je nach Ma-schinenaufstellung (elastische oder starre Fun-damente) und durchgesetzter Leistung werden4 Maschinengruppen definiert (Tabelle 11). Jenach Schwingschnelle wird der Schwingungszu-stand einer Maschine als “gut”, “brauchbar”,
“noch zulässig” und “unzulässig” beurteilt.Schwingschnellen im “unzulässigen” Bereich er-fordern in der Regel Maßnahmen zur Verbesse-rung des Schwingungszustandes der Maschine(Auswuchten, Ausrichtung verbessern, defekteMaschinenteile austauschen, Resonanzen ver-schieben), oder es muß im einzelnen nachge-wiesen werden, daß der Schwingungszustanddie Lebensdauer der Maschine nicht beeinträch-tigt (Erfahrung, rechnerischer Nachweis).Körperschall wird an der Maschinenoberflächein Form von Luftschall abgestrahlt und belastetdas Umfeld durch die entstehenden Geräusche.Zur Geräuschbeurteilung werden Schalldruck-pegel- und Schallintensitätsmessungen durch-geführt. Eine Bewertung von Getriebegeräu-schen erfolgt nach VDI-Richtlinie 2159 odernach DIN 45635 /17, 16/, siehe Abschnitt 1.5.
Tabelle 11 Beurteilungsgrenzen nach VDI-Richtlinien 2056 1) für 4 Maschinengruppen
Maschinen-gruppen
Hierzu gehören Getriebeund Maschinen mit
Beurteilungsstufen nach VDI 2056(“Effektive Schwingungsgeschwindigkeit”
in mm/s)gruppen und Maschinen mit
Antriebsleistungen ...gut brauchbar noch
zulässig unzulässig
K ... bis etwa 15 kW ohne be-sondere Fundamente. bis 0,7 0,7 ... 1,8 1,8 ... 4,5 ab 4,5
M
... von etwa 15 bis 75 kWohne besondere Funda-mente.
... von etwa 75 bis 300 kWund einer Aufstellung aufhochabgestimmten, starrenoder schweren Fundamen-ten.
bis 1,1 1,1 ... 2,8 2,8 ... 7,1 ab 7,1
G
... oberhalb von etwa 300 kWund einer Aufstellung aufhochabgestimmten, starrenoder schweren Fundamen-ten.
bis 1,8 1,8 ... 4,5 4,5 ... 11 ab 11
T
... oberhalb von etwa 75 kWund einer Aufstellung auf tief-abgestimmten, elastischenFundamenten (insbesondereauch nach Leichtbau-Richtli-nien gestaltete Stahlfunda-mente).
bis 2,8 2,8 ... 7 7 ... 18 ab 18
1) 08/97 ohne Ersatz zurückgezogen; siehe /20/
155
Inhaltsübersicht Teil 13
Seite
Literaturverzeichnis für Teil 10, 11 und 12 156 + 157
Teil13
156
Literaturverzeichnis
/1/ DIN 3960: Begriffe und Bestimmungsgrößen für Stirnräder (Zylinderräder) und Stirnradpaare(Zylinderpaare) mit Evolventenverzahnungen, Ausgabe März 1987,Beuth Verlag GmbH, Berlin
/2/ DIN 3992: Profilverschiebung bei Stirnrädern mit Außenverzahnung. Ausgabe März 1964,Beuth Verlag GmbH, Berlin
/3/ DIN 3993: Geometrische Auslegung von zylindrischen Innenradpaaren, Teil 3, AusgabeAugust 1981, Beuth Verlag GmbH, Berlin
/4/ DIN 3994: Profilverschiebung bei geradverzahnten Stirnrädern mit 05-Verzahnung, AugustAusgabe 1963, Beuth Verlag GmbH, Berlin
/5/ Niemann, G. und Winter, H.: Maschinenelemente, Band II, Getriebe allgemein, Zahnrad-getriebe-Grundlagen, Stirnradgetriebe, 3. Auflage, Springer Verlag, (Heidelberg, NewYork,Tokio 1985)
/6/ Sigg, H.: Profile and longitudinal corrections on involute gears. Semi-Annual Meeting of theAGMA 1965, Paper 109.16
/7/ Hösel, Th.: Ermittlung von Tragbild und Flankenrichtungskorrekturen für Evolventen Stirn-räder, Berechnungen mit dem FVA-Programm “Ritzelkorrektur”, Zeitschrift Antriebstechnik22, (1983) Nr. 12
/8/ DIN 3990: Tragfähigkeitsberechnung von Stirnrädern,Teil 1: Einführung und allgemeine Einflußfaktoren,Teil 2: Berechnung der Grübchentragfähigkeit,Teil 3: Berechnung der Zahnfußtragfähigkeit,Teil 4: Berechnung der Freßtragfähigkeit,Beuth Verlag GmbH, Berlin, Dezember 1987
/9/ FVA-Stirnradprogramm: Vergleich und Zusammenfassung von Zahnradberechnungen mitHilfe von EDV-Anlagen (jeweils neuester Programmstand), FVA-Forschungsvorhaben Nr. 1,Forschungsvereinigung Antriebstechnik, Frankfurt am Main
/10/ DIN 3990: Tragfähigkeitsberechnung von Stirnrädern mit Evolventenverzahnung, Anwen-dungsnorm für Industriegetriebe,Teil 11: Detail-Methode, Februar 1989,Teil 12: Einfach-Methode, Entwurf Mai 1987,Beuth Verlag GmbH, Berlin
/11/ DIN 3990: Tragfähigkeitsberechnung von Stirnrädern,Teil 5: Dauerfestigkeitswerte und Werkstoffqualitäten,Beuth Verlag GmbH, Berlin
157
Literaturverzeichnis
/12/ FVA-Arbeitsblatt zum Forschungsvorhaben Nr. 8: Grundlagenversuche zur Ermittlung derrichtigen Härtetiefe bei Wälz- und Biegebeanspruchung. Stand Dezember 1976, Forschungs-vereinigung Antriebtechnik, Frankfurt a. Main
/13/ FVA-Ritzelkorrekturprogramm: EDV-Programm zur Ermittlung der Zahnflankenkorrekturenzum Ausgleich der lastbedingten Zahnverformungen (jeweils neuester Programmstand),FVA-Forschungsvorhaben Nr. 30,Forschungsvereinigung Antriebstechnik, Frankfurt am Main
/14/ Niemann, G.: Maschinenelemente 2. Bd., Springer-Verlag Berlin, Heidelberg, New York, 1965
/15/ Theissen, J.: Vergleichskriterien für Großgetriebe mit Leistungsverzweigung, VDI-Bericht 488“Zahnradgetriebe 1983 - mehr Know how für morgen”, VDI-Verlag, 1983
/16/ DIN 45635: Geräuschmessung an Maschinen,Teil 1: Luftschallemission, Hüllflächen-Verfahren, Rahmenverfahren für 3 Genauigkeits-klassen, April 1984,Teil 23: Luftschallmessung, Hüllflächen-Verfahren Getriebe, Juli 1978,Beuth Verlag GmbH, Berlin
/17/ VDI-Richtlinien 2159: Emissionskennwerte technischer Schallquellen; Getriebegeräusche;Verein Deutscher Ingenieure, Juli 1985
/18/ DIN 740: Nachgiebige Wellenkupplungen. Teil 2. Begriffe und Berechnungsgrundlagen.August 1986, Beuth Verlag GmbH, Berlin
/19/ VDI-Richtlinien 2056: Beurteilungsmaßstäbe für mechanische Schwingungen vonMaschinen. VDI-Handbuch Schwingungstechnik; Verein Deutscher Ingenieure; Oktober1964; (08.97 ohne Ersatz zurückgezogen)
/20/ DIN ISO 10816-1: Mechanische Schwingungen. Bewertung der Schwingungen von Ma-schinen durch Messungen an nichtrotierenden Teilen. August 1997, Beuth Verlag GmbHBerlin
158
FLENDER - Taschenbuch4. Auflage März 2005
Copyright by FLENDER AG Bocholt
A. Friedr. Flender AG · Alfred-Flender-Straße 77 · 46395 BocholtPhone: +49(0)2871-920 · Fax: +49(0)2871-922596 · www.flender.comT
100
DE
200
5-03
top related