Antriebstechnik by mimibo

VIEWS: 4,629 PAGES: 97

									               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                       Seite: 1 –97




                                        Antriebstechnik




                      η1                 η2                 η3              η4         • • •


          PM                PM η1                PM η1 η2            PM η1 η2 η3   PM η1 η2 η3η4


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 2 –97




                                                  Vorwort

Die Vorlesung Antriebstechnik trägt der Forderung Rechnung eine Lehrveranstaltung
anzubieten die die unterschiedlichen Antriebstechniken aufzeigt und deren Gemein-
samkeiten erläutert.

Hierzu beschränkt sich der Verfasser auf grundlegende elektromechanische, hydrau-
lische und pneumatische Techniken und deren erforderliche Systemperipherie. Ziel
soll es sein, neben den erforderlichen Grundkenntnissen einzelner Antriebs- und
Übertragungselemente, auch das Verständnis für den kompletten Antriebsstrang zu
vermitteln. Die Lehrveranstaltung ist auf 13 (+1) Doppelstunden im Semester ausge-
richtet und kann daher in keiner Weise den Anspruch auf Vollständigkeit erheben.
Sie dient als Wegweiser für den konstruktiv planenden Ingenieur und ermöglicht ei-
nen leichteren Zugang für die Einarbeitung in komplexere Antriebssysteme.

Die Studierenden sollen durch den Besuch und der Nachbereitung der Lehrveran-
staltung in die Lage versetzt werden für eine beliebiges Antriebsproblem, die richtige
Antriebsform auszuwählen, um den Antriebsstrang vollständig dimensionieren zu
können.

Hierzu werden in die Vorlesung ca. 25 % Übungsanteile vorlesungsbegleitend integ-
riert.




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 3 –97



Inhaltsverzeichnis

0.         Antriebsstrang allgemein                                             5

1.      Grundlagen zur Berechnung eines Antriebsstranges                        8
1.1     Antriebsleistung und Moment                                             8
1.2     Drehmomentwandlung / Übersetzung                                        8
1.3     Wirkungsgrade                                                           9
1.3.1   Reihenschaltung von Antriebselementen                                   9
        (gängige Antriebspraxis)
1.3.2 Parallelschaltung von Antriebselementen                                   12
1.4     Momenten- und Kräfteermittlung für Antriebssysteme                      13
1.4.1 Statisches Lastmoment ML bei Hubvorgängen                                 13
1.4.2 Beschleunigungs- / Verzögerungsmoment MT der                              15
        translatorisch bewegten Massen
1.4.2.1 Hubvorgänge                                                             15
1.4.2.2 Fahrvorgänge (Fahrwerke)                                                17
1.4.3 Verzögerungsmoment MR der rotierenden Massen                              19
1.4.4 Moment MW der Windkraft                                                   22
1.4.5 Bremsend wirkendes Moment MF infolge von Fahrwiderständen                 23
1.4.6      Zusammenfassung: Antriebs- / Bremsmoment                             26
1.4.7      Bewegungen, Bewegungsdiagramme, Zeitenermittlung                     27

2.         Elektrische Antriebstechnik                                          31
2.1        Drehstrommotoren mit einer oder mehreren festen Drehzahl/en          31
2.2        Drehstromantriebe mit Frequenzumrichter                              35
2.3        Servoantriebe                                                        37
2.4        Getriebeauswahl / Getriebemotoren                                    40
2.4.1      Grundlagen für Standardgetriebe                                      40
2.4.2      Auslegung / Auswahl für Standardgetriebe                             41

3.         Hydraulikantriebe                                                    44
3.1        Grundlagen                                                           44
3.1.1      Typische Eigenschaften (Vor- und Nachteile)                          44
3.1.2      Anwendungen (typische Beispiele)                                     45
3.1.3      Systemanwendungen                                                    45
3.2        Grundprinzipien von Hydraulik(Hydro-)anlagen                         46
3.3        Aufbau von einfachen Hydraulikanlagen                                47
3.4        Grundfragen zur Schaltungstechnik                                    52
3.4.1      Parallelschaltung von Antrieben                                      52
3.4.2      Reihenschaltung von Antrieben                                        52
3.4.3      Offener / Geschlossener Kreislauf                                    53
3.5        Grundlagen zur Systemtechnik von Pumpen und                          54
           Hydromotoren (Energiewandler)
3.5.1      Grundlagen                                                           54
3.5.2      Verdrängungsvolumen (häufig geometrisches Volumen),                  54
           Volumenstrom und Leistung allgemein
3.5.3      Volumenstrom, Drehmoment und Leistung                                55
3.5.4      Betriebsdruck von Pumpen und Unterdruck in Saugleitungen             56
3.5.5      Wirkungsgrade                                                        57
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 4 –97



3.5.6  Zusammenfassung wichtiger Beziehungen für die hydraulische               61
       Antriebsberechnung unter Berücksichtig. von Wirkungsgraden.
3.6    Hydropumpen                                                              62
3.6.1 Grundlagen, Überblick                                                     62
3.6.2 Zahnradmaschine (konstantes Verdrängungsvolumen)                          66
3.6.3 Flügelzellenmaschinen (veränderbares Verdrängungsvolumen)                 68
3.6.4 Axialkolbenmaschinen                                                      69
3.6.5 Weitere Bauarten                                                          70
3.7    Schwenkmotoren                                                           71
3.8    Hydrostatische Getriebe                                                  72
3.9    Hydrodynamische Getriebe                                                 73
3.9.1 Drehzahlwandler (Beispiel Flüssigkeitskupplung)                           73
3.9.2 Drehmomentwandler                                                         75
3.10   Hydrozylinder (-motoren)                                                 76
3.10.1 Einfach- und doppeltwirkende Zylinder                                    76
3.10.2 Teleskopzylinder                                                         78

4.         Pneumatische Antriebstechnik                                         84
4.1        Grundlagen                                                           84
4.1.1      Leistungsmerkmale (im Vergleich mit konkurrierenden                  84
           Antriebsprinzipien
4.1.2      Nachteile / Wirtschaftlichkeit / Kosten                              85
4.1.3      Anwendungsgebiete                                                    85
4.2        Grundsätzlicher Aufbau eines pneumatischen Antriebssystems           86
4.3        Druckluftmotoren                                                     89
4.3.1      Lamellenmotor                                                        89
4.3.2      Kolbenmotor                                                          91
4.3.3      Zahnradmotor                                                         92
4.3.4      Turbinenmotor                                                        92
4.3.5      Sonstige Bauarten                                                    93
4.3.6      Leistungsbereiche / Kennlinien                                       94
4.3        Zylinder                                                             95
4.4.1      Einfachwirkende Zylinder                                             95
4.4.2      Doppeltwirkende Zylinder                                             95
4.4.3      Kolbenstangenlose Zylinder –Linearantriebe                           97




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                                 Seite: 5 –97



0. Antriebsstrang allgemein

   Die Antriebstechnik zeichnet sich durch eine Vielzahl unterschiedlicher Varianten
   hinsichtlich der Gestaltung des sogenannten Antriebsstranges aus.

   Ein Antriebsstrang besteht in der Regel aus einer Antriebsmaschine, einem
   Drehmoment- und Drehzahlwandler sowie Übertragungselementen (Ketten,
   Riemen ...), die an einer bestimmten Stelle einer Maschine eine gewünschte
   Leistung (Momentenverlauf, Drehzahlverlauf) zur Verfügung stellen. Der Abtrieb
   eines Antriebsstranges lässt sich i.d.R mit dem Eingang der anzutreibenden Ma-
   schine gleichsetzen (Bild 1.1).

                  Antriebsstrang                                    Maschine




         E-Motor     Bremse Kupplung                Getriebe Übertragungs                Abtrieb
                                                             elemente                    (Eingang Maschine)

                                       Bild 0.1:Antriebsschema prinzipiell
                                       (hier Beispiel Antriebsstrang elektromotorisch)


   Die Antriebstechnik ist gekennzeichnet durch eine Vielzahl unterschiedlichster
   Varianten.
   Die Auswahl der richtigen Antriebstechnik richtet sich z. B. nach dem Einsatz,
   der Betriebsweise, der Einschaltdauer und der Kennlinie der Arbeitsmaschine.

   Wesentliche Gesichtspunkte bei der Auswahl eines geeigneten Antriebsmittels
   sind:
     • Dauer- oder Aussetzbetrieb
     • ständige Änderung der Belastung
     • ständige Änderung der Laufrichtung
     • Anlauf unter Last / ohne Last
     • Energieform bevorzugt
     • Explosionsschutz
     • Wirkungsgrad
     • ...


   Betrachtet man die antreibende Maschine, so kommen folgende unterschiedliche
   Antriebsarten zum Einsatz

   a) Handantriebe


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 6 –97




   b) hydraulische Antriebe
      • Anlagen mit Druckzylindern und Kolben
      • Anlagen mit Hydromotoren (Zahnrad-, Flügelzellen-, Axial-, Radialkolbenmo-
      tor)

   c) pneumatische Antriebe
      • Anlagen mit Druckzylindern und Kolben
      • Anlagen mit Pneumatikmotoren

   d) Antriebe durch Verbrennungsmotoren
      • Otto-, Diesel-, Treibgasmotoren
      • Kombinationen (diesel-elektrischer oder benzin-hydraulischer Antrieb)

   e) elektrische Antriebe
      • Gleichstrommotoren
      • Drehstrommotoren
      • Sonderbauformen (Schrittmotoren, Servoantriebe ...)

   Grobvergleich der Antriebsmaschinen (siehe auch Bild 1.2)


   Elektromotoren stellen die am häufigsten eingesetzten Antriebsmaschinen dar,
   gefolgt von Hydraulik- und Pneumatikmotoren.
   Ihre wesentlichen Vorteile sind:

    -    hohe Wirtschaftlichkeit
    -    stete Betriebsbereitschaft
    -    Überlastbarkeit (Nenn-, Kippmoment)
    -    gute bis sehr gute Steuer- bzw. Regelfähigkeit
    -    hohe Leistungsentnahme bei niedrigem Motorengewicht
    -    Geräuscharmut, keine Emissionen und damit hohe Umweltfreundlichkeit

    Hydraulikantriebe

    -    höchste Leistungsdichte (W/kg bzw. W/dm³) Faktor 8-12 gegenüber E-
         Motoren
    -    leichte Integration mehrerer Abtriebe z.B. mehrerer Zylinder oder Motoren
         durch eine Antriebseinheit (Motor-Pumpe Kombination)
    -    feinste Regelbarkeit (nur erreichbar durch servo-elektrische Antriebe)
    -    große Gestaltungsfreiheit durch räumliche Trennung Motor-Pumpe vom Ab-
         trieb
    -    mäßiger Wirkungsgrad (i.d.R. ca. 60%, mit techn. Aufwand bis 85%)

    Pneumatikantriebe

    -    höchste Unempfindlichkeit gegen Hitze, Korrosion, höchste Zuverlässigkeit
         bei extremen Bedingungen
    -    keine Probleme in feuer- oder explosionsgefährdeten Räumen
    -    Leistungsdichte (W/kg bzw. W/dm³) noch vor E-Motor und nahe bei Hydrau-
         likantrieben
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                            Seite: 7 –97



    -    Überlastbarkeit bis zum Stillstand, kein Heißlauf auch nicht durch ständiges
         Anfahren und Halten
    -    Höchster Drehzahlbereich (bis 20000 1/min, Turbinenmotor bis 120000
         1/min), stufenlos durch Luftzufuhr einstellbar
    -    Leistung und Drehmoment durch Betriebsdruck stufenlos einstellbar
    -    Niedrigster Wirkungsgrad (bestenfalls 25%), daher auch i.d.R nur bis 5 kW
         (Ausnahmen bis 30 /100 kW) eingesetzt

Motorenart                               Leistung / Masse                  Leistung / Volumen       durch-
                                                                                  3
                                          W/kg     Verhält-                W/dm        Verhältnis schnittl.
                                                      nis                                in %     Leistungs-
                                                     in %                                         verhältnis
Dieselmotoren                            70 -150      37                    20 -70         4           1
Elektromotoren                           20 -100      20                   70 -150        10           1
Druckluftkolbenmotoren                   70 -150      37                   70 -300        17          1,5
Druckluft-
                                            300            100        1000-2000          100          6
lamellenmotoren
Hydraulikmotoren                        600 -800           230              2000         180         12




                   Bild 0.2: verschiedene Motorenarten im Vergleich
         (Leistungsverhältnisse: Leistung/Masse; Leistung/Volumen, Quelle: Schwarz)
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 8 –97



1. Grundlagen zur Berechnung eines Antriebsstranges

1.1 Antriebsleistung und Moment

Jede Maschine benötigt eine ihren Aufgaben entsprechende Antriebsleistung P, die
das Antriebssystem zur Verfügung stellen muss.

Die Antriebsleistung P wird allgemein beschrieben durch ein/e




In der Regel liegen die von der Maschine benötigten Drehmomente, Winkelge-
schwindigkeiten, Kräfte oder linearen Geschwindigkeiten nicht in der Antriebsma-
schine direkt abrufbar vor, sondern in anderer Höhe (E-Motoren z.B. hohe Drehzahl,
niedriges Moment)

Aus diesem Grund sind drehmomentwandelnde Getriebe erforderlich. Getriebe wan-
deln das von der Antriebsmaschine angebotene Drehmoment und die Drehzahl der-
art um, dass verlustlos (Einführung der Wirkungsgrade im nächsten Kapitel) gilt:




1.2 Drehmomentwandlung / Übersetzung

Das Drehzahlverhältnis i zwischen einer Antriebsausgangswelle bzw. Drehmoment-
wandlereingangswelle (Getriebeeingang) und der -welle (z.B. Getriebeausgang)wird
allgemein Übersetzung i genannt und folgend definiert:



Allgemein werden die Übersetzungen mit Werten i > 1 belegt. So hat ein Getriebe
z.B. eine Übersetzung von i = 16, ein Kettentrieb i = 4 ...)

Betrachtet man die Momente so ergibt sich folgende Beziehung bei der Leistungs-
durchleitung:



und für das Beispiel aus Bild 1.13 mit einer Getriebeübersetzung iKette und einer Ket-
tentreibübersetzung iKette




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                       Antriebstechnik                                   Seite: 9 –97



Kupplungen und Bremsen verändern die Drehmomente in der Regel nicht (Ausnah-
me Strömungskupplungen, Schlupfkupplungen)
Verluste werden bei dieser Betrachtung noch nicht berücksichtigt (nächstes Kapitel)


                 Antriebsstrang                                    Maschine


            MAntrieb             konst     MAntrieb iGetriebe   MAntrieb iGetriebe iKette = MAbtrieb




        E-Motor     Bremse Kupplung                  Getriebe Übertragungs                       Abtrieb
                                                      iGetriebe element z.B iKette               (Eingang Maschine)

   Bild 1.1: Betrachtung der Momente und Übersetzungen in einem Antriebsstrang
                       (mechanische Übertragungselemente)

1.3 Wirkungsgrade

Der Wirkungsgrad wird allgemein definiert als das Verhältnis der von einer Maschine
geleisteten Nutzleistung PN zu der hierfür zugeführten Leistung PM.




Indirekt wird damit der Verlust z.B. in einer Maschine oder einem Prozess bezeich-
net. Es gibt in der Technik keine Prozesse ohne Verluste. Führt man diese auch als
Verlustleistung PVer bezeichnete Größe ein, so lässt sich obige Gleichung auch
schreiben:




Diese Gleichung ist zum Verständnis wichtig, da sie letztlich erklärt, warum Verluste
Maschinen und Prozesse beeinflussen und letztlich Kosten verursachen. Will man
einem Prozess aufrechterhalten, muss man mehr Leistung (PM) investieren als man
eigentlich theoretisch (PN) benötigt (PM > PN).

                           PM                                   PN = PM η
                                                 η


            Bild 1.2: Wirkungsgrad und Verluste an einer Maschine (prinzipiell)


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                      Seite: 10 –97



1.3.1 Reihenschaltung von Antriebselementen (gängige Antriebspraxis)

Stellt man sich eine Kette aus mehreren Maschinen oder energieverzehrenden Ma-
schinenelementen vor, so erhält man den Gesamtwirkungsgrad ηGes durch multipli-
zieren der Einzelwirkungsgrade



                  η1                 η2                  η3                η4       • • •


      PM                PM η1                PM η1 η2             PM η1 η2 η3   PM η1 η2 η3η4


                  Bild 1.3: Antriebsstrang in Reihenschaltung

Das Bild oben führt anschaulich vor Augen, dass viele verlustreiche Prozesse letzt-
lich nur zu einem hohen Gesamtverlust und damit zu einem schlechten Wirkungs-
grad führen müssen.




Die obige Beziehung gilt nur für einen Antriebsstrang in Reihenschaltung und aus-
nahmsweise für eine Parallelschaltung bei gleichem Leistungsverzehr je Strang. Die
Parallelschaltung wird später noch erläutert. Sie wird in der Technik hauptsächlich
bei hydraulischen Systemen verwendet.


Abschließend sei darauf hingewiesen, dass eine falsche Einschätzung des Wir-
kungsgrades auch zu falschen Lastannahmen in den Bauteilen führt, da ein falsch
angesetzter Wirkungsgrad die Gesamtleistung linear beeinflusst, die vom Motor auf-
zubringen ist. Der Motor wird u.U. zu groß dimensioniert und arbeitet damit mit un-
günstigem cosϕ, schlechtem eigenen Wirkungsgrad und bei niedriger Belastung mit
zu hohem Motorstrom. Weiterhin kommt es zu falscher Auslegung der Maschinen-
elemente (Lager, Wellen ...), wie der Antriebselemente (Kupplung, Bremsen...) und
damit zwangsläufig zu größeren Abmessungen und Mehrkosten.




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                 Seite: 11 –97



1.3.2 Parallelschaltung von Antriebselementen

Parallelschaltungen werden meist nur bei hydraulischen und pneumatischen An-
triebssystemen angewendet, da hier durch das Versorgungssystem z.B. mehrere
parallele Zylinder oder Motoren von einer Pumpe angetrieben werden können. Siehe
hierzu auch die Kapitel später.

Vorausgesetzt wird eine ungleiche Leistungsaufteilung.


                                       λ1                                      Teilsystem 1

                            λ               11         12           1n
                                                                           λ
                 A          B
                                            21          22          2n

                                                                               Teilsystem 2
                                       λ2


                                                        C

                       Bild 1.4: Verfügbarkeit parallel geschalteter Systeme

Teilt sich die Leistung wie eine Stromstärke λ in λ1 und λ2 nach dem Element B in zwei Teil-
systeme 1 u. 2 des Systems C auf, so ergibt sich zuerst für C:




und für das System A-C:




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 12 –97



1.4 Momenten- und Kräfteermittlung für Antriebssysteme

Eine genaue Bestimmung von Momenten und Kräften für Antriebssysteme erfolgt
durch die systematische Analyse von Teilmomenten.

Eine sinnvolle Unterteilung kann hierbei wie folgt vorgenommen werden:


a)
b)
c)
d)
e)


Das gesamte Beschleunigungs- / Bremsmoment erhält man aus der Addition der
Teilmomente

für Antreiben:

                   MA = ML + MT + MR + MW + MF

für Bremsen:

                   MA = ML + MT + MR + MW - MF

Für alle Momente gilt, dass sie bei der Bauteilauswahl auf das jeweilige Bauteil zu
beziehen sind.

So sitzt z.B. in der Regel die Bremse auf der Motorwelle, was zu einer einfachen
Betrachtung führt wie später noch gezeigt werden kann. Aber schon die Berech-
nung von Momenten an beliebigen Stellen zur Bauteilauslegung (Kupplungen, Ge-
lenkwellen...) erfordert eine übersichtliche Darstellung von Kraft- und Momenten-
wirkungen.

Bei den folgenden Betrachtungen wird von vorneherein bei den Berechnungsherlei-
tungen differenziert nach Antriebs- und Bremsvorgängen. Das Kapitel eignet sich
daher für die Auslegung von Motoren und Bremsen.


1.4.1 statisches Lastmoment ML bei Hubvorgängen

Man spricht von einem statischem Moment immer dann wenn eine Last dauernd
auf ein System einwirkt (also auch im Ruhezustand).

Dies ist besonders bei Hebevorgängen der Fall, wo selbst ohne Nutzlast Eigenge-
wichte von Lastaufnahmemitteln von dem Antriebssystem aufgebracht werden
müssen (ohne Berücksichtigung eines Gegengewichtsausgleichs).

Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                            Seite: 13 –97



Nachfolgende Bilder zeigen einen klassischen Hubvorgang und einen Schrägzug
                                                       rTr


                 nM




                                           iG




                                                                           mges g

                      Bild 1.5: Schema eines vereinfachten Flaschenzugs


Statisches Lastmoment ML:

       Bremsen                                               Heben

In der allgemeinen Form:

                             1                                                   1         1
       ML = m ges ⋅ g ⋅        ⋅ rTr ⋅ η                     ML = m ges ⋅ g ⋅      ⋅ rTr ⋅
                            i                                                   i          η

Bei einer schrittweisen Betrachtung:




       ML        : statisches Lastmoment
       mges      : Gesamtlast (Nutzlast mN + Totlast mE (Lastaufnahmemittel, An-
                   schlagmittel)
       g         : Fallbeschleunigung der Erde
       i=        : Gesamtübersetzung im Antriebsstrang
       iG        : Übersetzung zwischen Bremswelle / Motorwelle und Trommelwelle
       iF        : Übersetzung des Flaschenzugs
       rTr       : Trommelradius bis Mitte Seil
       η         : Gesamtwirkungsgrad zwischen Lasthaken und Motor- / Bremswelle




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                              Seite: 14 –97



Für den Fall des Schrägzugs wirkt nur die Hangabtriebskomponente mges g sinα der
jeweiligen Last

                                                              rTr


                  nM

                                                                                                mges g sinα



                                                                           α


                                                                                 mges g


                            Bild 1.6: Schrägtransport mit statischer Last


1.4.2 Beschleunigungs- / Verzögerungsmoment MT der translatorisch beweg-
      ten Massen

Dieses Moment resultiert aus der Beschleunigung a oder der Verzögerung b. Die
Berechnung wird für Hub- und Fahrvorgänge unten dokumentiert.




      Bild 1.7: Geschwindigkeiten und Beschleunigungen im v (t), a(t) Diagramm


1.4.2.1 Hubvorgänge

Beschleunigungs- / Verzögerungsmoment MT bei Hubwerken

               Bremsen                                                  Beschleunigen
                     v 1                                                        v 1         1
         MT = m ges ⋅ H ⋅ ⋅ rT ⋅ η                                  MT = m ges ⋅ H ⋅ ⋅ rT ⋅
                     tB i                                                       tA i        η


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                              Seite: 15 –97



MT : Verzögerungs-/Beschleunigungsmoment der translatorisch bewegten Masse
mges : gesamte zu verzögernde/beschleunigende Masse (Nutzlast mN + Totlast mE)
vH : Hubgeschwindigkeit
tB, tA : Brems- / Anlaufzeit
nB, nA: Bremsdrehzahl / Drehzahl auf die beschleunigt werden soll

i      : Übersetzung zwischen Antrieb/Bremse und Trommel ( i = i1 i2 i3 . . . in)
         im Beispiel i = iF iG
iF     : Übersetzung des Flaschenzugs
iG     : Übersetzung des Getriebes
rTr    : Trommelradius bis Mitte Seil
η      : Gesamtwirkungsgrad zwischen Lasthaken und Antriebs-/ Bremswelle (η = η1
         η2 η3 ηn)
         Teilwirkungsgrade mit den entsprechenden Indizes der Bauteile z.B. „G“ für
         Getriebe
         im Beispiel η = ηF ηG

Auf eine schrittweise Betrachtung wurde an dieser Stelle verzichtet, sie wird in der
Übung zur Vorlesung vorgeführt.

Wenn geometrische Abmessungen z.B. (Trommelradius rTr ) noch nicht bekannt
sind, das ist u.a. zu Beginn der Berechnung der Fall, kann durch Umformen über
z.B. bekannte oder geforderte Geschwindigkeiten folgende Beziehung gelten (hier
für Bremsen, analog Beschleunigen):

                 60              2       η                                   1               ω     1
       MT =          ⋅ m ges ⋅ v H ⋅                     mit       vH =        ⋅ ωT r ⋅ rTr ; Tr =
                 2⋅π                 t B ⋅ nB                               iF                ωB iG

                                                                                  2 ⋅ π ⋅ nB
                                                                           ωB =
                                                                                      60

       nB      : Drehzahl der Bremswelle bei Bremsbeginn [1/min]
       nA      : Drehzahl der Motorwelle auf die beschleunigt werden soll [1/min]

Die Gleichung für MT ist optisch nicht besonders ansprechend, dies wird immer
verursacht durch die Einführung von Größen die nicht dem SI Standard entspre-
chen, dafür aber praktisch. Wir werden dies später bei hydraulischen Systemen
noch verstärkt vorfinden.

Für Hubwerke mit nicht zu hohen Hubbeschleunigungen (a<0,1g) genügt gegebe-
nenfalls statt genauer Berechnung von MT ein Zuschlag von 10% zum zuvor be-
rechneten statischen Moment ML der Last.

               MT = 0,1⋅ ML




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                        Seite: 16 –97



1.4.2.2 Fahrvorgänge (Fahrwerke)

Verzögerungs-/Beschleunigungsmoment MT bei Fahrwerken

                   Verzögern                                       Beschleunigen
                          v 1                                               v 1 1
              MT = m ges ⋅ F ⋅ ⋅ r ⋅ η                          MT = m ges ⋅ F ⋅ ⋅ r ⋅
                          tB i                                              tA i       η

MT      : Verzögerungs-/Beschleunigungsmoment der translatorisch bewegten Mas-
          sen
mges    : gesamte zu verzögernde/beschleunigende Masse (Nutzlast mN + Totlast mE)
vF      : Fahrgeschwindigkeit (stationär)
tB,tA   : Bremszeit / Anlaufzeit
i       : Übersetzung zwischen Antrieb/Bremse und Laufrad (bzw. z.B. Riemenschei-
          be etc.)
r       : Radius Laufrad / Riemenscheibe ...
η       : Gesamtwirkungsgrad zwischen Rad / Riemenscheibe... und Motor/Brems-
          welle

Wenn der Laufradradius noch nicht bekannt ist gilt für Bremsen (siehe auch vorne):

                    60              2       η
           MT =         ⋅ m ges ⋅ v F ⋅
                    2⋅π                 t B ⋅ nB
           nB: Drehzahl der Bremswelle bei Bremsbeginn, analog Motorwelle beim
           Beschleunigen


Erfahrungswerte:

Bei Hubwerken: tB = 0,5 ... 0,8 s

Bei Fahrwerken:
Die mögliche Bremszeit ist abhängig von der Grenzverzögerung (Rutschen der Rä-
der). Eine Fahrwerksbremse stärker auszulegen, als es der Rutschgrenze zwischen
Rad und Schiene entspricht, ist nutzlos (µgleit < µhaft; Auftreten von slick – stip – Ef-
fekt; Verschleiß von Schiene und Rad; undefinierte Stöße auf Maschinen- und
Stahlbauteile). Gleiches gilt für Beschleunigen.

Daher mit der Ermittlung der Grenzverzögerung bmax, bei der theoretisch ein Rut-
schen beginnt, anfangen (siehe unten).

Ansatz         µ ⋅ R ≥ m ges ⋅ b + FWi − FW            für Beschleunigung mit µ = 0,12 ... 0,15
                           1
               bmax =           ⋅ (R ⋅ µ − FWi + FW )
                          m ges

        R   : Radlast der angetriebenen Räder (evtl. dynamische Radlaständerung)
        FWi : Windwiderstand
        FW : Fahrwiderstand bei Rollen und Laufrädern, Gleitwiderstand für gleitge-
              lagerte Einheiten
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                      Seite: 17 –97



Beispiele für Antriebsvarianten

•      Radantrieb (klassisch, durch Grenzbeschleunigung / -verzögerung begrenzt)


    vL: Laufradgeschwindigkeit




                                             Bild 1.8: Radantrieb

•      Antrieb über Ω - Schleife (Fahrzeug zieht sich, hohe Beschleunigung / Brems-
       verzögerung durch formschlüssigen Antrieb)

       VR = Riemengeschwindigkeit




                                   Bild 1.9: sich ziehendes Fahrzeug

•      Antrieb für gezogene Fahrzeuge (extremer Leichtbau; Motor, Getriebe, Brem-
       se am Fahrstreckenende) oder Linearantriebe




                                                                    vR: Riemengeschwindigkeit

                                 Bild 1.10: gezogenes Fahrzeug
                          z.B. durch: Seiltrommel, Riemen, Treibscheibe



Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                                   Seite: 18 –97



1.4.3 Verzögerungsmoment MR der rotierenden Massen

Verzögerungsmoment einer auf der abzubremsenden Welle befindlichen Masse

            dω                           ω1 − ω 2
MR = J ⋅       = J⋅ε                ε=
            dt                             tB

MR [Nm]:            Beschleunigung- / Verzögerungsmoment der rotatorischen Masse
J [kgm²]:           Massenträgheitsmoment einer rotierenden Masse bezogen auf die
                    durch den eigenen Schwerpunkt verlaufende Drehachse
ωB [s-1]; ωA [s-1]: Winkelgeschwindigkeit der Bremswelle ; Motorwelle
      -2        -2
εB [s ]; εA [s ]: Winkelverzögerung / -beschleunigung
tB [s], tA [s]:     Bremszeit / Anlaufzeit
ω1, ω2 [ ]:         Winkelgeschwindigkeit zu Beginn und am Ende eines dynamischen
                    Vorgangs. (ω2 = 0 : Stoppbremse, Beschleunigung aus Stillstand)

Befindet sich die rotierende Masse nicht auf der Bremswelle, sondern auf einer mit
der Bremswelle durch ein Getriebe verbundenen Welle anderer Drehzahl, so ist
das Massenträgheitsmoment auf die Bremswelle zu „reduzieren“:


                    1                    2                         Nach dem Energiesatz gilt:
                                                                               2
     J1                                                  J2        J 2red,1 ⋅ ω1     J2 ⋅ ω2
                                                                                           2
                                                                                   =
     m1                                                  m2                2            2
                                                                                                  2
                                                                                      ω      
                     ω1                   ω2                       ⇒ J 2red,1 = J 2 ⋅  2
                                                                                      ω      
                                                                                              
                                                                                       1     


                                                                                    2                     2
                                                                        ω                     ω       
                                                         (            )
                                                      ∑ Ji red ⋅ ηi = J1 1
                                                                        ω          ⋅ η1 + J 2  2
                                                                                               ω        ⋅ η2 +
                                                                                                         
                                                                         B                     B      
                                                                  2                      2
                                                         ω                    ω      
                                                      J3  3  ⋅ η3 + J Tr  3
                                                         ω                    ω       ⋅ η3 + .....
                                                                                        
                                                          B                    B     
                                                          1
                                                      =      ⋅ ∑ (Ji ⋅ ωi2 ⋅ ηi )
                                                           2
                                                        ωB i


              -1
       ωB [s ]:         Winkelgeschwindigkeit der Bremswelle
             -1
       ωi [s ]:         Winkelgeschwindigkeit der jeweiligen Welle
                2
       Ji [kgm ]:       Massenträgheitsmomente
       ηi [ ]:          Wirkungsgrade zwischen den jeweiligen Wellen und der Brems- /
                        Antriebswelle

                     Bild 1.11: oben: Energieerhaltungssatz;
 unten mehrstufiges Getriebe (Berücksichtigung der Verluste in jeder Getriebestufe

Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
                    FH Hannover
                  Prof. Dr. H. Stahl                    Antriebstechnik                 Seite: 19 –97



    Für das gesamte Moment ergibt sich dann:

•            Verzögerungsmoment
                                                   1
             MR = ε ⋅ ∑ (Ji red ⋅ ηi ) =               ⋅ ∑ (Ji ⋅ ωi2 ⋅ ηi )
                            i                  t B ⋅ ωB i

•            Beschleunigungsmoment
                                 1        1                  1
             MR = ε ⋅ ∑ (Ji red ⋅ ) =         ⋅ ∑ (Ji ⋅ ωi2 ⋅ )
                      i          ηi   t A ⋅ ωA i             ηi
                     ωB
              -   εB =  (Stoppbremse),
                     tB
                     ωA
              - εA =     (Beschleunigung aus Stillstand)
                     tA

    Da im Maschinenbau anstelle der Winkelgeschwindigkeit ω durchweg die Drehzahl
    n benutzt wird, ergibt sich nach Umformung (hier als Beispiel für die Verzögerung):

                                π                                              π ⋅ nB
             MR =                     ⋅ ∑ (Ji ⋅ ωi2 ⋅ ηi )           ωB =
                      30 ⋅ t B ⋅ nB                                             30

                       -1
             nB [min ]: Drehzahl der Bremswelle bei Bremsbeginn


    Wird nicht bis zum Stillstand abgebremst, z.B. bei Regelbremsen, ergibt sich die
    Winkelverzögerung εB zu:

                     ωBremsbegin n − ωBremsende
              εB =
                                  tB

    Wird aus einer Fahrgeschwindigkeit heraus beschleunigt, ergibt sich Winkelbe-
    schleunigung εA zu:

                     ω B eschl. − ende − ω Beschl. − anfang
              εA =
                                          tA




    Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 20 –97



Wichtige Massenträgheitsmomente von charakteristischen rotierenden Kör-
pern




          Tab 1.1: Massenträgheitsmomente (oben); Steinerscher Satz (unten)

Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                  Seite: 21 –97



1.4.4 Moment MW der Windkraft



                                                                           Schwerpunktshöhe
                                                                           (Flächenschwerpunkt)
                                                                           für Windangriff,
                                                  FWi                      alternativ Einzelflä-
                                                                           chenbetrachtung



                                                                           Antrieb (Getriebemotor
                                                                           treibt Rad)
         Bild 1.12: Windkraftangriff im Flächenschwerpunkt eines Portalkranes


                 Verzögern                     Beschleunigen
                             1                               1 1
              M W = FWi ⋅ r ⋅ ⋅ η             M W = FWi ⋅ r ⋅ ⋅
                             i                               i η
       MW [Nm]: Moment aus Windkraft
       FWi [N]: Gesamtwindkraft
       r [m]:      Radradius
       i [ ]:      Übersetzungsverhältnis zwischen Antriebs-/Bremswelle und Rad
       η [ ]:      Wirkungsgrad zwischen Rad und Bremswelle

                                          1         2
         FWi = A ⋅ w = A ⋅ c ⋅ q = A ⋅ c ⋅ ⋅ (ρ ⋅ v L )
                                          2
                    A [m²]:        vom Wind getroffene Fläche
                            -2
                    w [Nm ]: Winddruck
                    c [ ]:         Widerstandsbeiwert (z.B. c = 1,6 für Fachwerk)
                           -2
                    q [Nm ]:       Staudruck
                             -3                           -3
                    ρ [kgm ]: Luftdichte (ρ = 1,25 kgm )
                            -1
                    vL [ms ]: Strömungsgeschwindigkeit


Nach DIN 15018, Abschnitt 4.2.1, sind bei Kranen, die dem Wind ausgesetzt sind
Windlasten nach DIN 1055, Blatt 4, zu berücksichtigen.
                                                                                                    -2
Für Krane im Betriebszustand ist die Windlast mit dem Staudruck von q = 250Nm
anzusetzen, was einer Windgeschwindigkeit von 20m/s (72km/h) entspricht.

Bei Kranen außer Betrieb ist die Windlast mit den in DIN 1055, Blatt 4, angegebe-
nen Staudrücken anzusetzen.

Ab Windstärke 8 ... 9 (Windstärke 8: 17,2 ... 20,7 m/s = stürmischer Wind, Wind-
stärke 9: 20,8 ... 24,4 m/s = Sturm) sind Krane außer Dienst zu setzen




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                      Antriebstechnik                               Seite: 22 –97



1.4.5 Bremsend wirkendes Moment MF infolge von Fahrwiderständen

                Verzögern                      Beschleunigen
                            1                                1 1
              MF = FW ⋅ rL ⋅ ⋅ η               MF = Fw ⋅ rL ⋅ ⋅
                            i                                i η
       MF [Nm]: Bremsend wirkendes Moment infolge von Fahrwiderständen
       FW [N]:     Fahrwiderstand
       rL [m]:     Laufradradius (Radantrieb)
       i [ ]:      Übersetzungsverhältnis zwischen Antriebs- / Bremswelle und Rad
       η [ ]:      Wirkungsgrad zwischen Rad und Antriebs- / Bremswelle

Überschlägige Ermittlung des Fahrwiderstands                                            Rges

                        .
        FW = wges Rges                                       Bewegungsrichtung

                                                                                                   FW
       FW :   gesamter Fahrwiderstand [N]
       Rges : gesamte Radlasten [kN]                                              Bild 1.13: Kräfte am
       wges : bezogener Gesamt-Fahrwiderstandsbeiwert                                       Rad

bei Gleitlagerung:                wges = 20 N/kN
bei Wälzlagerung:                 wges = 5...6 N/kN


Mit den durchschnittlichen, üblichen Zapfendurchmessern ergeben sich folgende
bezogene Gesamt-Fahrwiderstände wges:

  Laufrad-        200       250      315      400      500    630     710   800   900    1000      1120   1250
    durch-
   messer
  wges Gleit-     28        25       23        23      21                           19
  lagerung
     wges          -         -        6         5      4,4      4      4    3,5   3,5    3,25      3,25    3,0
   Wälzla-
   gerung
                            Tab. 1.2: bezogene Gesamt-Fahrwiderstände


Überschlägige Ermittlung des Gleitwiderstandes                                                 R

                                                    Bewegungsrichtung
      FW = µ Rges


      µ : Gleitwert der Gleitpaarung
          µ -Werte siehe Tab. 1.3
      Rges : gesamte Kräfte auf alle Gleitpaarungen                                        FW

                                                                     Bild 1.4: Gleitführung(-schuh)

Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
                FH Hannover
              Prof. Dr. H. Stahl                       Antriebstechnik          Seite: 23 –97



Einzelne Fahrwiderstandsanteile:
                                                       R
               R⋅f
      FWR =                                                                R’
               ½ ⋅ d1
                                                                   FWR                     dz

              R'⋅µ ⋅ d z
     FWZ =
                 d1
                                                   f
FWR:        Rollwiderstand                            Bild 1.15: Rollwiderstand (links)
FWZ :       Zapfenreibung                                        Zapfenwiderstand
R :         Radlast (einschließlich Radgewicht)                  (rechts)
R’ :        Zapfenbelastung (Radlast ohne Radgewicht)
dz :        Zapfendurchmesser
d1 :        Raddurchmesser
f   :       Hebelarm der rollenden Reibung
µ :         Reibungskoeffizient
f   =       0,5mm für Stahl auf Stahl
µ =         0,07...0,1 bei Gleitlagern
µ =         0,0015...0,003 bei Wälzlagern

FWS, FWH, FWN werden über „bezogene“ Widerstandsmomente wi berechnet:

● Spurkranzreibung: ws ≈ 1,6 N/kN Radlast

● Reibung der Horizontal-Führungsrollen: wH ≈ 1,5...1,6 N/kN

● Nabenstirnreibung (bei Gleitlagerung): wN ≈ 3,0 N/kN

Zur Berechnung der Widerstandskräfte sind diese Werte mit den auftretenden Rad-
lasten zu multiplizieren.

Ermittlung des Fahrwiderstands im Einzelwiderstandsverfahren

Fahrwiderstand im Beharrungszustand:

     FW = FWR + FWZ + F*WS + F*WH + FWN [N]

 *
( : entweder FWS oder FWH)

FWR     :    Rollwiderstand
FWZ     :    Zapfenreibung
FWS     :    Spurkranzreibung
FWH     :    Horizontal-Führungsrollenreibung
FWN     :    Nabenstirnflächenreibung




Bild 1.16: Spurkranzführung(links); seitliche Führung (rechts)
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                           Seite: 24 –97



Beispiele:

FW = FWR + FWZ + FWS + FWN                   für gleitgelagerte Laufräder mit Spurkränzen
FW = FWR + FWZ + FWH                         für gleitgelagerte Laufräder
                                             mit seitlichen Führungsrollen
                                             (Horizontalrollen)
FW = FWR + FWZ + FWS                         für wälzgelagerte Laufräder mit Spurkränzen
FW = FWR + FWZ + FWH                         für wälzgelagerte Laufräder
                                             mit seitlichen Führungsrollen


Nachfolgend noch einige nützliche Tabellen zu Reibwerten µ und dem Hebelarm der
rollenden Reibung f bei verschiedenen Paarungen.

Paarung                                 Reibungsart                         Reibwert
Stahl auf Stahl                         Haftreibung (trocken)               µ0= 0,12 - 0,60
                                        Gleitreibung (trocken)              µ = 0,08 - 0,50
                                        Haftreibung (gefettet)              µ0= 0,12 - 0,35
                                        Gleitreibung (gefettet)             µ = 0,04 - 0,25
Holz auf Stahl                          Haftreibung (gefettet)              µ0= 0,45 - 0,75
                                        Gleitreibung (gefettet)             µ = 0,30 - 0,60
Holz auf Holz                           Haftreibung (gefettet)              µ0= 0,40 - 0,75
                                        Gleitreibung (gefettet)             µ = 0,30 - 0,50
Kunststoffriemen auf Stahl              Haftreibung (gefettet)              µ0= 0,25 - 0,45
                                        Gleitreibung (gefettet)             µ = 0,25
Stahl auf Kunststoff                    Haftreibung (gefettet)              µ0= 0,20 - 0,45
                                        Gleitreibung (gefettet)             µ = 0,18 - 0-35

                            Tab. 1.3: Reibwerte von Werkstoffpaarungen

Paarung                                                     Hebelarm
Stahl auf Stahl                                             f = 0,5 mm
Holz auf Stahl                                              f = 1,2 mm
Kunststoff auf Stahl                                        f = 2 mm
Hartgummi auf Stahl                                         f = 7 mm
Kunststoff auf Beton                                        f = 5 mm
Hartgummi auf Beton                                         f = 10 -20 mm
mittelhartes Gummi auf Beton                                f = 15 -35 mm
Vulkollan auf Stahl
d = 100mm                                                   f = 0,75mm
d = 125mm                                                   f = 0,9mm
d = 200mm                                                   f = 1,5mm
d = 415mm                                                   f = 3,1mm
Achtung! Hebelarm der Rollreibung ist stark herstellerabhängig, geometrieabhängig und temperatur-
abhängig.
                              Tab. 1.4: Hebelarm der rollenden Reibung


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                            Seite: 25 –97



1.4.6 Zusammenfassung: Antriebs- / Bremsmoment

         Beispiel Hubeinheit:                            oder vereinfacht:

         MB,erf = M A,erf = ML + M T + MR            MB,erf = M A,erf = 1,1⋅ ML + MR   mit   MT = 0,1⋅ ML

         Beispiel Fahrwerk:

         MB,erf = MT + MR + M W − MR                 M A,erf = MT + MR + M W + MR

       MB,erf [Nm]:     gesamtes erforderliches Bremsmoment
       MA,erf [Nm]:     gesamtes erforderliches Antriebsmoment
       ML [Nm]:         statisches Moment der Last bei Hubwerken
       MT [Nm]:         Verzögerungs-/Beschleunigungsmoment der translatorisch be-
                        wegten Massen
       MR [Nm]:         Verzögerungs-/Beschleunigungsmoment der rotierenden beweg-
                        ten Massen
       MW [Nm]:         Moment aus Windkraft
       MF [Nm]:         bremsend wirkendes Moment infolge von Fahrwiderständen

Anmerkung:            Die hergeleiteten Momentenformeln des Gesamtbremsmoments
                      MB,erf und der Teilmomente ML, MT, MR, MW und MF unterscheiden
                      sich für Antriebsvorgänge MA,erf beim Wechsel von Bremsen zum
                      Beschleunigen durch folgende Operationen:

Ersetze:       - η durch 1/η
               - die Bremswellendrehzahl nB durch die Motorwellendrehzahl nM
               - die Bremszeit tB durch die Anlaufzeit tA
               - bei Fahr- und Drehwerken: bremsend wirkendes Moment der Bewe-
                 gungswiderstände MF mit positivem Vorzeichen




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik            Seite: 26 –97



1.4.7 Bewegungen, Bewegungsdiagramme, Zeitenermittlung

Kontinuierliche arbeitender Antriebsstrang:

Viele Antriebsysteme arbeiten im Dauerbetrieb, also ohne größere Pausen (Rühr-
werke, Bandförderer, Schneckenförderer). Der Antrieb (i.d.R. nur 1 Motor) arbeitet
meist unter weitgehend gleichmäßiger Belastung mit Drehmomentschwankungen im
Rahmen der zul. Erwärmung und des zul. max. Momentes. Eine Zeitermittlung ges-
taltet sich dadurch recht einfach, da Beschleunigungs- und Bremsvorgänge für die
Spielzeit / Transportzeit unerheblich sind.

       Spiel-,Transportzeit                  ts = s / v

Diskontinuierlich arbeitender Antriebsstrang (Krane, Fahrzeuge, Roboter, Linearach-
sen, Verteilerwagen, Regalbediengeräte...) arbeiten allerdings meist mit mehreren
Antrieben, die gleichzeitig oder versetzt hochgefahren und wieder abgebremst wer-
den. Die Bewegungsabläufe lassen sich in einem Bewegungsdiagramm vereinfacht
abbilden. Die Spielzeit / Transportzeit ist in der Regel erheblich komplizierter zu er-
mitteln, da alle Bewegungen erfasst werden müssen, bzw. bei kombinierten Bewe-
gungen, die Längste zählt ( z.B. Brückenkran: Längsfahrt des Kranes mit gleichzeiti-
ger Querfahrt der Laufkatze; Regalbediengerät: Längsfahrt des Fahrwagens mit
gleichzeitiger Hubfahrt des Lastträgers).

Nachfolgend wird daher als Wiederholung ein Bewegungszyklus in Anlehnung an die
bekannten physikalischen Grundlagen mit dem Ziel erläutert, dem auslegenden In-
genieur bei der Bestimmung des Antriebsstranges das Verständnis der Abläufe nä-
her zu bringen. Letztlich geht es auch darum eine Überdimensionierung eines An-
triebssystems zu verhindern und schon in der Entwicklungsphase mit den für die
Spielzeit erforderlichen Geschwindigkeiten und Beschleunigungen auszulegen.
                      v,
                      b       Be / Ko / Br          Ruhezeit / Pause




                                                                           t




   Bild 1.17: Typischer Geschwindigkeits- und Beschleunigungsverlauf (idealisiert)

Die Berechnung der Zeiten, Geschwindigkeiten und Beschleunigungen basiert auf
den Grundlagen der gleichförmigen und gleichmäßig beschleunigten geradlinigen
Bewegung. In den meisten Fällen sind z.B. Wege definiert durch bekannte
Anfahrziele oder zumindest geschätzte mittlere Entfernungen. Die erforderlichen Ge-

Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
                 FH Hannover
               Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                                    Seite: 27 –97



schwindigkeiten ergeben sich durch definierte Spielzahlen (z.B. durch Kunden-
wunsch, oder als Ergebnis einer Leistungsvorgabe).

•      Die Normalfahrt

Im Normalfall beschleunigt das Förderzeug gleichmäßig mit einer konstanten Be-
schleunigung a. Nach Erreichen der Maximalgeschwindigkeit vmax bei der Zeit t1 be-
wegt sich z.B. das RBG gleichförmig mit konstanter Geschwindigkeit weiter bis bei t2
der Bremsvorgang mit einer negativen Beschleunigung -a eintritt. Die Geschwindig-
keit nimmt dann gleichmäßig bis zum Stillstand ab.

     Ge-                         Beschleunigungs-
     schwin                      phase
     digkeit                           a = konst
         v                           v = steigend              Konstantfahrt:
                                                                 a=0
                                                                 v = konst

       v max                                                                         Abbremsphase:
                                                                                      a = konst
                                                                                      v = fallend



                                                                                                        Zeit
                                    t1                           t2                                      t
                                                                       zurückgelegter Weg
                                                                           ( Fläche unter der Kurve )


                  Bild 1.18: typische Normalfahrt eines Fahrzeugs (idealisiert)

•    Die Spitzfahrt

Kleine Entfernungen und hohe Maximalgeschwindigkeiten können dazu führen, dass
keine Konstantfahrt auftritt, sondern dass sich die Abbremsphase direkt an die Be-
schleunigungsphase anschließt ohne vmax zu erreichen. In diesem Fall ergibt sich
folgendes v/t-Diagramm:
    Geschwin-
     digkeit
        v                                   Beschleunigungsphase
                                                  a = konst
                                                  v = steigend                        zurückgelegter Weg


      v max
                                                                                             Abbremsphase:
                                                                                                a = konst
                                                                                                v = fallend


                                                  s

                                                                                                        Zeit
                                                                                                         t
      Bild 1.19: typische Spitzfahrt, vmax wird nicht (                       )bzw. gerade erreicht (              )

Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
                 FH Hannover
               Prof. Dr. H. Stahl                   Antriebstechnik                                  Seite: 28 –97



Aus den beiden Abbildungen ist deutlich erkennbar, dass eine Spitzfahrt in diesem
Fall dann auftritt, wenn die maximale Geschwindigkeit nach der Hälfte der Wegstre-
cke nicht erreicht werden kann, d.h. im Falle einer Spitzfahrt gilt:

   s        v2
       ≤
   2       2*a
Für die Zeit, die das Fahrzeug braucht um den Weg s zurückzulegen, ergibt sich
somit der Zusammenhang für die Normalfahrt:

Bedingung für Normalfahrt:
                                                        s    v2
                                                            >
                                                       2 2*a
                                                            v
Zeit bis zu vmax :                                     t 1 = max
                                                              a

Aus einem Flächenvergleich im Diagramm ergibt sich die Zeit für den gesamten Weg
s bei konstanter Geschwindigkeit vmax (a = 0) und konstanter Geschwindigkeit vmax:

                                                                    s
                                                       t2 =
                                                                v max

Daraus ergibt sich für die Gesamtzeit:                                                     v max     s
                                                            t Normalfahr t = t 1 + t 2 =         +
                                                                                             a     v max
Bedingung für Spitzfahrt:                                       s   v max 2                           s
                                                                  ≤         und damit v max = 2 * a *
                                                                2    2*a                              2

Daraus ergibt sich für die Gesamtzeit:                                                           s
                                                                                           2*
                                                                                                 2 =2 *     s
                                                            t Spitzfahrt = 2 * t 1 = 2 *
                                                                                             a              a

Als Beispiel für die Umsetzung des in diesem Abschnitt erläuterten Zusammenhangs
in eine TURBO PASCAL – (oder Excel) Befehlsfolge soll an dieser Stelle ein Aus-
schnitt aus dem Quellcode dienen. Es werden die Spielzeiten tf[i] für eine Spitzfahrt
bzw. Normalfahrt in Abhängigkeit der zurückzulegenden Strecke sx[i] und der Ge-
schwindigkeit vx bzw. der Beschleunigung ax ermittelt
        if abs(sx[i]/2)<=sqr(vx)/(2*ax) then
           tf[i]:=2*sqrt(abs(sx[i])/ax)+schzeit+ruzeit {Spitzfahrt}
        else
           tf[i]:=(vx/ax)+(abs(sx[i]/vx)+schzeit+ruzeit; {Normalfahrt}

Häufig werden sogenannte Ruckzeiten ruzeit (Zeitaufschlag zur vereinfachten Be-
rechnung) addiert, dieser Aufschlag berücksichtigt gegenüber der vereinfachten Be-
rechnung ein leichtes Verschleifen der Beschleunigungskurve.
( &x& : Ruck, && : Beschleunigung, x : Geschwindigkeit, x : Entfernung ).
   &          x                    &
Schaltzeiten schzeit berücksichtigen alle sonstigen Zeiten die z.B. durch Schaltvor-
gänge, Rechner- oder Steuerungsresponse etc. auftreten.


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 29 –97



  Zusammenfassung wichtiger Beziehungen für einfache kinematische Bewegungen




     Bild 1.20: Zusammenstellungen von Grundbewegungen in der Kinematik(SEW)
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 30 –97



2. Elektrische Antriebstechnik

Das Kapitel elektrische Antriebstechnik befasst sich im wesentlichen mit den typi-
schen und neueren Motorbauarten, den Steuerungstechniken sowie den grundsätzli-
chen Vorgängen zur Motorauslegung. Aufgrund der Kürze kann es nur einen kleinen
Einblick liefern und setzt die Vorlesung Elektrische Antriebe voraus. Weiterhin be-
schränkt sich das Kapitel auf Antriebstechniken die mit Drehstrom betrieben werden.

Der Vorteil der Drehstrom- und Servoantriebe besteht in der weitest gehenden War-
tungsfreiheit. Bei Bauarten mit Getrieben sind Ölwechselintervalle natürlich zu be-
achten.

Hier soll als Unterscheidungskriterium typische Betriebseigenschaften herangezogen
werden.

      Drehstrommotoren mit einer oder mehreren festen Drehzahl/en
      Drehstromantriebe mit Frequenzumrichter
      Servoantriebe
      Getriebearten

Das Kap. 2 wird mit den grundsätzlichen Vorgängen bei der Projektierung von An-
triebstechniken mit E-Maschinen abgeschlossen.


2.1 Drehstrommotoren mit einer oder mehreren festen Drehzahl/en

•    einfache Konstruktion
•    hohe Zuverlässigkeit (keine Verschleißteile)
•    billigster Motortyp
•    hohe Regel- /Steuerbarkeit in Verbindung mit Frequenzumrichter
•    als polumschaltbare Ausführung mit den Drehzahlstufen 1500/3000; 750/3000;
     1000/1500; 750/1500. Höherpolige Maschinen zu aufwendig, Bauvolumen steigt,
     cosϕ sinkt, Wirkungsgrad sinkt.
•    höhere Drehzahl für Eiltrieb, Bremsvorgänge mit niedriger Drehzahl (Bild 2.1)




Bild 2.1: Kennlinie polumschaltbarer Motor; rechts in Flanschausführung(Quelle: SEW)

Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik            Seite: 31 –97



•    Drehstromassynchronmotoren sind schlupfbehaftet
     Schlupf S = (nS-nN) / nS mit = Synchrondrehzahl; nN = Nenndrehzahl
     Übliche Werte für S = 3 %, bei Kleinmotoren bis S = 10 %
•    Drehstromassynchronmaschinen durch Schlupf nicht ohne weiteres mit einer
     gewünschten Drehzahl fahrbar, da der Schlupf lastabhängig ist.
     Wenn exakte Einhaltung der Drehzahl gewünscht, dann Synchronmaschine (An-
     ker entweder mit Permantmagneten bestückt, oder durch Gleichstrom erregte
     Wicklung erzeugt permanentes Magnetfeld. Läufer eilt im Motorenbetrieb mit ei-
     nem konstanten Winkel, aber gleicher Frequenz dem Statorfeld nach. Im Gene-
     ratorenbetrieb (Anker treibend) läuft der Läufer dem Statorfeld mit einem kon-
     stanten Winkel, aber gleicher Frequenz voraus.




            Bild 2.2: Synchronmaschine (n = 3000 / 1500 / 1000 / 750 ... 1/min)

•     Betriebsarten nach IEC 34




                            Bild 2.3: Betriebsarten nach IEC 34(Quelle: SEW)


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
                 FH Hannover
               Prof. Dr. H. Stahl                   Antriebstechnik                        Seite: 32 –97



•        Wirkungsgrad η (des Motors) und cosϕ sind abhängig von der Auslastung des
         Motors. Bei Teillast sind beide Werte deutlich ungünstiger. Deshalb richtige Aus-
         legung der Antriebsmaschine vor allem bei Dauerbetrieb. Bei kleinen Motoren
         sind beide Werte ungünstiger als bei großen.

         P = 3 ⋅ U ⋅ I ⋅ cos ϕ ⋅ η Leistung

              Scheinleistung


              Wirkleistung



              Nennleistung;
              Bemessungsleistung




                                                           Bild 2.4: Wirkungsgrad und cosϕ


•        Bemessungsleistung P oder Bemessungsmoment M abhängig von der relativen
         Einschaltdauer (hierzu später mehr)
•                                                                      C
         3 Wärmeklassen (B; F; H); üblich B (40 ° C Umgebungsluft, 80 ° Grenzüber-
         temperatur)
•        Schutzart abhängig von Umgebungsbedingungen (z.B. Staub; Spritzwasser ...)

         1)
    IP                   1. Kennziffer                                     2. Kennziffer
          Fremdkörperschutz                 Wasserschutz
     0    Nicht geschützt                   Nicht geschützt
     1    Geschützt gegen feste Fremdkörper Geschützt gegen Tropfwasser
          d 50mm und größer
     2    Geschützt gegen feste Fremdkörper Geschützt gegen Tropfwasser
          d 12mm und größer                 wenn Gehäuse 15° geneigt ist
     3    Geschützt gegen feste Fremdkörper Geschützt gegen Sprühwasser
          d 2,5mm und größer
     4    Geschützt gegen feste Fremdkörper Geschützt gegen Spritzwasser
          d 1mm und größer
     5    Staubgeschützt                    Geschützt gegen Strahlwasser
     6    staubdicht                        Geschützt gegen starkes Strahlwasser
     7    -                                 Geschützt gegen zeitweiliges Untertauchen im Wasser
     8    -                                 Geschützt gegen dauerhaftes Untertauchen im Wasser
1) International Protection
                          Tab. 2.1: Schutzarten nach EN 60034 (Quelle SEW)

Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 33 –97



•    zulässige Schalthäufigkeit nach Herstellerangaben, abhängig von Einschaltdauer
     und externen trägen Massen sowie statischer Last
•    Sanftanlauf durch Stern-Dreieckschaltung, Sanftumschalter (mit Zeitrelais vor-
     genommener 2-phasigen Betrieb), Widerstände ...
•    Bremsmotoren sind Motoren mit auf der Ankerwelle sitzender Bremse (Schei-
     benbremse); Bremse immer als Lüftbremse, d.h. im Stillstand federbetätigt ge-
     schlossen.




                      Bild 2.5: Drehstrombremsmotor mit Scheibenbremse
                                                      (Quelle: SEW)




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                                   Seite: 34 –97



2.2 Drehstromantriebe mit Frequenzumrichter

Seit Anfang der 90 er Jahre des letzten Jahrhunderts vermehrter Einsatz von leis-
tungsfähigen, preisgünstigen (Preisverfall!) Frequenzumrichtern.

Einsatz wenn:

•    Stufenlose Drehzahlverstellung gewünscht, erzielbar durch variable Ausgangs-
     frequenz und proportionaler Spannungsänderung
•    Steuerung eines Antriebs von einer Leitzentrale z.B. über RS 232
•    Spezielle Ausführungen erlauben Genauigkeit in der Positionierung und Dyna-
     mik ähnlich wie Servoantriebe (Drehzahlgeber auf Rotorwelle)




       Bild 2.6: Frequenzumrichter für unterschiedliche Anforderungen (Quelle: SEW)
                      (unterschiedliche Dynamik, assynchron –synchron, integriert in Klemmenkasten)


•    Betriebskennlinien
     Drehzahl-Drehmomentenkennlinie des Kurzschlussläufermotors über die Dreh-
     zahlachse verschiebbar (siehe Bild 2.7)
     Man unterscheidet Bereich A und F
     Bereich A (Spannung steigt bis zum Maximalwert, Drehzahl bis zur Nenndreh-
     zahl) > konstanter magn. Fluss > M = konst , bis 50 Hz
     Bereich F (Drehzahl steigt weiter, Spannung = konst. Nennspannung)> konst.
     Leistung > M sinkt
     Achtung: Kippmoment fällt schneller als Nennmoment im Feldschwächebereich
     F, es muss aber immer MK > MN damit Anlauf gewährleistet ist (min. Faktor 1,25)
     Im Bereich A: MK < 3 MN
•    Erwärmung vor allem bei niedrigen Drehzahlen beachten (Lüfter auf Ankerwelle
     dreht zu langsam > Fremdlüfter mit eigener Drehzahl), meist Wärmeklasse F,
     Regelbereich bis 1:5 Eigenkühlung, 1: 20 Fremdlüftung.

Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                        Seite: 35 –97



•    Rundlaufgüte bei kleinen Drehzahlen abhängig von Güte der sinusförmigen
     Ausgangsspannung > häufig durch zusätzliche Drehzahlregelung mit Drehzahl-
     geber am Motor.




                                  Bild 2.7: Betriebskennlinie (Quelle: SEW)
                                   (A - proportionaler Bereich, F - Feldschwächebereich)


•    höhere Drehzahl im Feldschwächebereich erfordert Abklärung Getriebe (höhere
     Verluste, Geräusche, Verschleiß ...)
•    häufige Optionen: Feldbusschnittstellen (PROFIBUS;CAN;INTERBUS ...), ab-
     nehmbare Diagnosegeräte, Absolutwertgeberauswertung, Ein- und Ausgabekar-
     te, Positioniersteuerung, Kommunikation mittels RS 232 oder 485




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik         Seite: 36 –97



2.3 Servoantriebe

Folgende Forderungen haben die Entwicklung von Servoantrieben gefördert:

•    Hohe Anforderungen an die Dynamik (extrem schnelle Anfahrvorgänge, hohe
     Überlastbarkeit bis zu 3 x MN)
     Erhöhung der Taktzeiten bzw. Produktivität der Maschine, schnellere Bearbei-
     tungsvorgänge ...
•    Dynamisch, hochgenau und überlastbares Betriebsverhalten
•    höchste Genauigkeit (Drehzahlbereich, Regelbereich, Position, Drehmoment-
     konstanz)

Ausführungen:

•    assynchron und synchron (Anker z.B. mit aufgeklebten Magneten)
•    Servoumrichter versorgen Servomotoren mit sinusförmigen Strömen und verfü-
     gen über Resolverrückführung (Absolutwertgeber des Motors)
•    Netzmodule dienen der Leistungsversorgung (über den Zwischenkreis) und der
     Spannungsversorgung der Steuerungselektronik, Brems-Chopper oder Netz-
     rückspeisung, Kommunikation mittels RS 232 oder 485
•    häufige Optionen: Feldbusschnittstellen (PROFIBUS;CAN;INTERBUS ...), ab-
     nehmbare Diagnosegeräte, Absolutwertgeberauswertung, Ein- und Ausgabekar-
     te, Positioniersteuerung




                    Bild 2.8: Servoantriebe (Servoachsmodule und Motoren)


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik            Seite: 37 –97




      Bild 2.9: oben: Grundprinzip Servomaschine als Lang- und Scheibenläufer;
          Unten: Rotorlagegeber mit Tachogenerator oder Absolutwertgeber




                           Bild 2.10: Kennlinien Servoantriebe (Quelle: SEW)

•    Grenze 1.) mechanische Belastbarkeit
•    Grenze 2.) Begrenzung des max. Stroms
•    Grenze 3.) Begrenzung der Erwärmung (Wicklungsisolation)
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                Seite: 38 –97




        Notwendige Informationen über die anzutreibende Maschine
        1) technische Daten und Umgebungsbedingungen
        2) Positioniergenauigkeit / Stellbereich
        3) Berechnung des Betriebszyklus
        Berechnung der relevanten Applikationen
        1) statische, dynamische und generatorische Leistungen
        2) Drehzahlen
        3) Drehmomente
        4) Betriebsdiagramm (effektive Belastung)
        Getriebeauswahl
        1) Festlegung von Getriebegröße, Übersetzung und Ausstattung
        2) Überprüfung von Positioniergenauigkeit
        3) Überprüfung der Getriebebelastung ( Ma max > Ma (t) )
        Systemauswahl in Abhängigkeit von
        1) Positioniergenauigkeit
        2) Stellbereich
        3) Regelung ( Position / Drehzahl / Drehmoment )
        Antriebsart asynchron oder synchron
        1) Beschleunigung
        2) max. Drehmoment
        3) betriebsmäßige minimale Motordrehzahl
        Motorauswahl
        1) maximales Drehmoment < 300 % Mn
        2) effektives Drehmoment < Mn bei mittlerer Drehzahl
        3) Verhältnis der Massenträgheitsmomente JL / JM
        4) maximale Drehzahl
        5) thermische Belastungen ( Stellbereich / Einschaltdauer )
        6) Motorausstattung
        7) Getriebe-Motor-Zuordnung
        Umrichterauswahl
        1) Motor-Umrichter-Zuordnung
        2) Dauerleistung und Spitzenleistung
        3) Auswahl des Bremswiderstandes oder Rückspeisegerätes
        4) Auswahl der Optionen ( Bedienung / Kommunikation / Technologiefunktionen )
        Prüfen, ob alle Anforderungen erfüllt sind

     Tab. 2.2: Vorgehensweise bei der Auswahl eines Positionierantriebes
                                                      (Quelle: SEW)




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
                FH Hannover
              Prof. Dr. H. Stahl                    Antriebstechnik           Seite: 39 –97



2.4 Bemessung von Elektromotoren

Zwei Einflussgrößen sind bei der Auslegung von Elektromotoren zu berücksichtigen:

 • Wärmetechnische Belastung
 • Lastmomentenhöhe bzw. Leistungsbedarf


2.4.1 Wärmetechnische Auslegung

Grundsätzlich darf bei dem Einsatz eines Motors die zulässige Temperatur in den
Wicklungen nicht überschritten werden.
Maßgebend für die Wahl der Motorgröße ist außer der Nennleistung die relative Ein-
schaltdauer und die Betriebsart.

2.4.1.1 Relative Einschaltdauer

                      tB             t
            tr =            ⋅ 100% = B ⋅ 100%
                   tB + tSt          tS

      tr     [%]   : relative Einschaltdauer ( genormt sind 15, 20, 40, 60 und 100% )
      tB     [s]   : Belastungszeit ( Arbeitszeit ) des Motors während eines Arbeitsspiels
      tSt    [s]   : Zeit der stromlosen Pausen ( Stillstandszeit )
      tS     [s]   : Spielzeit ( Arbeitsspiel ), aus dem Spieldiagramm gegeben

Die Spielzeit ts, bestehend aus Arbeitszeit tB und Pause tSt
40 % tr heißt also zum Beispiel 4 Minuten eingeschaltet, 6 Minuten Pause oder 2
Sekunden eingeschaltet, 3 Sekunden Pause, nicht aber 40 Minuten eingeschaltet
und 60 Minuten Pause.

Die Erwärmung von Elektromotoren steigt mit dem Quadrat der Stromstärke, also
auch mit dem Quadrat der Leistung. Unter der Annahme n = konstant gilt:

       2           2
      P1 ⋅ tr,1 = P2 ⋅ tr,2

Diese Formel wird benutzt, um die Listenleistung für eine bestimmte Einschaltdauer
auf die Leistung für eine andere umzurechnen. Bei einer geringeren relativen Ein-
schaltdauer kann der Motor stärker beansprucht werden, d.h. der Motor kann größe-
re Leistungen abgeben, da er eigentlich für eine höhere relative Einschaltdauer aus-
geführt wurde. Ist P2 die Listenleistung des Motors bei tr,2 , so darf der gleiche Motor
bei tr,1 belastet werden mit:

                       tr,2
      P1 = P2 ⋅
                       tr,1

     Analog gilt für die Motor – Drehmomente:

                       tr,2
      M1 = M2 ⋅
                       tr,1
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
                    FH Hannover
                  Prof. Dr. H. Stahl                Antriebstechnik                               Seite: 40 –97



2.4.1.2 Betriebsarten

Grundsätzlich unterscheidet man bei Antrieben hinsichtlich der Betriebsweise zwi-
schen :

 • Dauerbetrieb
 • Aussetzbetrieb

Im Dauerbetrieb ist der Motor ununterbrochen im Einsatz. Die Beharrungstempera-
tur in den Wicklungen erreicht nahezu die Grenztemperatur. Beim Aussetzbetrieb
wechseln Einschaltzeiten und Ruhezeiten einander ab. Durch die nur kurzen Ruhe-
zeiten kann sich der Motor jedoch nicht auf die Ausgangstemperatur abkühlen. Mit
jedem Einschaltvorgang steigt die Motortemperatur bis zu einem Gleichgewichtszu-
stand. Die Grenztemperatur wird mit der Nennleistung nicht erreicht. Man unter-
scheidet nach VDE 0530 9 Betriebsarten (differenziertere Betrachtung der beiden
obigen Betriebsarten, siehe auch w.v.).


2.4.1.3 Auswahl des Motors nach der mittleren quadratischen Leistung

Die mittlere quadratische Leistung eines Motors ( = thermisch erforderliche Motor-
nennleistung Pn, th ) ist die Leistung, die in unveränderter Größe während der gesam-
ten Spielzeit wirkend die gleiche Wärmemenge erzeugt wie die Leistungen während
der tatsächlich vorhandenen Einschaltzeiten.

                                   2                                                 2
                               ∑ Pi ⋅ ti                                          ∑ Mi ⋅ ti
           Pn, th       =                                       Mn, th       =
                                ∑ tiB                                              ∑ tiB

Für die Auswahl eines Motors aus der Liste eines Herstellers gilt dann folgende Be-
ziehung:


                                    tr,tats.                                           tr,tats.
           PN       ≥     Pn,th ⋅                              MN        ≥   Mn,th ⋅
                                    tr,Liste                                           tr,Liste

     Pn,th         : thermisch erforderliche Motornennleistung
     Mn,th : thermisch erforderliches Motornennmoment
     PN            : Motornennleistung nach Herstellerliste
     MN            : Motornennmoment nach Herstellerliste
     tr   tats.    : tatsächliche relative Einschaltdauer
     tr   Liste    : relative Einschaltdauer nach Herstellerliste ( 15%, 25%, 40%, 60%;
                        Stetigförderer: 100% )

Diese Auslegung besagt lediglich, dass der ausgewählte Motor wärmetechnisch
den Anforderungen entspricht. Ob der Motor das höchste auftretende und abver-
langte Drehmoment tatsächlich aufbringen kann, ist im zweiten Schritt zu prüfen.
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 41 –97



2.4.2 Auslegung nach der Höhe des Lastmomentes bzw. des Leistungsbe-
darfs

Fördertechnische Antriebe betrachtet man zusätzlich zur wärmetechnischen Über-
prüfung hinsichtlich der Höhe des Lastmomentes bzw. des Leistungsbedarfs. Man
unterscheidet eine Beanspruchung mit hauptsächlicher Inanspruchnahme von

• Vollastbeharrungsleistung (geringe Beschleunigungs- oder Bremsleistung),
• Anlaufleistung.


2.4.2.1 Auslegung nach der Volllastbeharrungsleistung PV

Für Antriebe die eine hohe Grundlast ständig aufbringen müssen und für die die
Beschleunigungs-/Bremsleistung nur eine geringe Rolle, ist die Auslegung nach der
Volllastbeharrungsleistung vorzunehmen. Der Name Volllastbeharrung beschreibt
die Eigenschaft, mit durchaus zugelassenen Leistungsschwankungen, nahezu
ständig mit maximaler Last zu arbeiten. Es ist dann nur in jedem Fall einzeln zu
prüfen ob der Antrieb im Anlauffall in der Lage ist Widerstände und träge Massen
zu beschleunigen und entsprechende Anlaufhilfen vorzusehen (Rutschkupplungen,
Strömungskupplungen, Anlauf über Frequenzumrichter durch Rampenfahrt).
Diese Betriebsart findet man z.B. bei nahezu allen Stetigförderern (Gurtförderer,
Schneckenförderer ...). Aber auch Hubwerke, die zwar intermittierend arbeiten,
werden aufgrund der hohen Grundlast (alle Massen beim Heben wirken mit der
Erdbeschleunigung) für die Vollastbeharrungsleistung ausgelegt, denn auch bei
diesen gilt PB < PV

Motornennleistung für Hubwerke:


                           m ges ⋅ g ⋅ VH
       PN = PV =
                                 ηges

PN          : Motornennleistung
mges        : gesamte Hublast ( Nutzlast + Totlast )
VH          : Hubgeschwindigkeit
ηges        : Gesamtwirkungsgrad



2.4.2.2 Auslegung nach der Anlaufleistung PA

Für Antriebe, die ständigen Beschleunigungs- und Bremsvorgängen unterliegen, gilt
dass eine Motorauslegung nach der Anlaufleistung, die alle Leistungsanteile be-
rücksichtigt, erfolgen muss. Dies gilt für alle Fahr – und Drehwerke bei denen meis-
tens PB > PV

 Zusätzlich zur Vollastbeharrungsleistung ist zu überprüfen:


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
                FH Hannover
              Prof. Dr. H. Stahl                    Antriebstechnik          Seite: 42 –97




           PA                 PV + PB
      PN =                =
           üN                   üN

         PN          :    Motornennleistung
         PA          :    Anlaufleistung
         PV           :   Vollastbeharrungsleistung (statische Leistung und Leistung aus
                          Widerständen)
         PB          :    Beschleunigungsleistung
         üN           :   Überlastungsverhältnis im Anlaufzustand bezogen auf das Nenn-
                          moment



Das Überlastverhältnis ü ergibt sich aus dem Verhältnissen im Anlaufzustand der
Triebwerke:




         Überlastungsverhältnis                        ü V = MA = PA
         ( Vollastwert )                                     MV   PV



         Überlastungsverhältnis                        üN = MA = PA
         ( Nennwert )                                       MN   PN

         MA          :    gesamtes Anfahrmoment
         MV          :    Vollastbeharrungsmoment
         MN          :    Motornennmoment
         üV      :        Überlastungsverhältnis im Anlaufzustand bezogen auf das Voll-
                          lastbeharrungsmoment = 1,5...2 üblich (Servo 3)




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                                  Seite: 43 –97



2.5 Getriebeauswahl / Getriebemotoren




                         Bild 2.11: Beispiele für Getriebemotorbauformen
(Stirnradgetriebemotor R; Kegelradgetriebemotor K; Planetengetriebemotor P; Flachgetriebemotor F; Schneckengetriebemotor
                                                  S; Siroplangetriebemotor W)


2.5.1 Grundlagen für Standardgetriebe

•    Wahl der konstruktiven Bauart meist nach Platzverhältnissen der Einbausituation

•    Ausführung normal oder spielreduziert (Positioniergenauigkeit) oder spielarm
     (nur Planetengetriebe)

•    Getriebe hintereinander schaltbar z.B. Stirnradgetriebe und Verstellgetriebe
     (Drehzahlverstellung manuell)

•    Auswahl des Getriebes wie in Kap. 1.4 beschrieben, über das Abtriebsdrehmo-
     ment des Getriebes oder die Leistung des Motors. Dann gilt:

     MG = PN η / ω in SI Einheiten oder                            MG = PN η 9550 / na

      mit PN [kW] Nennleistung; na [1/min] Abtriebsdrehzahl des Getriebes

Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                             Seite: 44 –97



•    Verluste / Wirkungsgrade
     Zahneingriffe, Lager, Dichtringe... bewirken Verluste (je höher die Drehzahl, um
     so höher der Verlust)
     Planschverluste der Öltauchschmierung steigen mit der eintreibenden Drehzahl
     > möglichst geringe Drehzahl am Getriebeeingang ( n <= 1500 1/min)
     Wirkungsgrad ηGetriebestufe ~ 0,97-0,98 (Stirn-, Kegelrad; Planeten)
                      ηSchnecke     ~ 0,3 – 0,9 (0,3 hohe Übersetzung)

     Bei Schneckenwirkungsgraden ab ηSchnecke < 0,5 Selbsthemmung (keine rück-
     treibenden Momente zugelassen wg. möglicher Überlastung des Getriebes).


2.5.2 Auslegung / Auswahl für Standardgetriebe

     Auslegung nach dem Moment des Getriebeausgangs

     Die Auslegung erfolgt grundsätzlich immer nach Getriebeherstellerangaben. Die-
     se ähneln sich durchaus.

     Auslegung i.d.R. für gleichförmige Belastung und wenige Schaltvorgänge.

     Abweichungen werden häufig durch Betriebsfaktoren fB (Bild 2.12) erfasst, die
     dem Abtriebsmoment zugeschlagen werden.

     Es gilt dann für das Abtriebsmoment des Getriebes (Angaben folgend nach
     SEW)

            MGetriebe,Liste > fB MGetriebe,theor. wobei MGetriebe,theor. gemäß Kap 1.4

     Der Betriebsfaktor berücksichtigt im wesentlichen

•    Schalthäufigkeit

•    Massenbeschleunigungsfaktor fa = Jx / JM
     JM Massenträgheitsmoment Motor
     Jx Massenträgheitsmoment externer träger Massen auf die Motorwelle bezogen

            I     gleichförmig         fa < 0,2
            II    ungleichförmig       fa < 3
            III   stark ungleichförmig fa < 10

•    tägliche Betriebszeit (8 / 16 / 24 h/d)

•    zusätzliche Betriebsfaktoren fB1 und fB2 für Schneckengetriebe

      Umgebungstemperatur                 >      fB1               siehe Bild 2.13 (nächste Seite)

      ED [%] = (tB / 60) 100              >      fB2               tB      Belastungszeit [min/h]

     Damit folgt für den Betriebsfaktor für Schneckengetriebe                          fB;Schnecke = fB fB1 fB2

Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik               Seite: 45 –97




                             xxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx




          Bild 2.12: fB für R-,F-,K-,W-,S Getriebe; unten für P-Getriebe (Quelle SEW)




                      Bild 2.13: fB1 und fB2 für Schneckengetriebe (Quelle SEW)
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                                Seite: 46 –97



Auslegung nach der Höhe der Querkräfte und Axialkräfte

Die Größe der zu erwartenden Axial- und Querkräfte bestimmt den Wellenquer-
schnitt am Getriebeausgang und die Lagerungsart. Für Getriebe bestimmter Baurei-
hen ist deren maximal zulässige Größe durch die Baureihe definiert. Die auftreten-
den Kräfte müssen kleiner sein als die zulässigen Axial- und Querkräfte. Ansonsten
Sonderbauform (z.B. Hubwerksgetriebe i.d.R. nie Standardgetriebe wg. hoher Quer-
kräfte).

Die Querkraft am Getriebeausgang bestimmt sich durch das Moment am Getriebe-
ausgang MG und dem Radius (Teilkreis) des abtreibenden Maschinenelementes z.B.
eines Zahnrades, einer Riemenscheibe oder Kettenrades.

Auch hier wird ein Zuschlagsfaktor je nach abtreibendem Maschinenelement gewählt
(Tab. 2.3)

     FQ = fz MG / r

Übertragungselement                   Zuschlagsfaktor fZ                   Bemerkung
Direktantrieb                         1                                    -
Zahnräder                             1                                    > 17 Zähne
Zahnräder                             1,15                                 < 17 Zähne
Kettenräder                           1                                    > 20 Zähne
Kettenräder                           1,25                                 < 20 Zähne
Schmalkeilriemen                      1,75                                 Einfluss der Vorspannkraft
Flachriemen                           2,5                                  Einfluss der Vorspannkraft
Zahnriemen                            1,5                                  Einfluss der Vorspannkraft
Zahnstange                            1,15                                 < 17 Zähne ( Ritzel )



  Tab 2.3: Zuschlagsfaktor für bestimmte Maschinenelemente am Getriebeausgang
                                                    (Quelle: SEW)




                                  Bild 2.14: Kraftangriffsdefinition (SEW)


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 47 –97



3. Hydraulikantriebe

3.1 Grundlagen

3.1.1 Typische Eigenschaften (Vor- und Nachteile)

      Vorteile:




      Nachteile:




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 48 –97



3.1.2 Anwendungen (typische Beispiele)




               Bild 3.1: links u. v.o.n.u. Baumaschinen, Pkw, Lkw
      Rechts u. v.o.n.u. Kommunalfahrzeuge, Fördertechnik, Landwirtschaft


3.1.3 Systemanwendungen




                Bild 3.2: v.o.n.u. Fahr-, Lenk-, Arbeits-, Komforthydraulik
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                                  Seite: 49 –97



3.2         Grundprinzipien von Hydraulik(Hydro-)anlagen




                          Antrieb                     Steuerung              Abtrieb             Maschine


           Elektro-Motor                               hydraulische
           Verbrennungs-            Hydropumpe         Steuer- und         Hydrozylinder        zu betätigendes
               Motor                                   Regelventile         Hydromotor          Arbeitselement
           Oder von Hand


            Elektrische
             Energie                               hydraulische Energie                          mechanische
            Thermische                                                                             Arbeit
             Energie



                                                                                       mechanische
                       mechanische                                                       Energie
                         Energie




                      Bild 3.3: Energieumformung in einer Hydraulikanlage
                                              (Quelle: Mannesmann Rexroth)




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 50 –97



3.3 Aufbau von einfachen Hydraulikanlagen

Die folgenden Beispiele in Bild 3.4 und 3.5 (nächste Seite) zeigen den Aufbau einer
hydraulischen Anlage unter unterschiedlichen Anforderungen. Dieser typische Auf-
bau findet sich in Variationen in den meisten Hydraulikanlagen deren Darstellung
den Vorlesungsrahmen sprengen würde.

     •       Der Antrieb (E-Motor, Verbrennungsmotor) liefert Drehmoment und
             Drehzahl für die Pumpe (nicht dargestellt).

     •       Pumpe saugt Öl aus Tank saugseitig an und baut Druck druckseitig
             zur Versorgung der Verbraucher entsprechend dem „Lastwiderstand“
             auf (Widerstände in den Leitungen, Ventilen, Motoren, Zylindern)
             Pumpe reagiert also nur auf äußere und innere Widerstände.

     •       Druck überwindet ab einer bestimmten Höhe die Widerstände und
             setzt Zylinder oder Motor in Bewegung da 4 / 3 Wegeventil (4 An-
             schlüsse, 3 Schaltstellungen) in der gezeichneten Stellung auf Durch-
             fluss geschaltet ist (Kolben fährt nach rechts aus).

     •       Drosselventil (7) beeinflusst den Ölstrom und damit die Ausfahrge-
             schwindigkeit. Das Rückschlagventil wird durch Pumpe mit Druck be-
             aufschlagt und ist in der Stellung des Wegeventils geschlossen.
             Das Drosselventil sollte aber nur bei Druckbeaufschlagung des Zylin-
             ders in der im Bild 3.4 gezeichneten Stellung eingebaut werden. Wird
             die Kolbenstange auf Zug belastet empfiehlt sich der Einbau in den
             kolbenstangenseitigen Kreislauf um ein Ziehen von Luftblasen kol-
             benseitig zu verhindern. (Sekundärsteuerung)




     •       Ölstrom kolbenstangenseitig fließt über Wegeventil und Filter in den
             Tank.

     •       Wird das Wegeventil nach rechts gefahren, fährt der Kolben wieder
             ein, da das Rückschlagventil öffnet und damit den Abfluss des kol-
             benseitigen Öls im Hydraulikzylinder ermöglicht.

     •       In der mittigen Schaltstellung des Wegeventils ist der Zylinder ge-
             sperrt und die Ölpumpe fördert den Ölstrom über das Druckbegren-
             zerventil (4) in den Tank. Das Druckbegrenzerventil ist auf den ma-
             ximal erlaubten Druck in der Anlage eingestellt und dient grundsätz-
             lich als Überlastschutz. Es ist auch in der Lage die Ausfahrgeschwin-
             digkeit des Kolbens zu verringern, wenn eine Überlast auftritt, da
             dann ein Teil des Ölstroms über das Druckbegrenzungsventil abläuft.
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik               Seite: 51 –97



     •       Ein zusätzliches Rückschlagventil nach der Pumpe kann ein Leerlau-
             fen des Hydraulikkreislaufes nach einem möglichen Ausfall der Pum-
             pe verhindern.



     •       Das gleiche Antriebsschema gilt alternativ auch für den Betrieb eines
             Hydromotors. Die Drehrichtung hängt von der Schaltstellung des We-
             geventils ab. In der mittigen Stellung läuft der Motor bis zum Still-
             stand aus.




                 Bild 3.4: Aufbau einer Hydraulikanlage (Quelle: Mannesmann Rexroth)
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 52 –97



     •     Wegeventil in der Mittellage sperrt Kolben. Pumpe fördert über Druck-
           begrenzerventil in Tank (hohe Verluste in der Pumpe. Falls keine Ver-
           stellpumpe gewünscht Ventilaufbau in Mittenstellung wie s.u.




           Vorteil: Bei einer Konstantpumpe baut sich der Druck jetzt nur noch über die
           Widerstände in Leitungen und im Ventil auf (immer noch Verluste und Wär-
           meentwicklung, aber deutlich niedriger als in Bild 3.4)
           Weiterhin kann der Kolben wieder einfahren, z.B. durch am Hydrozylinder
           anliegende Kraft, da das Ölvolumen in der o.g. Stellung nicht mehr einge-
           sperrt ist und dem Tank zufließen kann.

     •     Bei Gleichgangzylindern wird die o.g. Stellung auch als Schwimmstellung
           bezeichnet (durch äußere Kräfte kann der Kolben nach links oder rechts ge-
           schoben werden)




     •     Ist eine Sperrung des Hydrozylinders gewünscht z.B. bei ständig anliegender
           Last am Hydrozylinder (z.B. senkrechter Stellung mit aufliegender Last) kann
           die mittige Stellung mit folgendem Schema erreicht werden.




     •     Soll der Kolben in beiden Verfahrrichtungen hinsichtlich seiner Ge-
           schwindigkeit mit nur einem Stromregelventil geregelt werden (gerin-
           gerer Aufwand an der SPS, für Verdrahtungen zur SPS) so wird fol-
           gende Schaltung eingesetzt. Bauteil 6 und 7 entfällt, dafür kommt fol-
           gender Block zum Einsatz.

            Ausfahren Kolben

            Einfahren Kolben




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 53 –97



     •      Reihenfolgenschaltung zweier doppelt wirkender Zylinder (Bild 3.5)

             Zylinder 1 soll vor Zylinder 2 ausfahren

             Druckbegrenzungsventil 3 = Sicherheitsventil für das System

             Druckventil 4 begrenzt Systemdruck und öffnet für Pumpe 5 (Förderung in
             den Tank) falls dieser überschritten wird. Rückschlagventil dann geschlos-
             sen für Pumpe 6

             Druckventil 8 lässt den Ölstrom zum Hydrozylinder 2 erst durch wenn ein
             bestimmter Druck erreicht wird (z.B. durch Anschlag von Kolben 1)

             Beim Rückhub (Einfahren) wird das Druckbegrenzungsventil 8 über das
             Rückschlagventil 9 umgangen und der kolbenseitige Ölstrom kann in der
             Schaltstellung rechts des 4/2 Wegeventils in den Tank gelangen.




         Bild 3.5: Reihenfolgenschaltung zweier doppelt wirkender Zylinder
                                                     (Quelle: Grollius)


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 54 –97



•        Steuerung zweier Hydromotoren (Bild 3.6)

         Das dargestellte Stromteilventil 1 (=doppelt wirkendes Stromregelventil
         für beide Drehrichtungen) regelt für beide Motoren

         In der Schaltstellung links des 4/3 Wegeventils fließt der Ölstrom über
         den Zulauf des Ventils 1 zu den Hydromotoren > eine Drehrichtung

         In der Schaltstellung rechts des 4/3 Wegeventils werden die Stromre-
         gelventile motorenablaufseitig wirksam (Sekundärsteuerung)

         Die Druckbegrenzungsventile (3 u. 4) erlauben den unabhängigen Ein-
         satz der Motore falls ein Motor blockieren sollte.




         Bild 3.6: Reihenfolgenschaltung zweier doppelt wirkender Zylinder
                                                     (Quelle: Grollius)


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik          Seite: 55 –97



3.4 Grundfragen zur Schaltungstechnik

3.4.1 Parallelschaltung von Antrieben




                           Bild 3.7: Parallelschaltung (Motoren, Zylinder)

Parallelschaltung > gleicher Druck an Verbrauchern, Volumenstrom kann sich auftei-
                    len

Arbeitsweise: Verbraucher mit niedrigerem Lastdruck bewegt sich, Verbraucher mit
              höherem Lastdruck bleibt stehen (vorausgesetzt kinematisch unab-
              hängig voneinander, da sonst über eine kinematische Kopplung auch
              der Druck wieder steigt)

Anwendung: Parallele Radantriebe (Problem Kontaktverlust eines Rades führt zu
           Drehmomentzusammenbruch (Abhilfe Sperre)
           Radladerschwinge (kräftige, steife Konstruktion notwendig) für Schau-
           fel


3.4.2 Reihenschaltung von Antrieben




                            Bild 3.8: Reihenschaltung (Motoren, Zylinder)

Reihenschaltung > gleicher Volumenstrom an Verbrauchern abgesehen von gerin-
                  gen Leckageverlusten, Drücke stellen sich lastabhängig ein und
                  addieren sich.

Arbeitsweise: Ölmotoren arbeiten mit nahezu konstantem Drehzahlverhältnis unab-
              hängig von Belastung.

Anwendung: Arbeitszylinder sind noch synchroner als Ölmotoren, da diese nahezu
           leckagefrei arbeiten (quasi Parallelführung bei Zylindern)


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik            Seite: 56 –97



3.4.3 Offener / Geschlossener Kreislauf

Offener Kreislauf                   > Pumpe saugt aus Tank (siehe z.B. aus 3.9), Rückstrom
                                      fließt in Tank

Geschlossener Kreislauf > Rücklauföl wird über Pumpe dem Verbraucher wieder
                          zugeführt (Leckölstrom durch Speisepumpe ersetzen)




         Bild 3.9 : Offener und geschlossener Kreislauf für zwei Stromrichtungen
                              (Links - Rechtslauf) (Quelle: Renius)

Antriebe nach Bild 3.9 links sind grundsätzlich für Antreiben, Verzögern und Rever-
sieren geeignet (kleine Leistungen).

Grundsätzliche Vorteile von geschlossenen Systemen gegenüber offenen Kreisläu-
fen:




Anwendung: Hydraulik in Flugzeugen, mobilen Arbeitsmaschinen (Traktoren, Stra-
ßenbaumaschinen, Hebebühnen, ...).




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 57 –97



3.5   Grundlagen zur Systemtechnik von Pumpen und Hydromotoren (Ener-
      giewandler)
3.5.1 Grundlagen

Pumpe:

         •     saugt aus Tank (Saugseite) oder geschlossenes System

         •     fördert zum Auslass (Druckseite)

         •     baut den Druck im Hydrauliköl nur soweit auf, wie zur Überwindung von
               Widerständen (Hydrozylindern, Hydromotoren, Verschraubungen, Venti-
               len, Drosseln, Leitungen) erforderlich ist.
               Die Widerstände ergeben sich durch die äußere Last und mechanische
               Reibung.

Hydromotor:

         •     übernimmt eingangsseitig den Druckölstrom und wandelt ihn unter Verlus-
               ten wieder in mechanische Energie um. Diese mechanische Energie steht
               ausgangsseitig zur Verfügung.

         •     Die Drehzahl n ist abhängig von dem zugeführten Volumenstrom (Voraus-
               setzung konstantes Schluckvolumen), also n ≈ V / ∆t (V = Volumen, ∆t =
               Zeit)

         •     Das Drehmoment ist abhängig vom Betriebsdruck, also M ≈ p

         •     Viele Pumpen werden (leicht modifiziert > Wirkungsgrad besser) als Hyd-
               romotoren verwendet. (Zahnradpumpen, Axialkolbenpumpen)
               Man unterscheidet:
               - Hydromotoren für eine oder zwei Drehrichtungen
               - Hydromotoren mit konstantem Schluckvolumen
               - Hydromotoren mit veränderlichem Schluckvolumen (Wegfall Stufenge-
                  triebe)
               - Schnellläufer für pumpenübliche Drehzahlen (1000-4000 1/min)
               - Langsamläufer für erhöhtes Drehmoment (50-500 1/min, Wegfall Un-
                  tersetzungsgetriebe)
               - Hydrostatische Getriebe, Kombination aus Pumpe und Getriebe


3.5.2 Verdrängungsvolumen (häufig geometrisches Volumen), Volumenstrom
      und Leistung allgemein

Das Verdrängungsvolumen V wird häufig auch Schluckvolumen (Motor) oder Förder-
volumen / Hubvolumen (Pumpe) genannt.

Die Berechnung ist bauartabhängig (Konstant- oder Verstellpumpe) und gibt das
Schluckvolumen der Pumpe je Umdrehung an.(Beispiel siehe Bild 3.10)


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                Seite: 58 –97


                                   3
      V=2πrA                  [cm /U]            für rotierenden Verdränger
                                   3
     V=Ah                     [cm /U]            für Kolbenhub




 Bild 3.10: Verdrängungsvolumen Kolbenpumpe/-motor und Zahnradpumpe/-motor
                           und rotierender Verdränger
           (A = Kolbenquerschnitt, h = Hub, VZL =Volumen zwischen 2 Zähnen, Z = Zähnezahl)

                                                     (Quelle: Bosch)




3.5.3 Volumenstrom, Drehmoment und Leistung

Für den Volumenstrom Q gilt allgemein:


Die weiteren Betrachtungen sollen erst einmal verlustfrei durchgeführt werden.

Damit gilt für den Volumenstrom Q1 einer Pumpe und den Volumenstrom des Motors
Q2:



Es wirkt weiterhin das Drehmoment




und mit dem Verdrängungsvolumen V (hier für rotierenden Verdränger) von oben



Die Gleichung gilt für verlustlose Pumpen und Motoren gleichermaßen und führt zur
abgegebenen Leistung P




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                      Seite: 59 –97



3.5.4 Betriebsdruck von Pumpen und Unterdruck in Saugleitungen

Betriebsdruck:

Man unterscheidet folgende Druckzustände
     p1 = Betriebsdruck
     p2 = max. Druck intermittierend (Angabe absoluter und relativer Einschaltdau-
           er, ähnlich E-Maschinen)
     p3 = max. Druckspitze (kurz vor Ansprechen des Druckbegrenzungsventils)




                                            Bild 3.11: Betriebsdruck
                                                     (Quelle: Bosch)


Dabei ist davon auszugehen, dass Verdrängerpumpen keinen konstanten sondern
einen etwas schwankenden Förderstrom liefern. Dieser kann zu Druckpulsation ver-
bunden mit einer stärkeren Geräuschbildung und Beschädigung von Anlagenteilen
führen.

Bild 3.12 zeigt qualitativ den Verlauf des Förderstromes Q (Qmax, Qmin) während einer
vollen Umdrehung.

                                                                           Pulsationsfrequenz von
                                                                           Verdrängermaschinen

                                                                           Kolbenmaschinen      f = nz
                                                                           mit gerader Kolbenzahl

                                                                           Kolbenmaschinen      f = 2nz
                                                                           mit ungerader Kolbenzahl

                                                                           Zahnrad/Flügelz.     f = nz
                                                                           Mit z Zähnen/Flügeln



                       Bild 3.12: Förderstrom einer Kolbenpumpe qualitativ
                                                     (Quelle: Renius)
Unterdruck:

Saugt die Pumpe aus einer bestimmten Höhe über dem Tank an, ist ein Unterdruck
zu überwinden (abhängig von der Höhe, spez. Gewicht des Öls, Verluste in Krüm-
mern, im Filter)

Bezieht man den Unterdruck auf den Absolutdruck (z.B. 1 bar bei Flüssigkeitsober-
fläche des Tankvolumens) so ist ein Absolutdruck zwischen 0,7 und 0,8 bar zulässig.
Fällt der Absolutdruck weiter ab kann es zu Kavitationserscheinungen kommen
(saugseitig bilden sich Gasblasen, die druckseitig zerplatzen).
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 60 –97



3.5.5 Wirkungsgrade

Bei der Umwandlung von mechanischer in hydraulische Leistung und umgekehrt
entstehen Verluste, die durch Wirkungsgrade beschrieben werden.

Die Wirkungsgrade (nach Bild 3.13) sind abhängig von der Bauart, der Fertigungs-
präzision, dem Gerätealter und von verschiedenen Betriebsparametern.

Die Wirkungsgrade lassen sich durch die Wahl eines günstigen Betriebspunktes der
Hydropumpe oder des -motors optimieren (siehe auch nächste Seite Bild 3.15).




              Bild 3.13: Wirkungsgrade von Hydropumpe, -motor oder Zylinder
                                                     (Quelle: Bosch)


In einem Hydrauliksystem soll die hydr. Leistung P = p Q zur Verfügung stehen.

Der erforderliche Energielieferant, ein E- oder Verbrennungsmotor, muss dann

         PE = ME ωE / ηt,Pu

unter Berücksichtigung beider Verluste ηv ,ηhm der Pumpe ηt,Pu = ηv ηhm zur Verfü-
gung stellen.

Die am Hydromotor oder dem Hydrozylinder abzugreifende Ausgangsleistung ist jetzt
geringer als die

         innere Leistung des Hydrosystems P = p Q

und nochmals geringer als die

         Eingangsleistung von E- oder Verbrennungsmotor PE = ME ωE / ηt,Pu,

nämlich

         PA = MA ωA = ηt,Mo p Q                  für den Motor

oder PA = F v = ηt,Mo p Q                        für den Zylinder

Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                            Seite: 61 –97



                                        Kenngröße für...                    Zu beachten bei der Umrechnung

                                        ...innere und äußere Leckverluste in ... einer Drehzahl n (bzw. Ge-
Volumetrischer Wirkungsgrad ηv          Pumpen und Motoren (bei Zyl.         schwindigkeit v) in Volumenstrom Q
                                        =100%)                               und umgekehrt.

Hydraulisch-mechanischer Wir-           ... Reibungsverluste in Pumpen      ... eines Drehmomentes M (bzw.
kungsgrad η hm                          Motoren und Zylindern               einer Kraft F) in Druck p und

                                        ...die gesamten Verluste bei der
Gesamtwirkungsgrad ηt =ηv ·η hm                                             ... von mechanischer in hydrauli-
                                        Leistungsumwandlung in Pumpen,
                                                                            scher Leistung und umgekehrt.
                                        Motoren und Zylindern


                    Bild 3.14: Wirkungsgradbetrachtung für Antriebssysteme
                                                     (Quelle: Bosch)


Zu beachten ist weiterhin, dass sich der effektive Förderstrom Q einer Pumpe wie
folgt aus dem Fördervolumen V und der Antriebsdrehzahl n (E-Motor, Verbren-
nungsmotor) berechnet,




während der effektive Schluckstrom für den Motor lautet:




Vereinfacht ausgedrückt kann die Pumpe am Ausgang nicht den theoretischen Vo-
lumenstrom V n erzeugen, da in der Pumpe Verluste auftreten, während der Motor
aufgrund ähnlicher Verluste einen etwas höheren Volumenstrom benötigt um sein
mögliches Schluckvolumen voll auszunützen.

Wird durch eine Pumpe einem Hydrosystem der Volumenstrom QPu = VPu n ηv,Pu zu-
geführt, die später durch einen Hydromotor wieder in mechanische Leistung umge-
setzt wird, ergibt sich somit nicht nur ein Leistungsverlust (s.o.) sondern auch ein
Drehzahlverlust wenn das Schluckvolumen von Pumpe und Motor identisch ist. Dies
kann bei wechselnden Belastungen auch zu Drehzahlschwankungen führen. Setzt
man :




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                                 Seite: 62 –97




                                                                           Bild 3.15: Wirkungsgrade in Ab-
                                                                           hängigkeit verschiedener Be-
                                                                           triebsparameter
                                                                           η = f(p); η= f(n); η= f(V/Vmax) für Ver-
                                                                           stellpumpen; η = f (ν) ν = Viskosität; n =
                                                                           const, p = const
                                                     (Quelle: Bosch)



Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 63 –97



3.5.6 Zusammenfassung wichtiger Beziehungen für die hydraulische An-
      triebsberechnung unter Berücksichtigung von Wirkungsgraden.

Für den Volumenstrom in einem hydraulischen System gilt allgemein:

                                    (Anlehnung an Kontinuitätsgleichung)

Der Zusammenhang zwischen dem Druck p, dem Schluckvolumen V und dem Dreh-
moment gilt folgender Zusammenhang:

                              ( Anlehnung an das Pascalsche Gesetz)

Der Zusammenhang zwischen Leistung P, Druck p und Volumenstrom Q wird fol-
gend beschrieben:



Häufig werden in der Praxis Zahlenwertgleichungen verwendet, die die übliche nicht
SI Einheiten gerechte Belegung der Variablen berücksichtigt.

Die nachfolgende Berechnung zeigt dass man sich hierdurch Aufwand in der Um-
formung spart, mit dem Nachteil des Verlustes der Übersichtlichkeit. Es wird daher
empfohlen nicht mit diesen Zahlenwertgleichungen zu arbeiten (bzw. nur wenn man
genau weiß was man tut) auch wenn die erforderlichen Umformungen manchmal
beträchtlich sind, wie unten gezeigt werden kann.



         Mit p [bar] und Q [l/min]




        Bild 3.16: Zusammenstellung praktischer Formeln, hier Q = qv (Quelle Bosch)



Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                             Seite: 64 –97



3.6      Hydropumpen

3.6.1 Grundlagen, Überblick

Hydropumpen verwandeln mechanische Energie (E-Motor, Verbrennungsmotor) in
hydraulische Energie. Die Hydropumpe bildet damit das Kernstück eines hydrauli-
schen Antriebes, da bei einem Ausfall alle nachfolgenden Bauelemente (Stellglieder,
Hydromotoren, Zylinder) betroffen sind. Es werden deshalb hohe Anforderungen an
die Zuverlässigkeit (Lebensdauer > 6000 h) gestellt.

Es gibt eine Reihe von Unterscheidungsmerkmalen, nach denen man Hydropumpen
strukturieren kann. Hier soll nur hinsichtlich der Regelbarkeit nach Konstantpumpen
und Verstellpumpen differenziert werden(Bild 3.17).




                            Bild 3.17: Konstantpumpen – Verstellpumpen
   (Einordnung für drei wichtige Kriterien: Preis – Druck – Geräusch; 1 gering, 2 mittel; 3 hoch) (Quelle Bosch)



Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                         Seite: 65 –97



Bei der Auswahl einer Hydraulikpumpe werden folgende Gesichtspunkte berücksich-
tigt.

   - Leistung P und Volumenstrom Q                               - Betriebs- und Umgebungstemperatur
   - Betriebsdruck p                                             - Druckflüssigkeit
   - Drehzahlbereich bei Belastung                               - Förderstrom: Änderung, Pulsation, Ge-
   - Abmessungen                                                   räusche
   - Gewicht                                                     - Einbauvorschriften
   - Wirkungsgrad und Verlustleistung                            - Lebensdauer
     (Spaltverluste) und Wirtschaftlichkeit                      - Preis
   - Wechselnde oder gleichbleibende
     Drehrichtung

Eine typische Kennlinie für eine Konstantpumpe zeigt Bild 3.18




                 Bild 3.18: Kennlinienfeld für eine Konstantpumpe (Quelle: Renius)

Typische Betriebsdaten von Verdrängermaschinen zeigt Bild 3.19 auf der nächsten
Seite. Betriebseigenschaften werden in Bild 3.20 gegenübergestellt.


Steuerung und Regelung von hydrostatischen Antriebssystemen:

Konstant-Drucksystem:

Druckgeregelte Anlage hält Druck konstant, Mengenregelung erfolgt über Drossel >
hohe Drosselverluste (Wirkungsgrade bei ca. 65 % für Gesamtsystem).
Antrieb mehrerer Motoren durch eine Pumpe, häufig in der Servotechnik genutzt, da
hier Drosselung nur kurzzeitig (0,05-0,005 s).


Konstant-Mengensystem:

Durch Pumpensteuerung wird Druck proportional dem Drehmoment eingeregelt. Die
Drehzahl ist dann nur geringfügig vom Drehmoment abhängig (<2%). Wirkungsgrad
bei 80-85%.

Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 66 –97




             Bild 3.19: Betriebsdaten von Verdrängermaschinen (Quelle: Renius)
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 67 –97




   Bild 3.20: Betriebseigenschaften und Anwendungen von Verdrängermaschinen
                                                     (Quelle Renius)



Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 68 –97



3.6.2 Zahnradmaschine (konstantes Verdrängungsvolumen)

- Außenzahnradmaschine

         2 Zähne zur Förderung
         Spaltkompensation (hydrostatisch) zur Vermeidung von Leckverlusten
         Druckpulsationen (Zahneingriff) bei kleinen Zähnezahlen (große Zähnezahlen
         mindern die Leistungsdichte)
         Abhilfe Duopumpe mit zwei nebeneinander um eine halbe Zahnteilung ver-
         setzte durch Zwischenplatte (Abdichtung) getrennte Anordnung (saug- und
         druckseitig verbunden)




           Bild 3.21: Außenzahnradmaschinen; oben: Aufbau, Duoausführung)
                  Unten; Radialspaltdichtung, Axialdichtung (Quelle: Bosch)

- Innenzahnradmaschinen

     Ritzel 1 nimmt Innenzahnrad 2 mit (Bild 3.22, nächste Seite)
     Ölförderung in den Lücken zwischen den beiden Zahnrädern und dem Füllstück.
     Radial- und Axialspalte hydrostatisch kompensiert
     Geringere Druckpulsation aufgrund größerer Zahneingriffslänge als bei Außen-
     zahnradpumpen(Geräuschentwicklung geringer)

- Zahnringmaschinen (Gerotor) (Bild 3.22)

     innenverzahnter Außenring 1 mit 7 Zähnen
     außenverzahnter Rotor 2 mit 6 Zähnen und kardanischem Antrieb
     Abdichtung zwischen Außenring und Rotor
     Pumpen: nur mittlere bis kleine Drücke und mäßige Drehzahlen
     Motoren: überwiegender Einsatz
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                Seite: 69 –97



         Bei Vergrößerung des Kammervolumens z.B. als Motor Druckseite aktiv,
         Kammern mit Verkleinerung des Volumens schieben Flüssigkeit aus, also bei
         der Wanderung eines Zahnes des Rotors zum nächsten Zahn des Außenrings
         füllt und entleert sich die Kammer.
         Spezielles rotierendes Verteilerventil für Fluidverteilung
         Hohes Schluckvolumen bei relativ kleinem Bauvolumen auch hohe Motor-
         drehmomente
         Drücke nur bis 150 (175) bar
         Wirkungsgrade wg. Reibung und Schluckverlusten nur bis 0,8




       Bild 3.22: Innenzahnradmaschine, Zahnringmaschine, Verdrängervolumen

Berechnung von Zahnrad- und Zahnringmaschinen

       Zahnradmaschine
                      2   2
       V ≈ π b (D -d ) / 4                  bei Zahnrädern Zahn und Zahnlücke näherungsweise
                                            gleiches Volumen,
                                            b = Zahnbreite, D = Außendurchmesser Zahnrad
                                            d = Zahnfußdurchmesser Zahnrad
                          2   2
       M ≈ π p b (D -d ) / 8                p = Betriebsdruck

       Zahnringmaschine

       V = z(z+1)(Amax-Amin) b              z = Zähnezahl Innenzahnrad

       M = z(z+1)(Amax-Amin) b p / 2 π

Kennlinien


                                                  P [bar]                  Bau-
                          Bau-
                                                                           größe
                          größe




                 Q = f(n)                 P = f (n)               M = f[p]
                      Bild 3.23: Kennlinien Zahnradmaschinen qualitativ


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                              Seite: 70 –97



3.6.3 Flügelzellenmaschinen (veränderbares Verdrängungsvolumen)

Grundsätzliches für verschiedene Bauarten

         Unterteilung in    - einhubige oder mehrhubige Maschinen
                            - innere oder äußere Förderstrombeaufschlagung
                            - festes oder verstellbares Hubvolumen
         meist als Pumpe verwendet
         Drücke nur im mittleren Bereich, mäßiger Wirkungsgrad
         Gute Ölfilterung wg. anfälliger Reibungsmechanik
         Baugruppe: Rotor, radial bewegliche Flügel, exzentrischer (einhubig) oder
         doppelexzentrischer Stator (doppelhubig)
         Bei verstellbarer (variabler Volumenstrom) Pumpe zusätzlicher Einbau eines
         Ringes mit Statorwirkung; Ring wird relativ zum Rotor verstellt und damit das
         Fördervolumen
         nur sehr geringe Förderstrompulsation durch hohe Flügelzahl
         Absenkung der Leistung bei Anliegen des Arbeitsdruckes bis auf den dann
         erforderlichen Volumenstrom. Horizontale Komponente durch Druckwirkungen
         auf den Ring verschiebt Exzentrizität e gegen null > nur minimale Förderung
         bei aufrechterhalten des Druckes

- einhubige Flügelzellenmaschine                                   mehrhubige Flügelzellenmaschine
                                                Kennlinien

                                V                                       P[kW]
                                [l/min]

                                                                        Förde-
                                                                        rung

                                                                        Nullhub



                                                              p [bar]




         1 Rotor; 2 Flügel; 3 Gleitring;
         4 Stellschraube begrenzt max. Exzentrizität                Verdrängungsräume 1 u. 2 gegenüber-
         5 Saug-, 6 Druckanschluss                                  liegend
         7 Anflanschfläche für Exzentrizitätsverstel-               Sauganschlüsse 3 und 4 und
         lung (mech. o. hydraulisch)                                Druckanschlüsse 5 und 6 mit- einander
         8 Vorspannung für besonders leisen Lauf                    verbunden

             Bild 3.24: einhubige Maschine (verstellbar); mehrhubige Maschine

Berechnung (ohne Wirkungsgrade):
                                                                    k             1 einhubig; 2 mehrhubig
                      2   2
      V ≈ b [π (D -d ) / 2 – k a z (D-d)]                           D,d           Größt-, Kleinstdurchmesser
                                                                    b             Flügelbreite
                                                                    a             Flügeldicke
     M = p V / 2π = p Q / 2πn                                       z             Flügelzahl


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                      Antriebstechnik                               Seite: 71 –97



3.6.4       Axialkolbenmaschinen

Grundsätzliches für verschiedene Bauarten

         Unterscheidung nach      Schrägachsenmaschinen
                                  Schrägscheibenmaschinen (siehe unten)
                                  Taumelscheibenmaschinen
         Ungerade Kolbenzahl bevorzugen (7,9,11)
         Hohe Drücke und Leistungen
         Durch Neigungsveränderung auch Hubveränderung und damit auch Volu-
         menstromänderung

- Schrägscheibenmaschine (hat größte Bedeutung erlangt)




                                                                  Q                                              P
                                                                  [l/min]          Q
                                                                                                                 [KW]




                                                                                                Pmax
                                                                                                Pmin



                                                                                                       p [bar]


     1 Zylindertrommel       2 Kerbverzahnung                       Kennlinien (qualitativ)
     3 Antriebswelle         4 Kolben in 1 geführt
     5 Schräg liegende Scheibe                                                 n = 2000 1/min
     6 Gleitschuhe
                                                                               n = 1500 1/min
     7 Steuerplatte (fest) mit Schlitzen für Saug
       und Druckanschlüssen


                        Bild 3.25 Schrägscheibenmaschine, Kennlinien

Berechnung (ohne Wirkungsgrade):
                2
     V = π d D tanα z oder                                   D        Teilkreisdurchmesser der Kolben
     V = Vmax tanα / tanαmax                                 h        Kolbenhub (OT –UT)
                                                             d        Kolbendurchmesser
     Q=Vnz                                                   α        Neigung der Schrägscheibe
                                                             n        Drehzahl
                                                             V        Verdrängungsvolumen
     M=pV
     P=pQ                                                    z        Kolbenzahl



Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 72 –97



3.6.5 Weitere Bauarten

Auf eine weitere Behandlung von Maschinen (Pumpe, Motor) wird an dieser Stelle
verzichtet und auf die Literatur verwiesen. Bild 3.26 zeigt einen abschließenden Ü-
berblick.




                                   Bild 3.26: Überblick Energiewandler


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                     Seite: 73 –97



3.7 Schwenkmotoren

         Einsatz für begrenzte Drehbewegungen bzw. –winkel
         Wechselnde Drehrichtung
         Unterschiedliche Bauarten für kombinierte Bewegungen
         z.B. Dreh und Hubbewegung gleichzeitig oder
         Zuerst Hubbewegung mit anschließender Drehbewegung oder
         Drehbewegung mit anschließender Hubbewegung
         Endlagendämpfung integrierbar
         Drehmoment ≈ Druck Hydrauliköl




                                                                           M
                                                                           [Nm]   n ↑




                                                                                            p [bar]

         Bild 3.27: Schwenkmotor für gleichzeitige Hub- und Schwenkbewegung
                         Rechts: Kennlinie qualitativ(Quelle Voss)




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                        Seite: 74 –97



3.8      Hydrostatische Getriebe

         Hier bilden Hydropumpe und –motor eine Baueinheit > kleine kompakte Bau-
         größe
         Statischer Öldruck des Ölstroms der Pumpe wird zur Leistungsübertragung
         auf den Hydromotor genutzt.

         Stufenlose Einstellung durch Veränderung des Fördervolumens der Pumpe
         oder des Schluckvolumens des Motors (auch beides gleichzeitig für sehr fein-
         fühlige Verstellung > erst QP bis max. dann QM bis gewünschten Betriebszu-
         stand senken)

         Pumpe verstellbar > Primärverstellung (Schluckvolumen Motor = konst)
         PM und nM steigt mit QP ( Index P = Pumpe, M = Motor)

         Motor verstellbar > Sekundärverstellung (Fördervolumen Pumpe = konst)
         Wenn p = konst, QP = konst ist auf PM = konst während MM sinkt
         Wirkungsgrad bei max 60 -85%
         Ausführungsformen (Flügelzellengetriebe > gleichförmiger Antrieb von Förder-
         und Werkzeugmaschinen; Kolbengetriebe)




                                                                       Pumpen-   Motorenverstellung

                                                       Förder-
                                                       strom                          MM
                                                       Schluck-                       PM
                                                       volumen



                                                                                           Druck p




                                                                                              Drehzahl




                                   Bild 3.28: Hydrostatisches Getriebe
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                                   Seite: 75 –97



3.9      Hydrodynamische Getriebe

Hydrodynamische Getriebe verwenden als Pumpe Strömungsmaschinen (z.B. Krei-
selpumpe...) und als Hydromotoren Turbinen (Flüssigkeitsturbinen).

Diese Getriebeform erzeugt in der Kreiselpumpe (Primärteil) eine Fördermenge mit
einer wachsenden kinetischen Energie auf dem Weg zu einem größeren Radius.
Beim Eintritt in die Turbine (Sekundärteil ) und auf dem Weg zu kleiner werdendem
Radius wird diese kinetische Energie wieder abgegeben und als Rotationsenergie
der Turbinenwelle zur Verfügung gestellt.(siehe auch Bild 3.28)

Allgemeine Vorteile

       - geringe Fähigkeit im Leerlauf Drehmomente zu übertragen kommt einem
         Auskuppeln gleich (Verbrennungsmotoren).
       - automatische Wahl der optimalen Geschwindigkeit (Drehzahl) wird eine ma-
         ximale Auslastung des Antriebsmotors (E-Motor, Verbrennungsmotor) bei al-
         len Lasten erreicht (Hebezeuge, Förderzeugantriebe).

Man unterscheidet:

           Drehzahlwandler: Flüssigkeitskupplungen, Strömungskupplungen, Schlupf-
           kupplungen

           Drehmomentwandler: hydrodynamische Wandler, Strömungsgetriebe, auto-
           matische Getriebe


3.9.1 Drehzahlwandler (Beispiel Flüssigkeitskupplung)




               Bild 3.29: Flüssigkeitskupplung – Kräfte am Flüssigkeitsteilchen
                  (auch genannt hydraulische Kupplung, Schlupfkupplung; Drehzahlwandler, Quelle: Krist)


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 76 –97



Das Gehäuse des Drehzahlwandlers muss nicht auf einem festen Rahmen abge-
stützt werden, da das Eingangsdrehmoment Me gleich dem Ausgangsdrehmoment
Ma (Me = Ma = M) ist (e = Eingang, Pumpenseite; a = Ausgang, Turbinenseite). Es
tritt ein Leistungsverlust auf, der sich durch die Drehzahldifferenz ne > na erklären
lässt.

Damit kann ein Schlupf s wie folgt beschrieben werden:

         s = 100 (1- na / ne )            [%]

Im Nennbetrieb wird ein Schlupf s ≈ 3 % angestrebt.

Die Verlustleistung bestimmt sich demnach zu:

         Pv = 2 π (ne - na) M

Diese Wärme muss über die Ölflüssigkeit und die Oberfläche des Wandlers abge-
führt werden.

und der Wirkungsgrad zu

         η = Pa / Pe = ne M - (ne - na) M / ne M = na / ne

Vermindert man die Flüssigkeitsfüllung so führt dies bei konstantem Schlupf zu ei-
nem niedrigerem Abtriebsmoment, bzw. bei konstantem gefordertem Abtriebsmo-
ment zu einem größeren Schlupf und hat damit eine kleinere Abtriebsdrehzahl zur
Folge.

Anwendung:

Anfahrkupplung in Verbindung mit E-Motoren oder Dieselmotoren. Lastfreies Anfah-
ren des Motors durch spezielle „Rückhaltekammer“ (3 im Bild 3.30) in der Turbo-
kupplung von Voith führt zu verzögertem Hochlauf der Turbine durch die verringerte
Ölfüllung. Mit steigender Drehzahl gelangt Öl durch Düsen in den eigentlichen Kreis-
lauf und das übertragbare Drehmoment kann steigen. Durch die Anpassung des Dü-
senquerschnitts kann die Anlaufzeit der Kupplung bei der Auslegung beeinflusst
werden.




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik           Seite: 77 –97




                                   Bild 3.30: Turbokupplung (Quelle Voith),


3.9.2 Drehmomentwandler

Während eine Flüssigkeitskupplung ein Drehmoment überträgt und dabei eine Dreh-
zahlwandlung ermöglicht, bietet ein Drehmomentwandler den Vorteil einer Drehmo-
mentsteigerung bei fallender Drehzahl. Lässt man Verluste unberücksichtigt gilt:

         ne Me = na Ma und damit Pe = Pa

Drehmomentwandler sind ähnlich wie Drehzahlwandler aufgebaut, verfügen aber
zusätzlich über ein Leitschaufelkranz der den Ölstrom aus der Turbine in eine be-
stimmte Richtung lenkt . Die Richtungsänderung bewirkt eine Steigerung der Um-
fangskraft des Turbinenrades. Die Höhe dieser Umfangskraft wird durch die Form,
den Winkel und die Stellung der Schaufeln beeinflusst. Durch Hintereinanderschal-
tung entstehen ein-, zwei oder dreistufige Drehmomentwandler




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik         Seite: 78 –97




       Bild 3.31: Drehmomentwandler (einstufiges Flüssigkeitsgetriebe), Quelle: Krist




                              Bild 3.32: Drehmomentwandler (Quelle Voith)
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                     Seite: 79 –97



3.10 Hydrozylinder

         Nutzt hydraulische Energie zur Erzeugung einer geradlinigen Bewegung
         Einfache Konstruktion
         Hohe Kräfte bei kleinen Abmessungen aber auch kleinen Geschwindigkeiten
         Reversierend mit unterschiedlichen Kräften und Geschwindigkeiten
         Einspannung des Zylinders wirkt wie Bremse
         Mit Ventilen schnell umsteuerbar
         Räumliche Trennung von Hydrozylinder und Pumpe erlaubt große konstrukti-
         ve Freiheiten
         Vielfältige Befestigungsmöglichkeiten (eingespannt, gelenkig) erlauben hohe
         konstruktive Freiheiten

Man unterscheidet zwischen:

         Einfachwirkendem Zylinder                           Doppelwirkendem Zylinder
         Kolbenfläche wird beaufschlagt                      Kolben oder Kolbenringfläche beauf-
                                                             schlagt
         Rückstellung z.B. durch                             Beide Bewegungsrichtungen unter Kraft
         Gewicht / Feder

und      Teleskopzylindern (mehrere Zylinder fahren ineinander)

Um ein zu hartes aufschlagen des Kolbens in den Endstellungen zu vermeiden, wird
ab einer bestimmten Stellung das Öl im verbleibenden Zylinderraum geschickt über
eine Drossel (kleine Bohrung) abgeführt. Öldruck steigt und damit wird ein Teil des
Ölstromes über das dann geöffnete Rückschlagventil der Pumpe in den Tank geför-
dert (sog. Endlagendämpfung).


3.10.1 Einfach- und doppeltwirkende Zylinder

Kostengünstige einfachwirkende Zylinder werden als Plungerzyinder (ohne Kolben-
fläche, Kolbenstange wird beaufschlagt) ausgeführt. Geringere Reibungsverluste als
andere Zylinder, optimal für kurze Hubwege, längere Zylinder nur für vertikalen Ein-
bau oder mit geführter Kolbenspitze wg. sonst zu hoher Kippmomente.




            1 Zylinder innen unbearbeitet                 2 Kolbenstange     3 großer Spalt

                                          Bild 3.33: Plungerzylinder
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                             Seite: 80 –97



Am häufigsten werden doppeltwirkende Zylinder eingesetzt. Aus diesem Grund sol-
len diese hier weiter erläutert werden.

Man unterscheidet: Differentialzylinder und Gleichgangzylinder

- Differentialzylinder

       einseitige Kolbenstange führt zu unterschiedlicher beaufschlagter Kolbenfläche
       > zwei Kräfte
       und zu unterschiedlichen Geschwindigkeiten (2 Volumina)




                     1    Zylinderrohr                                     6  Mutter
                     2    Kolbenstange                                     7  Abstreifer
                     3    Deckel mit Führung                               8  Kolbendichtung
                     4    Kolben                                           9  Stangendichtung
                     5    Kolbenscheibe                                    10 O-Ring wie 11

                  Bild 3.34 Aufbau eines Hydrozylinders (Differentialzylinder)

Berechnung (ohne Verluste):

Ausfahren des Kolbens:


FK max Kolbenstangenkraft
                                                                   AK Kolbenfläche
                                                                   vH Kolbenhubgeschwindigkeit


Einfahren des Kolbens

FKR Kolbenstangenkraft für Rückhub
                                                                   AKR Restkolbenfläche
                                                                   VRH Kolbenrückhubgeschwindigkeit




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                            Seite: 81 –97



Lässt man den Druck und den Volumenstrom für Hub und Rückhub gleich, so ergibt
sich:




Diese Zusammenhänge lassen sich z.B. für den Rückhub mit Eilgeschwindigkeit un-
ter verminderter Last nutzen. So kann man z.B. beim Rückhub das verdrängte Ölvo-
lumen (∆Q) der Druckleitung zuführen um die Geschwindigkeit zu erhöhen. Es gilt:




Der Vorgang lässt sich durch ein Wegeventil für beide Richtungen schalten, wenn
z.B. ein schnelles Ranfahren an ein Werkstück gewünscht wird, um dann auf niedri-
gere Geschwindigkeit (und höhere Kraft) aber gleicher Richtung umzuschalten.


- Gleichgangzylinder oder Gleichlaufzylinder

Hier handelt es sich um einen Hydrozylinder mit Kolbenstangen auf beiden Seiten

Lässt man den Druck und den Volumenstrom für Hub und Rückhub gleich, so gilt:




3.10.2 Teleskopzylinder

Einsatz:              begrenzte Einbauhöhe
                      großer Hub

Man unterscheidet hinsichtlich der Bauform zwischen einfachen Teleskopzylindern
und Gleichlauf-Teleskopzylindern.

- Einfacher Teleskopzylinder:

Zuerst fährt Zylinder mit der größten Fläche bis zum Anschlag aus, dann Zylinder mit
der nächst kleineren Fläche usw.

Bleibt die äußere Kraft F = konst und der Volumenstrom Q = konst so ergeben sich
folgende Drücke

                      pi = F / Ai                            i = jeweiliger Zylinder 1,2...n




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik            Seite: 82 –97




      Bild 3.35: einfacher Teleskopzylinder – doppelt wirkend, dreistufig (Quelle: Storz)


gilt A1 > A2 > .... so berechnet sich die Geschwindigkeit zu




und damit



Nachteile:




- Gleichlauf-Teleskopzylinder

Ausfahren der Zylinder ohne Geschwindigkeits- und Druckstöße




                                                                           VK-Stange


Bild 3.36: Gleichlauf-Teleskopzylinder – vier Kolben (Quelle: Grollius)


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik             Seite: 83 –97



Grundsätzlich sind die Zylinderringräume der größeren Zylinder mit den Zylinderräu-
men des angrenzenden kleinern Zylinders verbunden. Rückschlagventile verhindern
Rückfluss aus nächst kleinerem Kolben, da dort wegen F = konst der Druck höher
ist.


                      A´i > A i+1                            (z.B. A´1 > A 2)


Ausgangspunkt: Zylinder und Zylinderringräume sind mit Öl gefüllt

Fördert die Pumpe nun Öl so bewegt sich der Kolben 1 mit der Geschwindigkeit




Es strömt nun ein Ölstrom Q`1aus der Zylinderringfläche A´1 > A 2 (andere adäquat).

Überlagert man die Geschwindigkeiten vektoriell (Führungs- und Relativbewegun-
gen), so erhält man:




Die Geschwindigkeiten ergeben sich nach dem Kontinuitätsansatz


                      .


Durch Einsetzen und Auflösen lässt sich folgende Beziehung herleiten:




Setzt man z.B.




Erhält man




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 84 –97



4. Pneumatische Antriebstechnik

Betrachtet man in erster Linie Pneumatikzylinder und Pneumatikmotoren, so lässt
sich bezüglich des prinzipiellen Aufbaus dieser Bauelemente eine große Ähnlichkeit
zu Hydraulikaktoren feststellen. Hinsichtlich der Eigenschaften pneumatisch betrie-
bener Aktoren ergeben sich erhebliche Unterschiede zu hydraulischen Varianten.


4.1 Grundlagen

4.1.1 Leistungsmerkmale (im Vergleich mit konkurrierenden Antriebsprinzi-
     pien)




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 85 –97



4.1.2 Nachteile / Wirtschaftlichkeit / Kosten

Nachteile beim Einsatz pneumatischer Antriebstechniken




Die Wirtschaftlichkeit pneumatischer Aktoren wird im wesentlichen von drei Anlagen-
teilen bestimmt:

•        Drucklufterzeuger (Kompressoren, Kolbenkompressoren mit geringster Le-
         ckage)

•        Leitungssystem (Dichtigkeit)

•        Aktor (Zylinder, Motor)


Pauschale Werte (Stand 2003):

•        0,02 €/m³ bei einfachen Anlagen bis 60 m³/h

•        0,01 €/m³ bei geregelten Anlagen mit Wärmerückgewinnung um 4000m³/h



4.1.3 Anwendungsgebiete

Handhabungstechnik:

         Spannen, Verschieben, Positionieren, Orientieren von Werkstücken
         Verzweigen eines Materialflusses ...

Allgemeine Einsatzgebiete:

         Verpacken, Befüllen, Dosieren, Verriegeln, Öffnen und Schließen von Türen,
         Werkstückhandling, Materialtransport ... (vor allem alle explosionsgeschützten
         Bereiche oder Bereiche mit hohen Magnetfeldern)




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                             Seite: 86 –97



4.2 Grundsätzlicher Aufbau eines pneumatischen Antriebssystems

Der Aufbau pneumatischer Antriebssysteme ist dem Aufbau hydraulischer Systeme
sehr ähnlich.

Folgende Elemente kommen zum Einsatz:                                      Beispiele (nicht vollständig)

• Versorgungselemente
      Verdichter
      Druckquelle
      Druckspeicher



•        Wartungselemete
         Filter
         Wasserabscheider
         Öler
         Druckbegrenzungs-/regelvetil



•        Wegeventile



•        Rückschlagventil



•        Drosselventile


                                                       Bild 4.1: Symbole von Pneumatikelementen

Bezeichnungen in pneumatischen Systemen




Tab. 4.1: Bezeichnungen für Arbeits- und Steuerleitungen (DIN ISO 5599-3)

Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 87 –97




            Bild 4.2: Aktoren - oben; Lineare Arbeitselemente – unten; Motoren
                                                     (Quelle: Festo)



Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 88 –97



Beispiel für einen Pneumatikkreis mit einem Aktor und verschiedenen Stell- /Signal-
/Versorgung-/ Wartungselementen




Bild 4.3: Schaltplan für Ansteuerung eines Aktors - wahlweise mit Taster und Pedal

Forderung:

•      Doppeltwirkender Zylinder soll nach kurzzeitiger Betätigung eines Taster oder
       eines Pedals ausfahren
•      Nachdem eine Endstellung erreicht wurde soll der Zylinder abluftgedrosselt
       wieder in die Ausgangsstellung zurückfahren doppeltwirkender Zylinder soll
       nach kurzzeitiger Betätigung eines Taster oder eines Pedals ausfahren

Eigenschaften:




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                           Seite: 89 –97



4.3 Druckluftmotoren

Bauarten:

•     Lamellenmotor

•     Kolbenmotor (radial / axial)

•     Zahnradmotor (Gerad- / Schräg- / Pfeilverzahnung)

•     Turbine (radiale, axiale, tangentiale Anströmung)

                                                                                              Dynamische
Typ                                                    Verdrängungsmotoren
                                                                                               Motoren
Eigenschaft                               Sternmotor       Lamellenmotor Zahnradmt.        Turbinenmotor




Konstruktionsprinzip




Max. Betriebsdruck Pe, bar               10                    8           10            8
Leistung, KW                             1,5 bis 30           0,1 bis 18   0,5 bis 5     0,01 bis 100
                    -1
Max. Drehzahl, min                       6000                 30 000       15 000        120 000
Spezifischer Luftverbrauch, l/kJ         15 bis 23            20 bis 50    30 bis 50     10 bis 60
Max. Expansionsverhältnis                1:2                  1:1,6        1:1           -
Anzahl der Zylinder oder
Arbeitsräume je Umdrehung                4 bis 6              2 bis 10     10 bis 25     einstufig
Drehmomentschwankung
während einer Umdrehung
in % des mittleren Wertes                30 bis 15        60 bis 2         20 bis 10     -
Abdichtung                               Kolbenring/      Spalt            Spalt         Spalt
                                         Ventilspiel
Schmierung                               Sumpf und/oder Arbeitsluft        Arbeitsluft   nur Lager-
                                         über Arbeitsluft                                schmierung
Max. innere, relative
Geschwindigkeit, m/s                     25                   30           30            70


                 Bild 4.4: Übersicht typischer Druckluftmotoren (Quelle: Schwarz)


4.3.1 Lamellenmotor

•     kompakteste Bauform, häufigst eingesetzter Motortyp, Leistung 100 W –15 kW

•     durch mehrstufige oder mehrere Getriebe hintereinander niedrige Drehzahlen
      möglich (200 1/min)

•     nur wenige Bauteile

•     exzentrische Lagerung des Rotors, sichelförmiger Freiraum, Kammern durch
      Lamellen gegeneinander abgedichtet (Dichtung über Fliehkraft und Druckluft)
Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 90 –97



•    einströmende Druckluft bewirkt Kraft in Richtung zunehmender Lamellenfläche
     (Druckentspannung)
•    Drehzahl begrenzt durch Lamellenverschleiß (hohe Drehzahlen > hohe Flieh-
     kraftwirkung, Abnutzung ~ Gleitgeschwindigkeit v³)
•    hohe Lamellenzahl besseres Startverhalten bei höherer Reibung
•    hochtourige Motoren länger und mit dünneren Lamellen bestückt
•    Drosseln im Einlauf und Auslauf zur Leerlaufbegrenzung




              1 Zylinder 3Lagerdeckel             5 Einlaß 7 Bohrungen
              2 Rotor        4 Lamellen                6 Auslaß




Bild 4.5:
oben; Aufbau / Wirkungsweise des
Lamellenmotors [Quelle: Ruppelt]
unten; kleiner Druckluft-Lamellenmotor
mit Planetengetriebe (180 W)
3 D Darstellung [Quelle: Schwarz]




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                 Seite: 91 –97



4.3.2 Kolbenmotor

•    Radial- und Axialausführung mit innerer Entspannung der Druckluft
     spezifischer Luftverbrauch zwischen 60 -90 m³ /kWh

•    Radialkolbenmotor: Kolbenkraft wirkt auf Pleuel und Kurbelwelle
     4-6 Zylinder (Ungleichförmigkeitsgrad und Anlauf besser mit höherer Zylinder-
     zahl) bis 25 kW

•    Axialkolbenmotor mit symmetrisch zur Motorachse angeordneten Zylindern
     Kolbenkraft wirkt über Kolbenstangen auf eine Taumelscheibe. Taumelscheibe
     steht schräg zur Motorachse und überträgt Kolbenkraft auf Motorwelle
     meist 5 Kolben, bis 5 kW

•    Axialkolbenmotor mit kleinerer Bauweise und hohem Drehmoment

•    Einsatz bei niedrigen Drehzahlen und hohen Drehmomenten Mmax = 2 MN
     da geringste Leckageverluste durch Kolbendichtungsringe

•    Kolbenmotoren werden zunehmend durch Lamellenmotoren verdrängt

                                                                           1     Kolben im oberen
                                                                               Todpunkt
                                                                           2     Druckluft strömt
                                                                               über Steuerschie-
                                                                               ber in Zylinder
                                                                           3     Steuerschieber
                                                                               verteilt Druckluft
                                                                               und Abluft
                                                                               Steuerschieber ro-
                                                                               tiert mit der Kur-
                                                                               belwelle synchron
                                                                               mit
                                                                           4     Entspannte Luft
                                                                               strömt über
                                                                               Auslasskanal
                                                                           5     und Überströmka-
                                                                               nal im unteren
                                                                               Todpunkt aus




                Bild 4.6: Radialkolbenmotor (oben); Axialkolbenmotor (unten)
                                                (Quelle: Ruppelt, Festo)



Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                                 Seite: 92 –97



4.3.3 Zahnradmotor

•    Ausführung in Gerad- / Schräg- / oder Pfeilverzahnung

•    keine Ausnutzung der Expansion der Luft bei Geradverzahnung (Zahnlückenvo-
     lumen bleibt bei Drehung konstant), daher nur Strömungsvolumen der Luft ge-
     nutzt (hoher spezifischer Luftverbrauch z.B. 65 m³ /kWh bei 4 bar).

•    Bei Schrägverzahnung und Pfeilverzahnung begrenzte Nutzung der Volumen-
     vergrößerung der Zahnlücken und damit geringfügig niedriger Luftverbrauch

•    Leckageverluste höher als bei Lamellen- oder Kolbenmotor

•    Drehrichtungsumkehr außer bei Pfeilverzahnung

•    Einsatz im Bergbau und Schwerindustrie (Druckluftanlasser für Dieselmotoren)




                                                                           1 u. 2 Zahnflanken
                                                                           3 u. 4 kämmende Flanken

                                                                           Drehmomentenüberschuss da
                                                                           Zahnflanken 3 und 4 nur mit hal-
                                                                           bem Profil, 1 u. 2. mit vollem Profil
                                                                           beaufschlagt werden




                              Bild 4.7: oben; Zahnradmotor (Quelle: Ruppelt)


4.3.4 Turbinenmotor

•    Ausführung als Radial, Axial und Tangentialturbinen

•    Turbine nutzt nur die Strömungsenergie der Luft 60 – 200 m³ / kWh

•    nur niedrige Leistungen (bis 500W) aber höchste Drehzahlen bis 300000 1/min

•    bestes Leistungsgewicht aber begrenzte Anwendung da hohe Drehzahlen un-
     praktikabel (kein Getriebeeinsatz mehr möglich)

•    Einsatz bei Zahnbohrern oder Hochgeschwindigkeitsschleifern (alternativlos)

•    kein Anlauf gegen Last



Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 93 –97



•    Anwendung begrenzt; hohe Drehzahlen bei kleinen Momenten. Starke Dreh-
     zahlabhängigkeit vom geforderten Moment




                         Bild 4.8: Turbinenmotor: oben; Bauarten – unten
                                              (Quelle: Ruppelt, Schwarz)




4.3.5 Sonstige Bauarten

     nicht weiter erwähnt z.B.

     • Drehzylinder (siehe Bild 4.12)
     • Schwenkmotoren (siehe Hydraulik)




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik                            Seite: 94 –97



4.3.6 Leistungsbereiche / Kennlinien

•    Motormoment sinkt mit steigender Drehzahl nahezu linear

•    Unterschiede im Anlaufverhalten gegen Last

•    nutzbarer Drehzahlbereich unterschiedlich

•    unterschiedlicher spezifischer Luftverbrauch




                                                                           ← Bild 4.9:
                                                                           Druckluftmotoren und
                                                                           ihre Leistungsbereiche
                                                                           (Quelle: Ruppelt)




                                                                           ↓ Bild 4.10:
                                                                           Kennlinie eines ungere-
                                                                           gelten (links) und gere-
                                                                           gelten (rechts)
                                                                           Druckluftlamellenmotors
                                                                           (Quelle: Ruppelt)




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik        Seite: 95 –97



•    Drehmoment nimmt mit fallender Drehzahl nahezu linear zu

•    bei Drehzahl 0 Stillstands- bzw. Abwürgmoment (=2 MN – Leckstromverlust)

•    instabiler Bereich bis 15 % der maximalen Drehzahl mit starken Drehmoment
     und Drehzahlschwankungen (z.B. Dichtungsprobleme der Lamellen)

•    im Leerlauf doppelte Nenndrehzahl, Begrenzung z.B. über Fliehkraftregler die
     die Luftzufuhr einschränken


4.4 Zylinder

4.4.1 Einfachwirkende Zylinder

     Funktion wie Hydraulikzylinder: Arbeit nur in eine Richtung, Rückhub mit Feder
     oder äußerer Last ( begrenzte Baulänge < 80 mm)




               Bild 4.11: Einfachwirkender Zylinder - Membranzylinder (links)
                              Doppeltwirkender Zylinder (rechts)

4.4.2 Doppeltwirkender Zylinder

     Funktion wie Hydraulikzylinder: Arbeit in beide Richtungen, Rückhub durch ver-
     tauschen der Druckanschlüsse mittels Wegeventil und Druckablass (Entlüftung)
     des jeweilig nicht druckbeaufschlagten Anschlusses über einen Schalldämpfer.

     Länge des Kolbens begrenzt durch Knickgefahr der Kolbenstange

     Kräfte auf Kolbenseite größer als auf Kolbenstangenseite bei Druckbeaufschla-
     gung
     Geschwindigkeiten verhalten sich umgekehrt (wie Hydraulik)




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik           Seite: 96 –97



Doppeltwirkender Zylinder (mit Kolbenstange)




Doppeltwirkender Zylinder
mit Endlagendämpfung




Tandemzylinder
für nahezu doppelte Kraft




Gleichgangzylinder
für besseres Führungsverhalten
des Kolbens




Schlagzylinder
Kinetische Energie wird auf den Kolben
übertragen wenn sich die Kammer A
im Kolbenraum entspannen kann (<10 m/s)




Drehzylinder
Kolbenstange mit Zahnprofil treibt Zahnrad
Für Drehbereiche bis 360° und 150 Nm



                                Bild 4.12: Zylinderbauarten (Quelle: Festo)


Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]
               FH Hannover
             Prof. Dr. H. Stahl                     Antriebstechnik             Seite: 97 –97



4.4.3 Kolbenstangenlose Zylinder –Linearantriebe

Band- oder Seilzugzylinder

Schlitten über Band oder Seil
Mit Kolben verbunden
Keine Knickgefahr
Kleine Einbaulänge möglich
Große Hublängen (<10m)
Dichtungen für Banddurchführung




Dichtbandzylinder

Zylinderrohr oder Profil geschlitzt
Schlitten mit Kolben fest verbunden (Schlitz)
Abdichtung von der Innenseite mit Stahl-
oder Kunststoffband, von der Außenseite
gegen Schmutz
Im Bereich der Verbindung Kolben Schlitten
werden Dichtungen umgelenkt




Zylinder mit magnetischer Kupplung

Doppeltwirkender pneumatischer Linearantrieb
Zylinder, Kolben, beweglicher Außenläufer
Kolben und beweglicher Außenläufer mit
Permanentmagneten kraftschlüssig gekoppelt
Vorteil gegenüber oben: keine Leckverluste




                        Bild 4.13: Kolbenstangenlose Zylinder (Quelle: Festo)




Ausschließlich für den Gebrauch in Lehrveranstaltungen bestimmt [9/2005]

								
To top