Aufgabenstellung, ein Projekt über Zahngetriebe zu erstellen
Technische Daten:
1. Varianten:
№ 29
2. Getriebeübersetzungs verhältnis
i= 8
3. Drehzahl der eingehenden Welle
n1= 1000 min-1
4. Drehzahl der ausgehenden Welle
nn=………. min-1
5. Übertragene Nennleistung am Ausgang
Pout.=3.1 kW
6. Arbeitsmaschine
ka=1.2
7. Betriebsart: (Leicht, Durchschnittlich, Schwer)
Leicht
8. Lebensfrist der Rollenlager
9. Neigungswinkel der Zahnräder
10 000 h.
β1=………..o
β2=………..o
Zusätzliche Daten:
10…………………………………………………………………………………………………………………
11…………………………………………………………………………………………………………………
12…………………………………………………………………………………………………………………
Angaben zur Eingabe in die Tabelle
Erarbeitet: ……………………………………………………………………………………………………………………………
Überprüft:: ……………………………………………………………………………………………………………………………….
Sonstige Angaben:
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………
……………………………………………………………………………………………………………………………………………………
machine-elements.eu
Varianten
1
1. Aufgaben nach Maschinenelementen. Nach folgenden technischen Daten
ein Zahnradgetriebe zu berechnen und zu konstruieren:
- Getriebeübersetzungs verhältnis
i= 8
n1  1000 min-1
nn  125 min-1
- Drehzahl der eingehenden Welle
- Drehzahl der ausgehenden Welle
- Übertragene Nennleistung am Ausgang
- Arbeitsmaschine
P  3.1 kW
Ka  1.3
Zusätzliche Daten:
-Betriebsart:
-Körpergehäuse:
-Konstruktion der Zahnräder:
-Lebensfrist der Rollenlager:
Leicht
nach Wahl
nach Wahl
10000 h.
2. Auswahl des elektrischen Antriebs
- Pел
P
 рм =3.43
kW
-  к .ц .с .( л )3  0,95.0,97.0,995.(0,995)3  0.9032 - Faktor der
Leistungsfähigkeit
Pрм =3.1 kW - Leistung der Arbeitsmschine
Auswahl des Antriebs -AO-160M-8
Pел =4 kW- Leistung des elektrischen Antriebs
950 min-1 - Drehzahl
P1  Pел . л.с  =3.960 kW- Leistung der eingehenden Welle
3. Bestimmung der Gesamtübertragungsverhältnis -
i12  1.21 i =3.55
i23  i /i21 =2.24
iоб  i12i23 =7.952
2
4. Emittlung der Wellen-Drehzahlen
n1  950
n2 
min-1
n1
 267.6 min-1
i1
n3  nn 
n2
 119.5
i2
min-1
Überprüfung - n3 darf sich um nicht mehr als 5 % von nn unterscheiden
5. Ermittlung der Drehzahlen der Wellen
3
P
T1  10 P  9554 n1 ka  49.19 Nm
1
T2  T1i11  157.71 Nm
T3  T1ioб  353.26 Nm
6. Auswahl von Material für die Anfertigung der Zahnräder, der Wellen
und des Gehäuses.
- Die kleinen Zahnräder –( DIN C 45)- Härtung.
- Die großen Zahnräder -( DIN GS52) - Härtung.
- Wellen –( DIN C 45) - Härtung.
- Gehäuse -( DIN GG20)
7. Projektberechnung der Zahnräder
7.1. Schrägverzahnung (Erste Stufe)
7.1.1. Berechnung der Parameter der äquivalenten Zahnräder
- Anzahl der Zähne der äquivalenten Zahnräder
z
zvt1  1  20.8
cos1
1  arctg u1  15.73 
z
zvt2  2  261.2
cos 2
z
u  z2  3.55
1
 2  90  1  15.73 
z1  20 бр.
z2  z1i12  71 бр.
3
z1
zvn 
 20.8
cos1 cos m
m  0 
7.1.2. Projektberechnung der Zähne - Schrägverzahnung der Biegung
mmn  (1.05 1.25)3 Y fs
T1
k  2.00
z12d1 fp f
1
cos3 m
1
x1   x2  2(1 2` )
z1  0.48
u
Y  3.8- Faktor der den Einfluss der Zahnform und der
fs
Spannungskonzentration Rechnung trägt
  [1.88  3.2( z1  z1 )]cos   1.67- Faktor der frontalen
1
2
Überlappung

Y
 fp  sf lim n  477. 106 - Zulässige Spannung bei Biegung der
f min
1
Zähne
 f lim   580. 106 - Basisbildende Grenzabweichung der
Zahnbiegung
Yn  1.4 – Faktor der die Betriebsdauer ermittelt
S f min  1.7 - Mindest zulässiger Sicherheitskoeffizient
 d  b1  0.6- Relative Breite
dm
1
k f  ka k k k  2.50- Belastungsfaktor bei der Berechnung der
Biegung der Zähne
ka  1.3
k  1,3- Faktor der die internenen dynamischen Belastungen ermittelt
4
k  1,25- Faktor, der die Aufteilung der Belastung zwischen
vermaschten Zahnpaaren ermittelt
k  1,18- Faktor, der die ungleichmäßige Lastverteilung erfasst
7.1.3. Externes Frontalmodul
m
sin 
sin 
me  mtm  b z 1  nm  b z 1  2.47
cos  m
1
1
Wir akzeptieren b  ( 1  1 ) Re
me  3
Wir akzeptieren -
3.5 4
Re  12 z12  z22  12 de
de  me z2  213 mm
2
b  35 mm
u 2  1  37 mm- Externer Konusabstand
u
2
- Auswahl des Korrekturfaktoren.
xe  0
1
xe  0
2
7.1.4. Berechnung der geometrischen Parameter der Räder und der Transmission
- Externe Trenndurchmesser:
de  me z1  60 mm
de  me z2  213
1
mm
2
- Durchschnittlicher konischer Abstand:
Rm  Re  0.5b  19 mm
- Winkel des Trennkonus:
z
tg1  z1 
15.73
 2  90  1  74.27 

2
- Modul in dem Mittelquerschnitt:
mm  me  (b sin 1)
1
z1
 2.53
5
- Mittlerer Trenndurchmesser:
d m  z1mm  51 mm
1
d m  z2mm  179 mm
2
- Höhe des Zahnkopfs:
hae  (1  xe )me  3 mm
1
1
hae  (1  xe )me  3 mm
2
2
- Höhe des Zahnfußes:
h fe  (1.2  xe )me  3.6 mm
1
1
h fe  (1.2  xe )me  3.6 mm
2
2
- Winkel des Zahnfußes:
tg f 
1
h fe
1  5.57 
Re
tg f 
2
h fe
2  5.57 
Re
- Winkel des Zahnkopfes:
 a   f  79.83 
1
2
 a   f  79.83 
2
1
- Winkel des Spitzenkonus:
 a  1  a  95.56 
1
1
 a   2  a  154.10 
- Externer Spitzendurchmesser:
d ae  de  2hae cos1  66 mm
1
1
1
d ae  de  2hae cos 2  215 mm
2
2
2
7.1.5. Berechnung der Zähne auf Kontaktfestigkeit
SH min  1.3 - Sicherheitsfaktor
zn  1.6
 h lim b  1150.106 - Kontaktspannung
2
2
6
 h  ze z h
F
 h lim b zn
u 2 1 k k k  



k
a  
h
hp
ho
b d m
SH min
tm
1
kh  k f  2.50 – Lastfaktor
ze  190 MPa - Faktor, der die Materialverformung erfasst
zh  2.1 - Faktor, der den Einfluss der geometrischen Form der
vermaschten Zahnoberflächen erfasst
 h  1271 106 Pa  1415. 106 Pa   hp ( Die Bedingung ist erfüllt)
7.2. Zylindische Verzahnung (Stufe zwei)
7.2.1. Projektberechnung des zylindrischen Zahngetriebes 2T2 cos 2 
mn 3 Y fs Yb 2
1
z3d1 fp
1
k f (1.151.25)3 Y fs
1
T2
z32 d 1 fp
kf
1
mn  2.31
Y  3.8 - Faktor, der den Einfluss der zahnform und der
fs
Spannungskonzentration erfasst
  0
 d  0.4
k f  2,21
z3  33 бр.
z4  z3i23  74 бр.
1
 fp 
1
der Zähne
 f lim  Yn
SFmin
 543,6. 106 Pa- Zulässige Spannung der Biegung
7
Yn  1.4 –Faktor, der die Betriebsdauer erfasst
S f min  1.7 -Minimaler zulässiger Sicherheitsfaktor
7.2.2. Auswahl eines Standardmoduls
mn  3
Wir bestätigen:
7.2.3. Festlegung der Werte des Faktor der Verschiebung
xn , xn
3
xn  0
4
xn  0
3
4
7.2.4. Berechnung der geometrischen Parameter der Räder und der Transmission
Frontalmodul
m
mt  cosn  3.00
Abstand zwischen den Achsen a

(d1  d 2 )
 161 mm
2
tg
arctg t  cos n  20.00 
2 x tg
inv 2  zn z n  inv t   2  2620'
1
2
-Durchmesser des Trennkreises:
d3  mt z3  99
mm
d 4  mt z4  222 mm
-Durchmesser der Hauptkreises:
db  d3 cost  93 mm
3
db  d 4 cost 
4
209 mm
8
-Durchmesser der Fußkreise:
d f  d3  2mn (ha  c  xn3 )  92 mm
3
d f  d 4  2mn (ha  c  xn )  215 mm
4
4
-Stärke der Zähne entlang des Trennkreises:
St  mt (2  2 xt tgt )  5 mm
3
3
St  mt (2  2 xt tgt )  5 mm
4
4
-Durchmesser des Spitzenkreises:
d a  2a  d f  2cmn  105 mm
3
4
d a  2a  d f  2cmn  228 mm
4
3
-Minimaler Faktor der Verschiebung:
x  xmin
z3sin 2t
1
2cos 
 -0.93
-Prüfung der Zuspitzung von dem Zahnkopf:
  inv  inv ) cos   -15.58
Sa  d a ( 2z  2 xtg
t

a
z
cos a  d cos t  0.8861
da
tg a  d tg  0
da
-Durchmesser der ursprünglichen Kreise:
db
cos
d  2a 11u  cos3  mz3 cos t  104 mm
3

t
9
cos
db
d  ud  2a uu1  cos4  mz4 cos t  233 mm
4
t
1
t
7.2.5. Berechnung der Zähne auf Biegefestigkeit
 f lim bYn
Ft
 f  Y fsY Y
k k k k   f k f   fp 
SFmin
0
b.mn a   
7.2.6. Berechnung der Kontaktfestigkeit
Ft u 1
 h lim b zn
k
k
k
k


k



a



h
ho
hp
b d3 u
SH min
 h  zh ze z
 h  ze zh z
o
Ft u 1
 331 MPa
b d3 u
zh  2.12-Faktor, der den Einfluss der Verformung der vermaschten
Zahnräder erfasst
ze  190 MPa -Faktor, der den Einfluß der Verformung der
vermaschten Zahnräder erfasst
z  1  0.76-Faktor, der der Einfluß der Überlappung der Zähne

erfasst
  [1.88  3.2( z1  z1 )]cos   1.74
3
4
b
    .m1 sin   0
n
Ft 
2T2
d3
 3186.0 N-Periphere Kraft
b  d d3  40 mm-Kontaktbreite der Zahnräder
1
z
u2  z4  2.24
3
10
kh  k f  2.21-Belastungsfaktor
 h  h
kh  404 MPa
o
 hp 
 h lim b zn
SH min
 1415 MPa
 h lim b  1150. 106 Pa-Basisbildender Grenzwert der Kontaktspannung
zn  1.6
zn
min .
SH
-Faktor, der die Betiebsdauer des einzelnen Zahnrads erfasst
1.0  zn  zn
max .
min .
zn 11.6
 1.3-Minimaler zulässiger Sicherheitsfaktor, der die
Unzulänglichkiten in den Berechnungsangaben berücksichtigt
 h  404. 106 Pa  1415. 106 Pa   hp (Die Bedingung ist erfüllt)
8. Einspannkräfte
Zahnrad-1
Ft
m1
Fx
m1

2T1
dm
 1947.4 N-Peripherkraft
1
 Ft tg .sin 1  192.0 N-Achsialkraft
m1
Fr
 Ft tg.cos1  682.1 N-Radialkraft
Fb
Ft
m1
 cos
 2072.5 N-Normalkraft auf den Zahn
m1
n1
m1
11
Zahnrad-2
Ft

m2
dm
 Ft
Fr
m2
Fx
2T2
2
m2
 Ft
m2
 1758.9 N- Peripherkraft
m2
tg .sin 1  173.5 N- Radialkraft
tg .cos1  616.1 N- Achsialkraft
Ft
m2
 cos
 1871.9 N-Normalkraft auf den Zahn
Fb
n2
8.2. Цилиндрична предавка-(второ стапало)
Zahnrad-3
Ft 
3
2T2
d3
 3186.0 N- Peripherkraft
Fr  Ft tgt  1158.7 N- Radialkraft
3
3
Fx  Ft tg  0 N- Achsialkraft
3
Fb
n3
3
Ft
3

 3390.8 N-Normalkraft auf den Zahn
cos n .cos 
Zahnrad-4
Ft 
4
2T3
d4
 3182.5 N- Peripherkraft
Fr  Ft tgt  1157.5 N- Radialkraft
4
4
12
Fx  Ft tg  0 N- Achsialkraft
4
Fb
n4
4
Ft
4

 3387.1 N-Normalkraft auf den Zahn
cos n .cos 
9. Festigkeitsbemessung und Konstruierung der Wellen
d1(min)  3
T1
 23.1 mm
0.2[ ус ]
Wir akzeptieren: d1(min)  30 mm
d 2 (min)  3
T2
 34.0 mm
0.2[ ус ]
Wir akzeptieren: d 2 (min)  40 mm
d3 (min)  3
T3
 44.5 mm
0.2[ ус ]
Wir akzeptieren: d3 (min)  50 mm
[ t ]  20. 10 Pa
6
13
10.
Berechnung der Wellen
10.1
Welle am Eingang
[ ben ]  80 MPa
M t  T1  49.19 Nm
10.1.1.
Ft
m1
Fx
m1
 1947.4
Fr  682.1 N
N
m1
 192.0 N
a  l '  d1 2.8  84.0 mm
b  l2  a 
b
2
 10  10 
b
 40.5 mm
2
- Für die Oberfläche - xz
 M bi  0
 xi  0
Az a  Fr b  0
Az  328.9 N
Ax  Fx  0
Ax  192.0 N
1
1
 zi  0
 Az  Bz  Fr  0
1
Bz 
1011.0 N
1. Bereich: 0  x  84.0
Az
My
x
 M yi  0
M y  Az x  0
M y  -328.9 x
14
x0
M y  0 Nm
x  84.0
M y  -27.6 Nm
2. Bereich:
0  x  40.5
My
Fr
1
x
 M yi  0
 M y  Fr x  0
1
M y  -682.1 x
x0
M y  0 Nm
x  40.5
M y  -27.6 Nm
- Für die Oberfläche - xy
 M bi
0
 xi  0
1
Ay  938.9 N
Ax  Fx  0
Ax  192.0 N
1
 yi  0
1. Bereich:
 Ay a  Ft b  0
Ay  By  Ft  0
1
0  x  84.0
Az
Mz
x
By  2886.3 N
15
 M zi  0
M z  Ay x  0
M z  0 Nm
x0
M z  78.9 Nm
x  84.0
2. Bereich:
M z  938.9 x
0  x  40.5
Mz
Ft
1
x
 M zi  0
x0
x  40.5
 M z  Ft x  0
1
M z  1947.4 x
M z  0 Nm
M z  78.9 Nm
10.1.2. Bestimmung von - M ben  M y2  M z2
x0
M ben  0 Nm
x  84.0
M ben  83.6 Nm
x  124.5
M ben  0 Nm
2
10.1.3. Bestimmung von - M еq  M ben
 (0,6.T1 ) 2
x 0
x  84.0
x  124.5
M еq  29.5 Nm
M еq  88.6 Nm
M еq  29.5 Nm
16
10.1.4. Bestimmung der Idealform der Welle d  3
x 0
x  84.0
x 0
M еq
0,1[ ben ]
d  15.5 mm
d  22.3 mm
d  15.5 mm
10.1.5. Berechnung der Lager der Eingangswelle
Ax  192.0 N
Az  328.9 N
Ay  938.9 N
Fr  Ay2  Az2  994.8 N- Radialkraft
Fa  Ax  192.0 N- Achsialkraft
P - Äquivalente dynamische Belastung
P  xVFr  yFa  994.8 N
V 1.2 ( Der Binnenreifen dreht sich)
P0 - Äquivalente dynamische Belastung
P0  x0 Fr  y0 Fa  692.9 N
x0  0.6
y0  0.5
x 1
y 0
C0  Statische Belastungsfähigkeit
C0  SP0  1.7 kN

S  2.5 - Größe der zusätzlichen Achsialkräfte
60n L
L10  1 610h  570- Langfristigkeit des Lagers
10
17
L10  (C )3  C  P3 L10  8.2 kN
P
Wir wählen das Lager aus:30206
d  30 mm
D  62 mm
B  16 mm
10.1.6. Prüfung der statischen Festigkeit
M
 x  W ben  31.5MPa
ben
Wben 
d13
32
 2,65.10
M
m3
x  84.0
- Gefährdeter Querschnitt:
 x  Wt
-6
 9.28 MPa
t
Wt 
d13
16
 5,30.10
-6
m3
 еq   x2  4 x 2  36.60 MPa   доп  80 MPa
- Prüfung der Erschöpfung
S
S 
S S
S  S 
2
2
 1
k  a
 
   m
normalen Spannungen
 8.03  2.21  [S ] - Minimaler Sicherheitsfaktor
 8.31 – Sicherheitsfaktor in bezug auf die
18
 m  N  4N2  0.272 MPa- Durchschnittliche Spannung des Zyklus
A d
N  Fx  192.0 N – Achsialkraft
1
 1  270 MPa- Festigkeitsgrenze der Erschöpfung des gebogenen
Materials
k  1.4
k  1.25
k , k  Effektiver Faktor der Konzentration entsprechend bei Biegen
und bei Drehen
  1,6- Faktor, der den Einfluß der Befestigung der Oberfläche erfasst
  0.1
  0.05
  ,   Faktoren, die die Materialsensibilität gegenüber Assymetrie
im Spannungszyklus kennzeichnen

1
 150 MPa- Festigkeitsgrenze der Erschöpfung des gebogenen
Materials
M
 a   m  2Wt  4.64 MPa- Amplitude und Mittelwert der
t
Tangentialspannung
  0.05
  0.8
  0.85
  ,  ,   Maßfaktoren, die den Einfluß und die Größe des
Querschnitts bei Biegen und Drehen erfassen
M
 а  Wben   x
t
19
S 
 1
k a
 
 31.48
   m
10.2. Zwischenwelle
[ ben ]  80 MPa
M t  T2  157.7Nm
10.2.1.
a  45.5
mm
b  61.0 mm
c  56.5 mm
Ft  1758.9 N
Fr  173.5 N
Fx  616.1 N
Ft  3186.0 N
Fr  1158.7 N
Fx  0.0 N
2
2
2
3
3
3
- Für die Oberfläche - xz
 M bi  0
 zi  0
 xi  0
1. Bereich:
Az a bc Fr bc Fr c  0
Az  -276.6 N
 Az  Fr  Fr  Bz  0
Bz  -708.7 N
2
2
3
Bx  -616.1N
Bx  Fx  Fx  0
3
3
2
0  x  45.5
Ax
Az
My
x
 M yi  0
M y  Az x  0
M y  276.6 x
20
x0
M y  0 Nm
x  45.5
M y  12.6 Nm
2. Bereich:
0  x  106.5
Fr
Az
Ax
My
2
x
M y  Az x  Fr x a  0
 M yi  0
x  45.5
M y  12.6 Nm
x  106.5
M y  40.0 Nm
3. Bereich:
M y   Az x  Fr x a
2
2
0  x  56.5
Mz
Bz
x
 M y  Bz x  0
M y  Bz x
x0
M y  0 Nm
x  57
M y  40.0 Nm
- Für die Oberfläche - xy
 M bi  0
 yi  0
Ay a bc Ft bc Ft c  0
2
 Ay  Ft  Ft  By  0
2
3
3
Ay  163.5 N
By  -1590.7N
21
1. Bereich: 0  x  45.5
Mz
Ay
x
 M zi  0
 M z  Ay x  0
M z  7.4Nm
x  45.5
Ay
163.5 x
M z  0 Nm
x0
2. Bereich:
Mz 
0  x  106.5
Ft
Mz
2
x
 M z  Ay x  Ft x a  0
 M zi  0
2
x  45.5
M z  7.4 Nm
x  106.5
M z  -89.9 Nm
3. Bereich:
0  x  56.5
Mz
By
x
 M z  By x  0
M z  By x
M z  Ay x  Ft x a
2
22
x0
M z  0 Nm
x  56.5
M z  -89.9 Nm
10.2.2. Bestimmung von - M ben  M y2  M z2
x0
M ben  0 Nm
x  45.5
M ben  14.6 Nm
x  106.5
M ben  98.4 Nm
x  163.0
M ben  0 Nm
2
10.2.3. Bestimmung von - M еq  M ben
 (0,6.T2 ) 2
x 0
M еq  M ben
x  45.5
M еq  95.7Nm
x  106.5
M еq  136.5 Nm
x  163.0
M еq  M ben
10.2.4. Bestimmung der Idealform der Welle d  3
x 0
d  0 mm
x  45.5
d  22.9 mm
x  106.5
d  25.7 mm
x  163.0
d  0 mm
M еq
0,1[ ben ]
23
10.2.5. Berechnung der Lager
Bx  -616.1 N
By  -1590.7 N
Bz  -708.7 N
Fr  By2  Bz2  1741.4 N- Radialkraft
Fa  Bx  -616.1 N- Achsialkraft
P - Äquivalente dynamische Belastung
P  xVFr  yFa  1741.4 N
V 1.2 ( Der Binnenreifen dreht sich)
P0 - Äquivalente statische Belastung
P0  x0 Fr  y0 Fa  736.8 N
x0  0.6
y0  0.5
C0  Statische Belastungsfähigkeit
C0  SP0  1.8 kN
y 0

x 1
S  2.5 - Größe der zusätzlichen Achsialkräfte
60nL10h
L10 
 160.5633803- Langfristigkeit des Lagers
6
10
L10  (C )3  C  P3 L10  9.5 kN
P
Wir wählen das Lager aus:30208
d  40 mm
D  80 mm
B  18 mm
24
10.2.6. Prüfung der statischen Festigkeit
M
 x  W ben  15.7 MPa
ben
Wben 
d 23
32
 6,28.10
T
m3
x  107
- Gefährdeter Querschnitt:
 x  W2
-6
 12.6 MPa
t
Wt 
d 23
16
 12,56.10
-6
m3
 еq   x2  4 x 2  29.6 MPa  [ ]  80 MPa
- Prüfung der Erschöpfung
S
S 
S S
S  S 
2
2
 1
k  a
 
   m
 13.62  2.21  [S ] - Minimaler Sicherheitsfaktor
 16.79– Sicherheitsfaktor in bezug auf die
normalen Spannungen
 m  N  4N2  -0.491 MPa- Durchschnittliche Spannung des Zyklus
A d
N  Fx  Fx  -616.1 N – Achsialkraft
3
2
 1  270 MPa- Festigkeitsgrenze der Erschöpfung des gebogenen
Materials
k  1.4
k 1.25
25
k , k  Effektiver Faktor der Konzentration entsprechend bei Biegen
und bei Drehen
  1,6- Faktor, der den Einfluß der Befestigung der Oberfläche erfasst
  0.1
  0.05
  ,   Faktoren, die die Materialsensibilität gegenüber Assymetrie
im Spannungszyklus kennzeichnen
 1  150 MPa- Festigkeitsgrenze der Erschöpfung des gebogenen
Materials
T
 a   m  2W2  6.28 MPa- Amplitude und Mittelwert der
t
Tangentialspannung
  0.05
  0.8
  0.85
  ,  ,   Maßfaktoren, die den Einfluß und die Größe des
Querschnitts bei Biegen und Drehen erfassen
M
 а  Wben   x
t
S 
 1
k a
 
   m
 23.27
26
10.3. Ausgangswelle
[ ben ]  80 MPa
M t  T3  353.3 Nm
a  45.5 mm
b  117.5 mm
Ft  3182.5 N
Fr  1157.5 N
4
4
- Für die Oberfläche - xz
Fx  0.0 N
4
 M ai  0
 xi  0
Bz a b Fr a  0
Bz  323.1 N
Bx  Fx  0
Bx  0.0 N
 zi  0
Az  Fr  Bz  0
4
4
4
M y  Az x  0
My
x
M y  834.4 x
Az
x0
M y  0 Nm
x  45.5
2. Bereich:
834.4 N
 M yi  0
0  x  45.5
1. Bereich:
Az 
M y  38.0 Nm
0  x  117.5
My
x
 M yi  0
Bz
M y  Bz x  0
M y  Bz x
27
x0
M y  0 Nm
x  117.5
M y  38.0 Nm
- Für die Oberfläche - xy
By a b Ft a  0
 M ai  0
 yi  0
1. Bereich:
4
Ay  By  Ft  0
4
By  888.4 N
Ay  2294.2 N
0  x  45.5
Mz
x
Ay
 M zi  0
M z  Ay x  0
x0
M z  0 Nm
x  45.5
2. Bereich:
M z  -2294.2 x
M z  -104.4 Nm
0  x  117.5
Mz
x
 M zi  0
x0
x  117.5
By
M z  By x  0
M z  0 Nm
M z  -104.4 Nm
M z  -888.4 x
28
10.3.2. Bestimmung von - M ben  M y2  M z2
x0
M ben  0 Nm
x  45.5
M ben  111.1 Nm
x  163.0
M ben  0 Nm
2
10.3.3. Bestimmung von - M еq  M ben
 (0,6.T3 ) 2
x 0
M еq  M ben
x  45.5
M еq  239.3 Nm
x  163.0
M еq  212.0 Nm
10.3.4. Bestimmung der Idealform der Welle d  3
x 0
d  0 mm
x  45.5
d  31.0 mm
x  163.0
d  29.8 mm
10.3.5. Berechnung der Lager
Bx  0.0 N
Bz  323.1 N
By  888.4 N
Fr  By2  Bz2  945.3 N- Radialkraft
Fa  Bx  0.0 N- Achsialkraft
P - Äquivalente dynamische Belastung
M еq
0,1[ ben ]
29
P  xVFr  yFa  945.3 N
V 1.2 ( Der Binnenreifen dreht sich)
P0 - Äquivalente statische Belastung
P0  x0 Fr  y0 Fa  567.2 N
x0  0.6
y0  0.5
x 1
y 0
C0  Statische Belastungsfähigkeit

C0  SP0  1.4 kN
S  2.5 - Größe der zusätzlichen Achsialkräfte
60nL10h
L10 
 71.68- Langfristigkeit des Lagers
106
L10  (C )3  C  P3 L10  3.9 kN
P
Wir wählen das Lager aus:30210
d  50 mm
D  90 mm
B  20 mm
10.3.6. Prüfung der statischen Festigkeit
M
 x  W ben  9.1 MPa
ben
Wben 
d 33
32
 12,27.10
- Gefährdeter Querschnitt:
T3
x  W
-6
m3
x  45.5
 14.4 MPa
t
Wt 
d 33
16
 24,53.10
-6
m3
30
 еq   x2  4 x 2  30.2 MPa  [ ]  80 MPa
- Prüfung der Erschöpfung
S
S 
S S
S  S 
2
2
 1
k  a
 
   m
 16.62  2.21  [S ] - Minimaler Sicherheitsfaktor
 28.96- Sicherheitsfaktor in bezug auf die
normalen Spannungen
 m  N  4N2  0.0 MPa- Durchschnittliche Spannung des Zyklus
A d
N  Fx  7.2 N – Achsialkraft
4
 1  270 MPa- Festigkeitsgrenze der Erschöpfung des gebogenen
Materials
k  1.4
k  1.25
k , k  Effektiver Faktor der Konzentration entsprechend bei Biegen
und bei Drehen
  1,6- Faktor, der den Einfluß der Befestigung der Oberfläche erfasst
  0.1
  0.05
  ,  
Faktoren, die die Materialsensibilität gegenüber Assymetrie
im Spannungszyklus kennzeichnen
  1  150 MPa- Festigkeitsgrenze der Erschöpfung des gebogenen
Materials
31
T
 a   m  2W3  0.0 MPa- Amplitude und Mittelwert der
t
Tangentialspannung
   0.05
  0.8
  0.85
  ,  ,   Maßfaktoren, die den Einfluß und die Größe des
Querschnitts bei Biegen und Drehen erfassen
S 
 1
k a
 
   m
 20.3
11. Ölvolumen
V  0.35P.10 3  1.09 l
12. Auswahl der Passfeder
12.1. Prüfung auf Zertrümmerung:
 сr 
2T2
dl p K
 70,4.10 Pa  150. 10 Pa  [ сr ]
6
6
l p  32 mm- Arbeitslänge der Passfeder
K  3.5 mm - Die Höhe, von welcher die Nabe mit der Passfeder kontaktiert
- Cut-Prüfung:
 sh  2T  17,6. 10 6 Pa  120. 10 6 Pa  [ sh ]
dbl
32
b  14 mm - Passfederhöhe
12.2
- Prüfung auf Zertrümmerung:
 сr 
2T3
dl p K
 69,8. 10 Pa  150. 10 Pa  [ сr ]
6
6
l p  45 mm- Arbeitslänge der Passfeder
K  4.5 mm- Die Höhe, von welcher die Nabe mit der Passfeder kontaktiert
- Cut-Prüfung:
 sh  2T  19,6 . 10 6 Pa
dbl
 87. 106 Pa  [ sh ]
b  16 mm- Passfederhöhe
13. Berechnung der Getriebe auf Erhitzung.
m  1000(1 )P в  43.540  700  [m ]
KA
  0.9032- Der Gesamt Nutzwirkungsgrad des Getriebe
P  3.1- Übertragene Leistung [kW]
K  15- Faktor der Wärmeabgabe
A  0.85- Kühloberfläche m 2
[m ]  (60  70)
[в ]  20 - Umwelttemperatur
33