Konstruktionsentwurf. Gruppe 7: Matthias Birringer, Simeon Besier, Kerstin Hanke

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1 Konstruktionsentwurf Gruppe 7: Matthias Birringer, Simeon Besier, Kerstin Hanke

2 Inhaltsverzeichnis I Aufgabenstellung 1 1 Hinweise 1 Technische Daten 1 3 Werkstoffe und Eigenschaften II Berechnungen 3 1 Welle und Zahnräder Prinzipskizze Berechnung der Welle Berechnung der Zahnräder achweis der Tragfähigkeit des 3. Zahnrades achweis der Tragfähigkeit des 4. Zahnrades Lager 11.1 Belastung Lebensdauer Statische Tragfähigkeit Welle-abe-Verbindung 14 III Konstruktive Gestaltung 15 Literatur i IV Anhang A -I-

3 Abbildungsverzeichnis 1.1 Prinzipskizze (Draufsicht) des Getriebes Breitenfaktoren aus [5, TB 1-18] A 3. Diagramm des Formfaktors Y F a B 3.3 Diagramm des Spannungskorrekturfaktors Y Sa B -II-

4 Teil I Aufgabenstellung Zu konstruieren ist ein zweistufiges Stirnrad-Getriebe. Die Daten entnehmen Sie bitte den nachfolgenden Ausführungen. Alle Rechnungen sind eindeutig, nachvollziehbar und komplett darzulegen. Ergebnisse (falls nötig auch Zwischenschritte) sind zu kennzeichnen und gegebenenfalls zu erläutern. Die Erarbeitung kann einzeln oder in Gruppen erfolgen. Pro Gruppe jedoch maximal 4 Personen. 1 Hinweise Stückzahl > 800 Betriebszeiten 5h/Tag, 3Jahre d.h. t gef 5 h d 3y 365 d y 5475h Drehstrommotor, mäßige Stoßbelastung Schwellende Beanspruchung ormale Laufruhe Getriebeschmierung mit Mineralöl Dichtung drehender Teile mit Radialwellendichtringen Konstruktion des Getriebegehäuses ohne Entlüfter, Peilstab, Ölauge, sowie Einfüllund Entleerungsöffnungen Ausnutzung von > 80% der Sicherheiten für eines der beiden Zahnräder der. Stufe für S F oder S H Möglichst wenig Teile verwenden, Gleichteile verwenden (Schrauben, Sicherungsringe, u.s.w.) Einfache und kostengünstige Konstruktion Detailzeichnungen (Fertigungszeichnungen mit allen erforderlichen Angaben (Zeichenrahmen, Zeichenkopf, Bemaßung, Form- und Lagetoleranzen, Oberflächenangaben) Technische Daten Motorenleistung P 40kW Drehzahl n 3000min 1 Drehmoment:M an Verzahnungsqualität 6 Schmierstofffaktor Z 1 1 P 40000W 60s π n π , 3 m Wirksame Flankenlinienabweichung F βy 9µm Lastwechsel L

5 3 Werkstoffe und Eigenschaften Wellen aus E95 mit R e 77 mm Zahnräder aus 4CrMo4 (induktionsgehärtet 55HRC) Gehäuse aus E-GJL-300 [, S. 159] --

6 Teil II Berechnungen 1 Welle und Zahnräder 1.1 Prinzipskizze Abbildung 1.1: Prinzipskizze (Draufsicht) des Getriebes 1. Berechnung der Welle Anhand der gegebenen Größen i ges 16 und i 1 5 wird die Übersetzung der zweiten Stufe und die einzelnen Zähnezahlen bestimmt. Allgemein gilt: i ges m i n (1.1) n1 Für die Aufgabe ergibt sich nach Formel 1.1 folgende Zähnezahl: i i ges i , (1.) Der Wellendurchmesser wird nach [4] berechnet. Für die Welle aus E95 gilt nach [3, Anlage A, Tab. 1] τ tsch 170 mm. Die zulässige Torsionsspannung τ tzul berechnet sich nach Formel 1.3. Daraus lässt sich mit Formel 1.4 der Mindestdurchmesser bestimmen. τ tzul τ tsch mm (1.3) 16 d wemin 3 π M x (1.4) τ tzul Die Verschiedenen Drehmomente errechnen sich durch das Antriebsdrehmoment M an und die Übersetzung i 1 bzw. i : -3-

7 M 1 M an 17, 3m (1.5) M M 1 i 1 17, 3m 5 636, 5m (1.6) M 4 M 1 i ges 17, 3m , 8m (1.7) Die Momente in 1.4 eingesetzt ergeben den jeweiligen Mindestdurchmesser: Antriebswelle d we π 17,3 103 mm 17 /mm 33, 7mm gewählt d w1 40mm Mittelwelle d we π 636,5 103 mm 17 /mm 57, 6mm gewählt d w1 60mm Abtriebswelle d we 3 16 π 036,8 103 mm 17 /mm 84, 8mm gewählt d w1 90mm 1.3 Berechnung der Zahnräder Die Zähnezahlen müssen festgelegt werden. Diese beeinflussen auch den Achsabstand. Damit das Getriebe einfach und Kostengünstig bleibt, ist eine Profilverschiebung durch ungleiche Achsabstände zu vermeiden. Dazu legen wir z 3 : 30 fest und variieren z 1,wobei die Achsabstände ständig neu berechnet werden. Auf eine Darstellung der iterativen Berechnung von z 1 wird aus Gründen der besseren Übersicht verzichtet. Als ein mögliches Ergebnis erhält man jedoch z 1 1. Dass diese beiden Zähnezahlen die gleichen Achsabstände erzeugen, sieht man anhand Formel 1.15 und Über die gegebenen Übersetzungen erhält man die noch fehlenden Zähnezahlen: z z 1 i (1.8) z 4 z 3 i 96 (1.9) Auch das Zähnezahlverhältnis u ist verlangt. Da i ges > 1 handelt es sich um eine Übersetzung ins Langsame. Es gilt nach [1, S. 4]: u 1 i 1 5 (1.10) u i 3, (1.11) u ges i ges 16 (1.1) Die Berechnung des Moduls der Zahnradpaare erfolgt mit Hilfe der Formel für vorgegebenen Wellendurchmesser: -4-

8 m 1 1, 8 d we1 z 1, 5 m 1, 8 d we3 z 3, 5 1, 8 40mm 1, 5 1, 8 60mm 30, 5 3, 9mm 4mm (1.13) 3, 9mm 4mm (1.14) Daraus lassen sich die ennabmessungen der ersten Stufe berechnen. Das komplette Getriebe soll geradverzahnt sein. Dabei sind Eingriffswinkel α 0 und Schrägungswinkel β 0 : Teilkreisdurchmesser d 1 z 1 m 1 1 4mm 84mm Teilkreisdurchmesser d z m mm 40mm Kopfkreisdurchmesser d a1 m 1 (z 1 + ) 4mm (1 + ) 9mm Kopfkreisdurchmesser d a m 1 (z + ) 4mm (105 + ) 48mm Fußkreisdurchmesser d f1 m 1 (z 1, 5) 4mm (1, 5) 74mm Fußkreisdurchmesser d f m 1 (z, 5) 4mm (105, 5) 410mm Grundkreisdurchmesser d b1 d 1 cos α 84mm cos 0 78, 934mm Grundkreisdurchmesser d b d cos α 40mm cos 0 394, 671mm Der Achsabstand mit Formel 1.15 und die Profilüberdeckung mit Formel 1.16 betragen: a d1 d 1 + d 84mm + 40mm 5mm (1.15) ɛ a1 0, 5 ( d a1 d b1 + z z d a d b ) a d1 sin α π m 1 cos α 0, 5 ( 33, 44mm , 80mm ) 5mm sin 0 π 4mm cos 0 (1.16) 1, 7 ɛ amin 1, 5 Wie man sieht, ist eine Mindestprofilüberdeckung von 1,5 Zähnen gewährleistet. Dieselben Berechnungen liefern die ennabmessungen der zweiten Stufe. Auch hier gilt wieder Eingriffswinkel α 0 und Schrägungswinkel β 0 : Teilkreisdurchmesser d 3 z 3 m 30 4mm 10mm Teilkreisdurchmesser d z 4 m 96 4mm 384mm Kopfkreisdurchmesser d a1 m (z 3 + ) 4mm (30 + ) 18mm Kopfkreisdurchmesser d a m (z 4 + ) 4mm (96 + ) 39mm Fußkreisdurchmesser d f1 m (z 3, 5) 4mm (30, 5) 110mm Fußkreisdurchmesser d f m (z 4, 5) 4mm (96, 5) 374mm -5-

9 Grundkreisdurchmesser d b3 d 3 cos α 10mm cos 0 11, 763mm Grundkreisdurchmesser d b4 d 4 cos α 384mm cos 0 360, 84mm Mit den gewählten Zähnezahlen sollte der Achsabstand a d1 a d 5mm sein: a d d 3 + d 4 10mm + 384mm 5mm (1.17) ɛ a 0, 5 ( d a3 d b3 + z4 z 4 d a4 d b4 ) a d sin α π m cos α 0, 5 ( 3668, 806mm , 051mm ) 5mm sin 0 π 4mm cos 0 (1.18) 1, 75 ɛ amin 1, 5 Wiederum ist eine Mindestprofilüberdeckung von 1,5 Zähnen gewährleistet. Da die Durchmesser nun feststehen, ist es möglich die Zahnradbreiten zu bestimmen. Dabei ist wichtig, dass die Zahnbreite des Ritzels größer als die Zahnbreite des Rads ist, damit auch bei leichten Bewegungen in axiale Richtung die volle Zahnbreite trägt. Aus [1, Abb..-6] ergibt sich für die Verzahnungsqualität und guter Lagerung ein Modulbreitenverhältnis von ψ m Das ebenfalls benötigte Durchmesser-Breitenverhältnis ψ d erhält man aus [1, Abb..-6]. Rad 1 und sind dabei symmetrisch, Rad und 3 unsymmetrisch gelagert. Da alle Zahnräder induktionsgehärtet sind folgt: ψ d1,4 1, 1 und ψ d,3 0, 9. Zuerst berechnet man über das Modulbreitenverhältnis eine vorläufige Breite b 1. Danach berechnet man eine maximale Breite b 1 über das Durchmesser-Breitenverhältnis. b 1 muss kleiner als b 1 sein, sonst muss der Modul verringert werden. b 1 m 1 ψ m1b1 4mm 3 9mm (1.19) b m 1 ψ m1b 4mm 0 80mm (1.0) b 3 m ψ mb3 4mm 3 9mm (1.1) b 4 m ψ mb4 4mm 0 80mm (1.) b 1 d 1 ψ d1 9, 4mm b 1 b 1 (1.3) b d ψ d 378mm b b (1.4) b 3 d 3 ψ d3 108mm b 3 b 3 (1.5) b 4 d 4 ψ d4 4, 4mm b 4 b 4 (1.6) Damit sind alle ennmaße des Getriebes berechnet. Im folgenden Kapitel wird geprüft, ob das Getriebe ausreichend dimensioniert ist. -6-

10 1.4 achweis der Tragfähigkeit des 3. Zahnrades Zahnfußtragfähigkeit Der Gesamtbelastungseinfluss berechnet sich nach Formel 1.7: K F ges3 K A K V K F α K F β3 1, 5 1 1, 44 1, 8 (1.7) Der Anwendungsfaktor K A 1,5 kann aus [5, TB 3-5a] ermittelt werden. Der Antrieb erfolgt über einen Elektromotor und die getriebene Maschine erzeugt mäßig Stöße. Weiterhin ist zu prüfen, ob der Dynamikfaktor K V entfallen kann. Das ist der Fall wenn gilt: K A F t3 /b 3 > 100 mm. Die dazu nötige Tangentialkraft ergibt sich nach dem Hebelgesetz. Da geradverzahnt, gilt d w d. F t3 M d w3 636, 6m 0, 1m (1.8) F t4 M 4 d w 4 037, m 10609, 38 (1.9) 0, 384m K A Ft3 b 3 1, mm 144, 16 mm (1.30) ach Formel 1.30 ergibt sich, dass K V entfallen kann. Die Breitenfaktoren K Hβ3 1, 55 und K F β3 1, 44 sind aus Abb. 3.1 abgelesen. Die Stirnfaktoren K Hα K F α 1 ergeben sich aus [1, Abb..-3], unter der Bedingung, dass die Zahnräder gehärtet und geradverzahnt sind und die Verzahnungsqualität 6 gefordert ist. Die örtliche Zahnfußspannung σ F 03 wird nach Formel 1.31 berechnet: σ F 03 F t3 Y F a3 Y Sa3 Y ɛ Y β (1.31) b 3 m 10610, 6 1, 69 0, , 15 9mm 4mm mm Die einzelnen Faktoren lassen sich aus Abb. 3. und 3.3 im Anhang ablesen. Zu beachten ist, dass die wirksame Flankenlinienabweichung F βy 9µm beträgt und x 0 ist, da keine Profilverschiebung benutzt wurde. Im Anhang ist das Vorgehen für das 3. Zahnrad in blau und das, für das 4. Zahnrad in rot eingezeichnet. Die Faktoren lauten: Y F a3, 6 Y Sa3 1, 69 Y β 1 da β 0 (keine Schrägverzahnung) Y ɛ 0, 5 + 0,75 ɛ a 0, 68 mit Formel

11 Um von der örtlichen Zahnfußspannung auf die Zahnfußspannung zu kommen, wird in Formel 1.7 mit dem Gesamtbelastungseinfluss multipliziert: σ F 3 σ F 03 K F ges3 86, 15 1, 8 155, 07 mm mm (1.3) Die Zahnfußgrenzfestigkeit σ F G3 berechnet sich nach Formel 1.33: σ F G3 σ F lim Y ST Y T Y δrelt Y RrelT Y X (1.33) 30 mm 640 mm Die Faktoren lauten dabei: σ F lim 30 mm gemittelt aus [5, TB 0-1; r.0 56HRC] 1 Y ST nach DI 3990T1 Y T 1 da Lastwechsel L > (Industriegetriebe) Y δrelt 1 bei halbrunden Fußrundungen Y RrelT 1 gilt Allgemein Y X 1 da gilt: m < 5 un wird, die Sicherheit auf Zahnfußtragfähigkeit S F 3 berechnet. Allgemein sollte diese größer als 1, besser 1,5, sein. Vorgabe war, dass die Sicherheit zu 80% ausgenutzt wird. D.h. auch dann muss sie noch größer als 1,5 sein: S F 3 σ F G3 σ F 3 80% 4, 13 80% 3, 3 1, 5 (1.34) Die Zahnfußtragfähigkeit ist mit 3facher Sicherheit erfüllt. Dies ist zwar recht hoch, man bedenke jedoch, dass die Festigkeit der Zahnräder nur gemittelt ist und sie durchaus geringer ausfallen kann. Außerdem kann man den Modul nicht weiter vergrößern, um die Sicherheit zu reduzieren, da die Breite der Zahnräder nach Rechnung 1.3 schon grenzwertig ist. Grübchentragfähigkeit Für die Grübchentragfähigkeit ist der Gesamtbelastungsfaktor K Hges3 nötig. Die einzelnen Faktoren sind bereits weiter oben berechnet worden: K Hges3 K A (K V ) K Hα K Hβ3 1, , 55 1, 39 (1.35) Berechnen wir die Pressung im Wälzpunkt C σ HC3. Der dazu nötige Zonenfaktor Z H, 5 für Geradverzahnung (β 0 ) und keine Profilverschiebung (x 0) wird aus [1, Abb..-37a] abgelesen. Der Elestizitätsfaktor Z E 189, 8 /mm ergibt sich aus [1, Abb..-37b] 1 Annahme: Zahnfuß mitgehärtet Vgl.: [1, S. 67, oben] -8-

12 für Rad und Ritzel aus Stahl. Da Ritzel und Rad nicht gleich breit sind, wird die kleinere Breite in Formel 1.36 verwendet, da die Flächenpressung nur auf dieser Fläche wirkt. σ HC3 Ft3 u + 1 b min d mm 10mm 4, 3, Z H Z E (1.36) u, 5 189, 8 mm 571, 5 mm Um die Flankenpressung im Wälzpunkt C σ H03 zu erhalten, müssen noch der Überdeckungsund Schrägenfaktor Z ɛ und Z β verrechnet werden. Der Schrägenfaktor entfällt bei Geradverzahnung. Der Überdeckungsfaktor wird nach Formel 1.37 berechnet und fließt dann in Formel 1.38 ein: (4 ɛa ) (4 1, 75) Z ɛ 0, 87 (1.37) 3 3 σ H03 σ HC3 Z ɛ (Z β ) 571, 5 0, , mm mm (1.38) Für die Flankenpressung am Wälzkreis wird mit dem Gesamtbelastungsfaktor K Hges3 multipliziert: σ H3 σ H03 K Hges3 497, 1, , 1 mm mm (1.39) Für die noch fehlende Flankengrenzfestigkeit σ HG3 nach Formel 1.40 sind folgende Faktoren nötig: Der Lebensdauerfaktor 1 Z T 1, aus [1, Abb..-38d] Z L Z V Z R 1 da R Z 4µm gegeben war Der Werkstoffpaarungsfaktor Z W 1 da Zahnhärte größer als 470HB Der Größenfaktor Z X 1 da nicht anders angegeben σ Hlim 100 mm aus [5, TB 0-1; HRC56] σ HG3 σ Hlim Z T Z L Z V Z R Z W Z X (1.40) 100 1, 1464 mm mm Prüfen wir die Sicherheit der Grübchentragfähigkeit S H3. Diese sollte mindestens bei 1 liegen, noch besser, bei 1,3 3. Auch hier wird die Sicherheit wieder zu 80% ausgenutzt: 1 Anm.: Bei der Lastwechselzahl auf die V,GJS, GJM, EH, IF -Linie gepeilt, da dies in der Übungsaufgabe in der Vorlesung auch so gemacht wurde. Obwohl bei beiden Aufgaben Stahlritzel verwendet wurden und dies eigentlich eine andere Linie ist. HRC55 entspricht 561HB 3 Vgl.: [1, S. 7] -9-

13 S H3 σ HG σ H3 80%, 1 80% 1, 7 (1.41) Die Grübchentragfähigkeit für Zahnrad 3 ist mit ausreichender Sicherheit erfüllt. 1.5 achweis der Tragfähigkeit des 4. Zahnrades Die Berechnung geschieht äquivalent zu Zahnrad 3. Auf eine ausführliche Erklärung sei darum verzichtet. Die Rechnungen und neuen Faktoren sind im Folgenden aufgeführt: K A Ft4 b4 1, ,38 80mm K Hβ4 1, 5 aus [5, TB 1-18] K F β4 1, 4 aus [5, TB 1-18] Y F a4, aus Formel 3. Y Sa4 1, 93 aus Formel , 8 mm < 100 mm K V entfällt Zahnfußtragfähigkeit K F ges4 K A (K V ) K F α K F β 1, 75 (1.4) K Hges4 K A (K V ) K Hα K Hβ 1, 37 (1.43) σ F 04 F t4 Y F a4 Y Sa4 Y ɛ Y β 96, 6 b 4 m mm (1.44) σ F 4 σ F 04 K F ges4 169, 05 mm (1.45) σ F G4 σ F lim Y ST Y T Y δrelt Y RrelT Y X 640 mm (1.46) S F 4 σ F G4 σ F 4 80% 3, 79 80% 3, 03 1, 5 (1.47) Die Zahnfußtragfähigkeit ist mit 3facher Sicherheit erfüllt. Grübchentragfähigkeit Ft4 σ HC4 u + 1 Z H Z E 319, 5 b min d 4 u mm (1.48) σ H04 σ HC4 Z ɛ Z β 78 mm (1.49) σ H4 σ H04 K Hges4 380, 9 mm (1.50) -10-

14 σ HG4 σ Hlim Z T Z L Z V Z R Z W Z X 1464 mm (1.51) S H4 σ HG σ H4 80% 3, 8 80% 3, 1 1, 3 (1.5) Die Grübchentragfähigkeit ist mit 3facher Sicherheit erfüllt. Lager Zur Lagerung der Wellen werden Rillenkugellager verwendet, da diese sind preisgünstig sind und eine hohe Lebensdauer und statische Tragfähigkeit haben. Für die Antriebswelle wird ein Rillenkugellager DI gewählt. Für die Mittel- und Abtriebswelle ein Rillenkugellager DI und Rillenkugellager DI Belastung An allen Lagern wirkt eine radiale Belastung durch die Massen der Welle und des Zahnrades. Die Dichte von Stahl beträgt ρ Stahl 8 kg 6 kg dm mm. 3 Antriebswelle ( ) 40mm m W elle1 π 70mm ρ Stahl, 7kg 7 (.1) ( ) 84mm m Zahnrad1 π 9mm ρ Stahl 4kg 40 (.) F ran m W elle1 + m Zahnrad1 0, 067k (.3) Zur Vereinfachung wird die volle Kraft F ran 0, 067k für jedes der beiden Lager angenommen. Mittelwelle ( ) 90mm m W elle π 305mm ρ Stahl 15, 5kg 155 (.4) ( ) ( ) 84mm 90mm m Zahnrad4 ( π 9mm+ π 30mm) ρ Stahl 80, kg 80 (.5) F rmi m W elle + m Zahnrad4 0, 957k (.6) Zur Vereinfachung wird die volle Kraft F rmi 0, 957k für jedes der beiden Lager angenommen. -11-

15 Abtriebswelle ( ) 60mm m W elle3 π 364mm ρ Stahl 8, kg 8 (.7) ( ) 40mm m Zahnrad π 80mm ρ Stahl 88, 7kg 887 (.8) ( ) 60mm m Zahnrad4 π 9mm ρ Stahl 8, 3kg 83 (.9) F rab m W elle3 + m Zahnrad + m Zahnrad4 1, 05k (.10) Zur Vereinfachung wird die volle Kraft F rab 1, 05k für jedes der beiden Lager angenommen.. Lebensdauer Bei allen Lagern ist die dynamische äquivalente Belastung P X F r + Y F a F r da keine axialen Kräfte F a auftreten 1. Die nominelle Lebensdauer in Betriebsstunden L h wird nach [4, S. 88] berechnet. Die dynamische Tragzahl C ist jeweils aus [3, S. A4-1/9] entnommen. Die jeweiligen Drehzahlen der Achsen lauten: n An min n Mi n An i min min n Ab n An i ges min 187, 5 1 min (.11) (.1) (.13) Antriebswelle L han ( C An 3 nan F ran ) h t gef 5475h min 13, k min 60 h 0, 067k (.14) Die nominelle Lebensdauer der Lager der Antriebswelle ist größer, als die geforderten Betriebsstunden für 3 Jahre. Rillenkugellager DI reicht für die dynamische Belastung aus. 1 Vgl.: [3, Anlage A4, Tabelle 1] -1-

16 Mittelwelle L hmi ( C Mi 3 nmi F rmi ) h t gef 5475h min 0k 60 min h 1, 05k (.15) Die nominelle Lebensdauer der Lager der Antriebswelle ist größer, als die geforderten Betriebsstunden für 3 Jahre. Rillenkugellager DI reicht für die dynamische Belastung aus. Abtriebswelle L hab ( C Ab 3 nab F rmi ) h t gef 5475h 3 187, 5 1 min 41, 5k 60 min h 0, 957k (.16) Die nominelle Lebensdauer der Lager der Antriebswelle ist größer, als die geforderten Betriebsstunden für 3 Jahre. Rillenkugellager DI reicht für die dynamische Belastung aus..3 Statische Tragfähigkeit Bei allen Lagern ist die statische äquivalente Belastung P 0 X 0 F r0 + Y 0 F a0 F r da keine axialen Kräfte F a auftreten 1. Die statische Tragzahl C 0 ist jeweils aus [3, S. A4-1/9] entnommen. Antriebswelle f san C 0 10, k F ran 0, 067k 15 8 (.17) Die statische Kennzahl f s ist größer als 8. Die Wälzlager der Antriebswelle gelten daher als dauerfest. Mittelwelle f smi C 0 17, 6k F rmi 1, 05k 16, 7 8 (.18) Die statische Kennzahl f s ist größer als 8. Die Wälzlager der Mittelwelle gelten daher als dauerfest. 1 Vgl.: [3, Anlage A4, Tabelle 1] Vgl.: [4, S. 89] -13-

17 Abtriebswelle f sab C 0 39k F rab 0, , 7 8 (.19) Die statische Kennzahl f s ist größer als 8. Die Wälzlager der Abtriebswelle gelten daher als dauerfest. 3 Welle-abe-Verbindung Zu berechnen ist die Welle-abe Verbindung für das Rad der Abtriebswelle. Die Umfangskraft ist: F U F t4 d 4 d we 4569, 3 (3.1) Die Mindestlänge der Passfeder berechnet sich nach [4, S. 67] wie folgt: l t F U (h t 1 ) p zul i k (3.) p zul 0, 6 p 0Stahl 90 mm In [, S. 40] findet man eine Passfeder für Wellendurchmesser zwischen 85mm und 95mm mit b 5mm, h 14mm, t 1 9mm. Die Passfederlänge liegt zwischen 70mm und 80mm. Die Faktoren i und k sind 1, da nur eine Passfeder auf dem Umfang angeordnet ist. p 0Stahl 150 /mm² und den Faktor 0,6 (einseitig, starke Stöße) wird aus [3, Anlage A3, Tabelle 1] entnommen. In Formel 3. eingesetzt, ergibt sich eine Länge der Passfeder von l t 100, 6mm. Die nächstgrößere ennlänge ist in [, S. 40] mit l t 110mm angegeben. Da das Rad nur 80mm breit ist, muss die abe des Rades auf 110mm verbreitert werden. Es wird Passfeder DI 6885-B-5x14x110 verwendet. -14-

18 Teil III Konstruktive Gestaltung Da die Stückzahl größer als 800 ist, lohnt es sich, das Gehäuse zu Gießen. E-GJL-300 ist sehr gut gießbar und korrosionsbeständig 1. Zur leichteren Montage, ist das Gehäuse zweiteilig ausgeführt. Der Zusammenhalt der beiden Teile wird kraft- und formschlüssig über Schrauben und Stifte sichergestellt. Eine kompakte Bausweise wird erreicht, indem An- und Abtriebswelle fluchtend gelagert sind. Die Festlager befinden sich dabei am Außenteil des Gehäuses. Die Stütze, die die beiden Wellenenden aufnimmt, fungiert als Loslager. Für die Mittelwelle ist das Festlager im Gehäuse bei Zahnrad 3. Die Wellen sind Randschichtgehärtet (Einsatzhärtung) und haben die Passung h7. Die Innendurchmesser der Lager besitzen die Passung R6 und bilden somit eine Übermaß- bzw. Presspassung mit der Welle. Die Zahnräder und Distanzhülsen haben die Passung J6, was mit der Welle eine Übergangspassung erzeugt. Die Loslager haben für die Außendurchmesser die Passung h8/e7, was mit deren Aufnahme eine Spielpassung bildet. Die Festlager haben die Passung h7/s8, was mit deren Aufnahme wiederum eine Übermaßpassung erzeugt. 1 Vgl.: [, S. 159] -15-

19 Literatur [1] Christmann, S.: Konstruktionsentwurf Skript zur Vorlesung SS 10. Mannheim, DHBW Mannheim, Diss., 010 [] Fischer, U. ; Heinzler, M. ; äher, F.: Tabellenbuch Metall. 44. Verl. Europa- Lehrmittel, 008 [3] Horlemann, J.: Anlage zu Skript. Semester. Mannheim, DHBW Mannheim, Diss., 009 [4] Horlemann, J.: KO-Skript. Semester. Mannheim, DHBW Mannheim, Diss., 009 [5] Wittel, H. ; Muhs, D. ; Jannasch, D. ; Voßiek, J.: Roloff/Matek Maschinenelemente. Vieweg+ Teubner Verlag, 009 -i-

20 Teil IV Anhang Abbildung 3.1: Breitenfaktoren aus [5, TB 1-18] -A-

21 Abbildung 3.: Diagramm des Formfaktors Y F a3 Abbildung 3.3: Diagramm des Spannungskorrekturfaktors Y Sa3 -B-