TASCHENBUCH

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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.

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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.

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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.

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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

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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.

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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

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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

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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/

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Inhaltsübersicht Teil 13

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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

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FLENDER - Taschenbuch4. Auflage März 2005

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