Bombentrichter
Archiv => 3./4. Semester => Belege 3./4. Semester => Topic started by: dizZzl on April 04, 2011, 01:37:55 pm
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ich hab gedacht ich werd schonmal den fred erstellen, so sehr lang wirds ja nicht mehr dauern, bis man sich mal damit beschäftigen müsste...
zum einen mal die aufgabe (http://www.me.tu-dresden.de/lehre/maschel/pdf/Beleg-Sicherheitskupplung2011.pdf)
und hier noch nen link zu nem früheren beleg (http://bombentrichter.de/showthread.php?t=16556), vllt könnte es an der ein oder andren stelle helfen..
grüße
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moin moin,
wie macht ihr das denn mit der kapselung? wenn man das ganze so ausführt, dass die gesamte innerei nach außen hin flüssigkeitstechnisch abgeriegelt ist, ergibt sich spätestens mit der forderung der einstellbarkeit in meinen augen ein prolem. ich brauche doch ein vernünftig axial verschiebbares teil, das dann auf meine federn drückt. das ginge ja mit der kapselung noch mit o-ringen, da wir aber irgendwie lager verbauen müssen stehe ich ein bisschen wie ochse vorm berg. am innenring eines lagers kann ich doch kein dichtendes element verbauen, was gleichzeitig eine axiale verschiebbarkeit zulässt
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ich verstehe garnicht wo da nen Lager hinsoll. macht für mich auch keinen sinn, was soll ich denn da lagern? ich will ja schließlich nen Drehmoment übertragen Oo
Soweit ich weiß machen Lager das gerade nicht ^^
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Du musst aber eine Verbindung zwischen der Nabe und dem Außenteil haben. Und weil sich diese beiden Teile gegeneinander verdrehen können, wenn die Kupplung rutscht, müssen da Lager hin.
Mit Kapselung ist gemeint, dass das ganze ein Gehäuse haben soll (z.B. Schutz gegen Dreck und Verletzungsgefahr). Ich glaube nicht, dass das Gehäuse öldicht sein muss, denn Du hast gekapselte Lager und die Lamellen laufen trocken. Ergo ist kein Fett oder Öl da, das gedichtet werden muss.
Im Anhang ein Entwurf, den Herr Kupfer heute "abgesegnet" hat.
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ja gut woanders können die Lager nicht hin is richtig... aber ich hab schon einige Kupplungen gesehn die da keine Lager hatten... und auch gekapselt waren( hier irgendne Übung aus Maschinenelemente z.B.). Naja aber schön das du dir die Mühe gemacht hast :)
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@aviator: und was is wenn du das Rutschmoment verstellst und die Federn um, sagen wir, 1mm zusammendrückst? dann löst sich die Verbindung von Außenring und Druckplatte bei deinem rechten Lager..
die Lagerung kann an dieser Stelle "eher" schlecht realisiert werden..
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@aviator: und was is wenn du das Rutschmoment verstellst und die Federn um, sagen wir, 1mm zusammendrückst? dann löst sich die Verbindung von Außenring und Druckplatte bei deinem rechten Lager..
die Lagerung kann an dieser Stelle "eher" schlecht realisiert werden..
Warum? Der Innenring des Loslagers rechts ist durch Absatz und Sicherungsring fixiert. Der Außenring ist im Loch des Schraubdeckels verschiebbar und hat mit der Lamelle, die links am Deckel anliegt, nichts zu tun. Schraubt man den Deckel maximal rein, ist der Außenring mit der äußeren Stirnfläche des Schraubdeckels etwa bündig.
@Axl101:
Wie Herr Kupfer bereits selbst zugegeben hat, sind die Lager im Prinzip relativ überflüssig, denn eine Bewegug tritt ja nur im (seltenen) Rutschfall auf. Eine geeignete Passung hätte es auch getan. Die Aufgabenstellung erfordert es aber nunmal, um uns etwas zu ärgern.
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Weiß zufällig jemand wie man auf den Wellendurchmesser kommt? Steh da grad ziemlich aufm Schlauch ^^ Oder bestimmt man einfach einen?
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Weiß zufällig jemand wie man auf den Wellendurchmesser kommt? Steh da grad ziemlich aufm Schlauch ^^ Oder bestimmt man einfach einen?
Ich hab da erst mal die Berechnungsformeln für die Passfederverbindung und die Festigkeit der Welle ins MathCAD gehackt und dann zunächst einen Durchmesser geschätzt. Aus einer DIN entnimmst Du dann die Maße der zugehörigen Passfeder. Deren Länge bestimmst Du mit ca. 1,4*D(welle). Alles eingetippt und die Sicherheiten an der Wellen- und Nabennut, sowie der Welle selbst (konst. Torsion) ausgerechnet.
Dann sieht man, ob die Werte brauchbar sind, oder ob man noch ein bischen rumprobieren muss. Nicht wundern, dass die Sicherheit der Welle extrem hoch sein wird, denn die Schwachstelle ist die Nabennut (sofern sie den selben Werkstoff hat, wie die Welle).
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Jetzt hab ich selbst noch eine Frage:
Gestern hab ich die Schraubverbindung zwischen meinem Gehäuseboden und dem Gehäusemantel ausgerechnet. Es wurden 6 M10-Schrauben.
Bzgl. des Ersatzquerschnittes für die geklemmten Teile (Deckel) besteht das Problem, dass das Maß in radialer Richtung (Ringform) so klein ist, dass Fall b) des Rötscherkegels entsteht, in tangentialer Richtung allerdings ergäbe sich Fall c). Ich hab jetzt mit Fall b gerechnet, weil der Kegel ja zumindest in radialer Richtung nicht vollständig ist.
Kann man das so machen, oder ist Gemäcker zu erwarten?
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zu der geposteten zeichnung:
ich glaube deine federn sind noch nicht optimal geführt. Die hülse längerziehen oder ggf. einen dorn benutzen, wäre mein vorschlag. herr senf meinte, dass der großteil der feder in der hülse stecken sollte (sofern man eine verwendet) und nicht nur die ersten 5-8 mm.
ferner würde ich noch einen flansch egänzen, an den du den abtrieb fixieren kannst.
danke, dass du die skizze hochgeladen hast =)
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zu der geposteten zeichnung:
ich glaube deine federn sind noch nicht optimal geführt. (...)
danke, dass du die skizze hochgeladen hast =)
Als Flansch dient der Gehäuseboden. In diesem befinden sich zwischen den versenkten Schrauben für den Mantel noch Gewindelöcher für den Abtrieb. Das war auf der Skizze glaube ich nicht zu sehen.
Bzgl. der Federn habe bewusst darauf geachtet, dass sie nicht ausknickgefährdet sind. In der Tabelle DIN ... im Heft sind die schlanken Federn mit einem * gekennzeichnet. Auch die nächstlängere ist noch sternfrei. Also sollte es da keine Probleme geben. Meine Federn sind 10 im Durchmesser und 18 in der Länge ungestaucht mit 1,6mm Drahtdicke.
Die Löcher in meinen beiden Ringen an den Federenden dienen nur der Positionierung.
PS: Ich sehe gerade, dass der zweite Positionierring zwischen dem rechten Ende der Federn und der letzen Lamelle auf der Zeichnung noch nicht drauf ist. Der verhindert, dass die Federn bei wenig Spannung und hoher Drehzahl nach außen wegkippen.
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Hi,
hat sich zufällig schon jemand mit der Rutschzeit beschäftigt? Mir fehlt da der Ansatz und ich konnte bisher auch nichts passendes in den Büchern, Foren oder Google finden. Unser Übungsleiter hat dazu noch nichts konkretes gesagt. Ich hoffe mal es gibt schon ein paar Erleuchtete unter euch, die mir helfen können.
Gruß ;)
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@Brüllmücke:
Wir hatten die Rutschzeit mal vor einigen Wochen in der Übung bei Herrn Kupfer.
Der Ansatz ist folgender:
Du stellst eine Wärmebilanz auf: Erst mal mit der Gesamtmasse und spez. Wärmekapazität von Stahl die Wärmekapaz. der Kupplung ausrechnen. Dann brauchst Du die Oberfläche und den Übergangskoeffizient (letzterer wird irgendwo im Arbeitsheft stehen). Dann stellst Du die Gleichung:
Reibleistung (rein) - Abstrahlwärmestrom abhängig von aktueller Temp. (raus) = Innere Energiezunahme (Wärmekapaz. * Temp nach Zeit abgeleitet)
auf.
Das ist eine LDGL 1.O., die Du nach Temp.(Zeit) löst und dann die zeit ausrechnest, bei der die geg. zul. Temp. erreicht ist.
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Morgen,
danke das hilft mir enorm. Nur ein Punkt verstehe ich nicht.
Erst mal mit der Gesamtmasse und spez. Wärmekapazität von Stahl die Wärmekapaz. der Kupplung ausrechnen.
:huh:
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@Brüllmücke:
Die aktuelle Temperatur deiner Kupplung ist gleich (Energie U) / (c(Stahl) * Masse).
Der Nenner ist die Wärmekapazität der Kupplung.
Das Ganze ergibt sich aus U = T * c * m.
Bevor Du m weißt, musst Du aber erst mal die Kupplung komplett durchkonstruiert haben. Daher kann man das erst zum Schluss berechnen.
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schaut mal auf die seite vom prof schlecht... wo auch die übungen und so stehn.. da habt ihr ganz unten die lösung der einen übungsaufgabe... da steht dann auch die lösung der dgl
aber die seite is glaub grad down..?!
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@aviator-sbh:
Ach jetzt hats gerade laut knack gemacht. Wärme-"kapazität". Ich muss lernen Wörter bis zum Ende zu lesen lol.
Vielen Dank!
:P
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Berechnet Ihr die Vorspannkraft mit Berücksichtung der Nachgiebigkeit oder einfach ohne?
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Berechnet Ihr die Vorspannkraft mit Berücksichtung der Nachgiebigkeit oder einfach ohne?
Du meinst sicher die Vorspannkraft der Schraube, oder?
Da hab ich die Nachgiebigkeit der Teile berücksichtigt, stoße aber auf das irgendwo oben erwähnte Problem.
Auch die Setzeffekte solltest Du nicht vergessen.
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Hab die Nachgiebigkeit mit reingerechnet und sogar bei den Einstellschrauben sind sie auf jeden Fall nötig. Ich steuere meine Tellerfedern über das Anzugmoment und das ist um einiges größer mit der Nachgiebigkeit. Ich habe mir alle nötigen DIN und VDI Blätter über Perinorm besorgt. Dort findet man alles, auch zu kleineren Schrauben.
Habe bei meiner Frage noch vergessen zu sagen das ich die Einstellschrauben meinte. Bei den Deckelschrauben war mir das klar. Da man an den Einstellschrauben keine Klemmkraft benötigt (bei mir zumindest) Fällt die Restklemmkraft und Nachgiebigkeit verspannter Teile raus. Zuerst hab ich gehofft das die Vorspannkraft infolge Setzen nur einen sehr geringen Teil ausmacht, das ist aber leider nicht so. Dann noch der Anziehfaktor für drehmomentengesteuertes Anziehen und es ergibt sich eine ca doppelt so hohe Vorspannkraft wie zuvor.
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@Brüllmücke:
Das mit den Einstellschrauben für die Federn klingt ja interessant. Kannst Du deinen Entwurf mal hochladen?
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Hallo!
Ich hätt mal 2 kleine Fragen:
1. Habt ihr die Innen- bzw Außenlamellen bei Traceparts gefunden?
2. Versteh ich das richtig, dass die Nabe sozusagen ein Keilprofli besitzt wo man die Lamellen draufschiebt?
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zu 1): sorry, keine ahnung.
zu 2): jepp, genau das. und die "außennabe", d.h. der abtrieb, hat ebenfalls entsprechende nuten.
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@aviator-sbh:
Das Einstellen mittels des Anzugsmomentes hab ich wieder verworfen. Das ist einfach zu ungenau weil die Differenz zu gering ist. Hab meine Tellerfedern jetzt in Reihe geschalten und gehe doch über den Einschraubweg (Federweg). Trotzdem sehr knifflig mit Tellerfedern.
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durch die kombi aus reihen- und parallelschaltung kann man ja auch bei tellerfedern im grunde sehr viel an der federrate des "gesamtpaketes" rumspielen ...
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@Brüllmücke:
Mit dem Anzugsmoment sah ich vor allem ein Problem: Du hast ja sicher mehrere Schrauben im Umfang. Die wirst Du nie alle ganz gleichmäßig anziehen können. Dann "eiert" das ganze Gerät nachher möglicherweise.
Mit den Tellerfedern ist es eigentlich einfacher. Wenn ich nicht zu den Schraubenfedern gezwungen wäre, hätte ich lieber die genommen. Du kannst die Tellerf. zwischen die Lamellen und deinen Stellschraubdeckel klemmen. Da wo bei mir die Schraubenfedern mit den Positionierringen sind. Die Tellerfedern haben auch kein Problem mit Drehbewegungen zwischen den Auflageflächen beim Verstellen.
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ich steh im moment bei der tellerfeder vor nem problem. ich muss 17kN normalkraft ausbauen und nehme zum anziehen eine scheibe mit außengewinde M80x6, also so ähnlich wies auch im übungsheft steht. so weit so gut.
leider muss ich dämliche tellerfedern nehmen und wenn ich ein federpaket bilde um die normalkraft gleichmäßig zu verteilen hab ich federn, die alleine schon 7kN aufnehmen können. also müsste ich rein rechnerisch nur eine reibstelle nehmen und 3 tellerfedern um dann nen federweg von 4 mm zu erreichen (oder so ähnlich).
sowas dümmliches. jetzt muss ich kleine tellerfedern am umfang verteileb und die entsprechend lagern. wer soll das denn zusammenbauen?
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@aviator-sbh:
Das Einstellen mittels des Anzugsmomentes hab ich wieder verworfen. Das ist einfach zu ungenau weil die Differenz zu gering ist. Hab meine Tellerfedern jetzt in Reihe geschalten und gehe doch über den Einschraubweg (Federweg). Trotzdem sehr knifflig mit Tellerfedern.
wie wärs mit drehwinkelskala?
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@Rollo: Meinst Du wirklich Tellerfedern? So wie Du das Problem beschreibst, klingt es eher nach Spiralfedern.
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@Rollo: irgendwie stehe ich bei dir auch noch aufm schlauch.
wenn ich zwei tellerfedern parallelschalte (durch entsprechenden aufbau -> die federn "gegenläufig" anordnen), dann senke ich ja die federrate. bsp: zwei federn mit jeweils R=10kN/mm. in reihe werden die aufsummiert und ich kriege R_ges=20kN/mm. parallel aber ergibt sich 1/R_ges=1/R_1+1/R2 -> R_ges=5kN/mm. ich mache mein paket also immer weicher und brauche folglich einen größeren federweg, kann also auch bei großen gewinden das ganze noch recht fein einstellen.
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ich hab nur nochmal eine blöde Frage. Und zwar, wenn ich den überschlägigen Wellendurchmesser habe um welchen Wert musste ich den größer dimensionieren? Also aufgrund der Nut.
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die tiefe der passfedernut kommt dann noch drauf... sprich der überschlägige durchmesser is der im kerbgrund
.. d.üb + t = D = wellendurchmesser
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danke erstmal...
d.h. wenn ich einen d.üb von 33,67 mm raus habe würde ich aufrunden auf d.üb = 34 mm + t = 5 nach wn18
sollte so stimmen oda muss ich d.üb noch weiter erhöhen?
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lass den doch erstmal so stehen. ist ja eh nur ein anhaltswert. ob die welle hält oder nicht, musst du ja dann sowieso noch mit einer nachrechnung klären. und wenn da z.B. alle berechnungen ergeben, d=30mm reichen, dann ist das eben so. deswegen heißt das ja "überschlägig" ...
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Hi,
hat jemand ne Ahnung von der Berechnung der Tellerfedern? Da gibt es eine bösartige Formel im Arbeitsheft...hab jetz nach längerer Recherche herausgefunden das E=209 000 N/mm² (für Federstahl) und my=0,3 ist. Somit wären alle unklaren Variablen in der Formel erstmal beseitigt. Allerdings müsste man die Formel ja nach "s" umstellen um das gewünschte Ergebniss zu erhalten, was aber ziemlich unschön ist. Die einfachste Möglichkeit ist nun im Math-Cad rumzuprobieren bis man auf die vorher errechnete gewünschte Federkraft kommt. Alles machbar....aber wenn es dann zur Berechnung der Skala für die Einstellschraube kommt seh ich schwarz....hat da jemand eine Idee?
Als nächstes wäre interessant wie man die parallelschaltung von mehreren Tellerfedern in die Formel mit einbezieht.
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Auch ich habe ein paar Fragen:
1. Bedeutet "Lamellen mit Sintereisen" in der Tabelle, dass Innen- wie auch Außenlamelle aus Sintereisen sind? Auf den Herstellerseiten und auch in den Arbeitsheften fand ich nur Paarungen von Sintereisen (stets Außenlamelle) mit Stahl. Mir sind auch nur für die Sintereisen-Stahl-Kombinationen die Reibwerte/zul .Pressungen etc. bekannt. Wie sollte ich vorgehen?
2. die zul. Pressung für die Lamellen, wie auch die Gleitreibwerte sind immer in Bereichen "von x ... bis y" angegeben. Welchen Wert aus diesem Bereich sollte man hier sinnvollerweise wählen?
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@Greenmachine
Ich habe "s" und die daraus resultierenden Momente auch über Einsetzen ermittelt. Lässt sich mit Mathcad zum Glück gut machen.
Federpakete berechnen sich relativ easy.
Federsäule: F = F(s/i) und s = i*s (i: Anzahl der Federn in wechselsinniger Anordnung)
Federpaket: F = n*F(s) und s = s (n: Anzahl der Federn seriell)
Kombination: F = n*F(s/i)
*F(s) ist die Formel aus dem AH und immer auf eine Feder bezogen.
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@Brüllmücke
ja das mit dem F = F(s/i) hatte ich inzwischen auch so angenommen, gut das das klappt.
aber nochmal zur Skala...ich hab es so gemacht das ich ne Gleichung M(alpha) aufgestellt hab. (alpha=drehwinkel der einstellschraube)
Und dann halt durch ewiges Einstetzen von Werten für alpha hab ich ne kleine Skala in 10 Nm schritten aufgestellt.
Schicker wärs halt wenn Math-Cad es hinbekommen könnte mir für bestimmte Momente den Drehwinkel auszuspucken....gibts da irgendeine Operation/Befehl oder was weiß ich, was Math-Cad dazu befähigt?^^
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hier mal 2 erkenntnisse zum beleg die jeweils unabhängig voneinander von herr kupfer und herr senf bestätigt wurden:
das nachrechnen der schrauben bezieht sich aus schließlich auf die schraubverbindung am flansch, der kupplung und abtrieb verbindet. dabei ist wichtig, dass nur gezeigt werden soll, dass die schrauben fest genug angezogen werden soll am einen reibschluss herzustellen. die ganzen betrachtungen zu schraubendehnung und dergleichen ist nicht gefordert (und auch schwierig, da man ja z.b. nicht weiß wie dick der flansch am abtrieb ist oder wie der abtrieb beschaffen ist). also einfach zeigen dass X schrauben mit einem gewissen anzugsmoment und einem bestimmten reibwert ein genügen großes reibmoment erzeugen um das Maximalmoment übertragen zu können.
die einstellung des rutschmomentes sollte mit nur einem verstellbaren element realisiert werden, da man z.b. bei mehreren schrauben nicht sicher sein kann, dass man alle genau gleich angezogen hat. und was viel wichtiger ist: obwohl es im beleg etwas unschön steht ist NICHT gefordert dass man eine skalierung anbringt mit der man ein rutschmoment exakt einstellen kann. beide übungsleiter meinten dass dies nicht inhalt das belegs ist. vielmehr geht es darum dass man nach dem durchrutschen der kupplung (bei dem ja zwangsweise material von den lamellen abgetragen wird) die feder nachspannen kann.
durchrutschen->lamellen werden ein bisschen dünner-> zusätzlicher weg den die feder sich streckt->hookesches gesetz: mehr entlastet somit weniger kraft -> reibmoment sinkt
also würde die kupplung immer früher durchrutschen, deswegen muss man die feder nachspannen (in dem man an der schraube dreht)
die beiden markierungen zeigen an in welchem bereich man die schraube verstellen sollte
position 0: die lamellen sind neu
position 1: die lamellen sind schon sehr abgenutzt (ca. die hälfte) und sollten ausgewechselt werden
dazwischen gibt es keine skalierung, warum auch ? es geht ja eg nur um den 2. strich der sagt, wann man die lamellen tauschen soll
wie gesagt: ich hab das direkt von 2 übungsleitern erfahren. sofern ihr andere ÜL habt fragt am besten nochmal nach, denn so könnt ihr euch eine menge arbeit sparen.
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position 1: die lamellen sind schon sehr abgenutzt (ca. die hälfte) und sollten ausgewechselt werden
dazwischen gibt es keine skalierung, warum auch ? es geht ja eg nur um den 2. strich der sagt, wann man die lamellen tauschen soll
Das ergibt für mich keinen Sinn. Erklär das genauer. Wenn sich die Scheiben abnutzen muss ich nachstellen...aber woher bitte soll ich wissen wieviel? Ich kann ja die Schraube auch gleich auf die Markierung "jetzt auswechseln" drehen. Oder probiert man ständig bei der Kupplung aus, welches Moment sich gerade noch übertragen lässt?...Irgendwie nicht ganz logisch.
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vielleicht nicht ständig - aber beim nachstellen könnte man schon einmal probieren. wenn das eueren ÜLs reicht, ist doch alles in butter ...
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Ich habe mal eine Frage zu den Tellerfedern...
Kann ich 3 Tellerfedern parallel und dazu eine in Reihe schalten? Oder geht das nicht?
Würde dann so aussehen
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ich habe nun schon sehr viel probiert und das scheint mir bald die einzige mögliche Konfiguration zu sein mit der ich relativ nah an die benötigte Kraft rankomme...
jetzt muss ich kleine tellerfedern am umfang verteileb und die entsprechend lagern. wer soll das denn zusammenbauen?
Ich dachte auch erst dass ich es so machen soll, ist aber falsch. Du musst die Tellerfedern quasi als ganzes auf die Kupplungslamellen legen...
Also Mittelpunkt der Tellefeder ist auch Mittelpunkt der Welle/Kupplungslamelle....
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logisch geht das mit der mischung aus reihe und parallel. die in reihe kriegen eine gesamtfederrate und die wird dann mit der anderen parallel geschaltet. deswegen schrieb ich ja oben schon mal, dass durch diese mischung nahezu jede benötigte federrate erzeigt werden kann.
wegen vielen kleinen am umfang oder eine große: na ja, explizit ist dazu nix im beleg gefordert. aer viele kleine wären schon sehr ungewöhnlich, finde ich ...
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Ich hab da erst mal die Berechnungsformeln für die Passfederverbindung und die Festigkeit der Welle ins MathCAD gehackt und dann zunächst einen Durchmesser geschätzt. Aus einer DIN entnimmst Du dann die Maße der zugehörigen Passfeder. Deren Länge bestimmst Du mit ca. 1,4*D(welle). Alles eingetippt und die Sicherheiten an der Wellen- und Nabennut, sowie der Welle selbst (konst. Torsion) ausgerechnet.
Dann sieht man, ob die Werte brauchbar sind, oder ob man noch ein bischen rumprobieren muss. Nicht wundern, dass die Sicherheit der Welle extrem hoch sein wird, denn die Schwachstelle ist die Nabennut (sofern sie den selben Werkstoff hat, wie die Welle).
Könntest du noch die Formeln reinstellen? Ich blick da nicht so durch...
danke
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logisch geht das mit der mischung aus reihe und parallel. die in reihe kriegen eine gesamtfederrate und die wird dann mit der anderen parallel geschaltet. deswegen schrieb ich ja oben schon mal, dass durch diese mischung nahezu jede benötigte federrate erzeigt werden kann.
wegen vielen kleinen am umfang oder eine große: na ja, explizit ist dazu nix im beleg gefordert. aer viele kleine wären schon sehr ungewöhnlich, finde ich ...
Ich wusste eben nicht ob dann vllt. die einzelne Tellerfeder "zerdrückt" wird von den 3 anderen beim fest ziehen. ABer wenn es klappt ist ja gut.
Wegen den vielen kleinen am Umfang hab ich am Dienstag mit Hr. Kupfer gesprochen, der meinte dass dies explizit nicht gewünscht ist!
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Das ergibt für mich keinen Sinn. Erklär das genauer. Wenn sich die Scheiben abnutzen muss ich nachstellen...aber woher bitte soll ich wissen wieviel? Ich kann ja die Schraube auch gleich auf die Markierung "jetzt auswechseln" drehen. Oder probiert man ständig bei der Kupplung aus, welches Moment sich gerade noch übertragen lässt?...Irgendwie nicht ganz logisch.
unser ÜL möchte einfach ne funktion von verdrehwinkel zu max. moment sehen bei der rechnung
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ich hät da ma ne frage...ich weiß grad ni wonach ich gehen muss um meine schraubendruckfedern auszuwählen!
Kann mir da jemand helfen?
Danke schon ma im voraus!
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Is doch easy, deine Feder muss die Normalkraft aufbringen die du benötigst um die Kupplung zusammen zu drücken.
Die Normalkraft ergibt sich ja aus dem Moment...
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Da nehm ich dann die Formel: Fn=Mt/reibwert oder?
und was nehm ich da für den reibwert? Das Reibungsverhältnis?
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neeee, bei den einzelnen kupplungslamellensorten gibts im AH doch ne tabelle. neben zulässigen pressungen stehen da auch reibwerte drin ...
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ich komm mit der normalkraft für die druckfedern nicht klar...
kann mir jemand die formel verraten mit der ich die normalkraft berechnen kann?
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ich komm mit der normalkraft für die druckfedern nicht klar...
kann mir jemand die formel verraten mit der ich die normalkraft berechnen kann?
Ich nehme an, Du meinst die notwendige Anpresskraft für die Momentübertragung im Lamellenpaket?
Folgender Ansatz:
Moment = Hebelarm * Tangeltialkraft * Anz. Kontaktflächen
Hebelarm = Reibradius -> Lamellen aussuchen
Tangeltialkraft = Reibbeiwert * Normalkraft
Anz. Kontaktflächen = Notwengie Anzahl ermitteln
Die einzige Unbekannte ist die Normalkraft. Die würde ich erstmal mit der maximal zulässigen Pressung der Lamelle berechnen. Dann hast Du das Moment für eine Kotaktfläche und kannst die nötige Anzahl an Kontaktflächen bestimmen. Maximal ausreizen ist nicht so gut, daher die Normalkraft vom zul.-pressungsabhängigen Maximalwert etwas reduzieren und die Lamellenanzahl ggf. erhöhen.
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Die würde ich erstmal mit der maximal zulässigen Pressung der Lamelle berechnen.
da meinst du die Formel Fn=A*p oder?
da weiß ich jetz blos ni auf die schnelle welche fläche A und wie ich diese berechne?
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A= (pi*d2^2)/4 - (pi*d1^2)/4 ;)
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A= (pi*d2^2)/4 - (pi*d1^2)/4 ;)
Bzw. die Überlappungsfläche zwischen den Lamellen. Also vom Innendurchmesser der Außenlamelle bis zum Außendurchmesser der Innenlamelle.
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ganz genau sowas sollte doch in dieser übung zum thema kupplungen drangekommen, oder? IIRC aufgabe 4.1, so aus dem gedächtnis.
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moin... wollt mal fragen, wie viele lamellen ihr eig so habt...
weil bedingt durch mein großes drehmoment brauch ich ne ziemlich starke welle, damit die passfederhält und dadurch wird die nenngröße der lamellen ja auch entsprechend groß, bin da jetz bei 107er und komm dann aber auf nur 4 reibstellen... 5 lamellen wären doch schon bissl wenig oder?
€: hat sich etwas geklärt.. hab nen andren werkstoff für die passfeder genommen, so hält sie auch bei nem kleineren wellendurchmesser... so komm ich jetzt auf 6 reibstellen , sprich 7 lamellen, was sich doc schon bissl besser anhört?!
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@dizzl:
Ich hab 7 Außen- und 6 Innenlamellen (88er Größe) bei Nennmoment 450Nm und 35mm Welle. Passfeder glaub ich 50 oder 55mm lang. Welle und Nabe aus C45.
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Hallo.Also zu der Schraubenberechnung ist bei mir noch einiges unklar.
Wie soll ich da vorgehen?
Ich habe mir einfach einen Lochkreisdurchmesser ausgesucht, und ausgerechnet, mit welcher Kraft ich bei einem gegebenen Reibwert die zwei Teile aufeinander pressen muss, um einen Kraftschluss herzustellen.
Aber wie nun weiter?Ich habe ja noch nicht im geringsten gezeigt, dass meine gewählten Schrauben diese Kraft aushalten.Wie komme ich auf die Vorspannkraft ohne mal ein F.Pa mit Hilfe der Verlängerung der einzelnen Bauteile zu rechnen?
Vielen Dank
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@Marwe:
Wenn du die nötige Vorspannkraft bzw Restklemmkraft der Flanschverbindung hast reicht das eigentlich schon, da du ja keine weiteren Angaben zu Kräften und zur Geometrie des Abtriebes hast - somit kannst du F.a, Nachgiebigkeit usw nicht ausrechnen.
(Mein Übungsleiter bestätigte mir das letzte Woche)
Ich würde dann noch die Sicherheit Nachweis nur mit der Zugspannung.
Jetzt mal ne Frage von mir: Wie groß macht ihr die Schritte bein der Skaleneinteilung? Ich wollt 25Nm nehmen.
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Jetzt mal ne Frage von mir: Wie groß macht ihr die Schritte bein der Skaleneinteilung? Ich wollt 25Nm nehmen.
So weit ich mich entsinne, hat Herr Kupfer gar keine Stricheinteilung oder so verlangt. Sobald Verschleiß die Dicke des Lamellenpakets ändert, ist die Strichskale sowieso hinfällig. Ich hab lediglich das Verhältnis zwischen Umdrehung meines Schraubdeckels und daraus resultierender Änderung des Momentes angegeben. (In Nm/Umdr)
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@dizzl:
Ich hab 7 Außen- und 6 Innenlamellen (88er Größe) bei Nennmoment 450Nm und 35mm Welle. Passfeder glaub ich 50 oder 55mm lang. Welle und Nabe aus C45.
ich nehm mal an, du hast deine passfeder dann auch aus c45 ... da kommste doch aber bei der welle-nabe-verbindung nich ganz auf die sicherheit von 2 oder?
naja... aber gesamt 7 lamellen dürften ja auch ausreichend sein bei mir...
€:
hab grad mal bissl rumgestöbert, weil ja zu den lamellen mit sintereisen nicht zu viel im AH bzgl maßen zu finden ist...
bei dem hersteller ortlinghaus is auf der seite ganz gut was zu finden... KLICK (http://www.ortlinghaus.com/de/lamellen-kupplungen-bremsen/lamellen-lamelle-kupplungslamellen-bremslamellen.html)
bei dem pdf mit den techn daten findet man eig alle maße :)
€2:
sagtmal, was habt ihr eig für wälzlager genommen?
wenn ich ganz "normale" nehme, also welche ausm AH, ham die ja extreme abmessung, wenn man das auf die gesamte größe der kupplung bezieht, find ich zumindest...
weil wollt grad mal ne maßstäbliche zeichnung machen, mit den maßen, die ich bisher berechnen konnte und da wirken solche rillenkugellager, zB 6018 sehr globig!!
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ich nehm mal an, du hast deine passfeder dann auch aus c45 ... da kommste doch aber bei der welle-nabe-verbindung nich ganz auf die sicherheit von 2 oder?
Du hast recht! Ich hab vergessen, die PF selbst nachzurechnen. Mit E295 müsste sie ca. 90mm lang sein. Na gut, hab so wild. Das ändert nur was an der Stückliste und der Rechnung.
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€:
hab grad mal bissl rumgestöbert, weil ja zu den lamellen mit sintereisen nicht zu viel im AH bzgl maßen zu finden ist...
€2:
sagtmal, was habt ihr eig für wälzlager genommen?
Bzgl. der Maße steht zu den Lamellen eigentlich alles nötige im Arbeitsheft drin.
Lager musst Du am Besten im Katalog gucken. Herr Kupfer hat ja mal die SKF-Hauptkataloge verteilt.
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Bzgl. der Maße steht zu den Lamellen eigentlich alles nötige im Arbeitsheft drin.
Lager musst Du am Besten im Katalog gucken. Herr Kupfer hat ja mal die SKF-Hauptkataloge verteilt.
joa, vorausgesetzt du gehst davon aus, dass der sinterbeleg genau so dick aufgebracht wird, wie der faserpressbelag...
und zu den kugellagern... den katalog hab ich glaub ne, aber findet man ja eig auch alles bei ina auf der seite...
so wie du jedenfalls geschrieben hast, geh ich mal davon aus, dass du keine einfachen kugellager genommen hast... zum einen ja selbstdichtend und dann auch noch ne andre bauform? ich hatte vllt an dünnringlager gedacht...?!
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Hey Leute,
habs letzte Woche leider net zur Übung geschafft. Hat der Herr Kupfer was zu der Skizze gesagt, die wir in dieser Woche vorlegen müssen? Also reicht da wirklich eine Entwurfsskizze oder wollte er auch schon Berechnungen haben?
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@Kuni:
Heute hat Herr Kupfer die Entwürfe begutachtet. Er wollte wirklich nur Skizzen sehen.
Es gab auch einige Fälle von Entwürfen, die nicht funktionierten. Wirklich Ärger gabs da nicht, außer eben Kurrekturvorschläge (und so manches Gekicher; ihr kennt ja Hrn. Kupfers Humor...).
Ich hatte nicht den Eindruck, dass das "Durchfallen im Testat", d.h. Entwurf taugt nichts, irgendwelche weitergehenden Konsequenzen hat.
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Kenne ich egentlich auvh nur so, dass die testate eher für die studenten sind, um mal zu sehen ob
a) man schon langsam mal was gemacht hat und
b) man überhaupt auf einem richtigen weg ist.
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kann vllt nochmal jemand die Schritte zur Berechnung für Tellefedern angeben? Komme da nicht so ganz klar.
muss ich bei den Tellerfedern die Kraft realisieren, die ich vorher bei der Zulässigen Pressung der Lamellen gebraucht habe?
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Zur Berechnung der Tellerfedern kann ich die DIN2092 empfehlen (siehe Anhang).
Dabei ist der Faktor K4=1. Am besten einfach mal die Formel für F und R in MathCad eingeben. Dann mal schauen für welchen Federweg s die erforderliche Anpresskraft F erreicht wird. Für diesen Federweg s dann R ausrechnen. Dann kann man die Federkraft auch mit F=R*s ausrechnen, was eine gute Näherung für die exakte Federkraft sein sollte. Mit dieser "Linearisierung" kann man dann auch eine Beziehung zwischen Federweg und erreichbares Abschaltmoment aufstellen.
EDIT vom Mod: DIN-Normen sind Urheberrechtlich geschützt und dürfen nicht veröffentlicht werden, außer du hast die die Genehmigung dazu.
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Irgendwie peile ich das mit der Rutschzeit noch nicht. Die Herleitung aus Übung 4.1 schön und gut.
Aber was mache ich mit der Betriebstemperatur? Die ist ja nirgendwo gegeben??? was checke ich da noch net??? :nudelholz:
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Aber was mache ich mit der Betriebstemperatur? Die ist ja nirgendwo gegeben??? was checke ich da noch net??? :nudelholz:
Die max. Betriebstemp. ist in der Aufgabenstellung gegeben. Als Aufgangstemperatur hab ich mal 20°C Umgebungstemperatur angenommen.
Bei der Berechnung hab ich die Abstrahlung von Wärme vernachlässigt, weil die Kuplungshülle im Rutschfall steht. Somit dürfte die Wärmeabgabe wesentlich geringer sein, als in der 4.1 bzw. der Tabelle im AH. Damit entfällt sie Sache mit der LDGL 1.O. und deine Temp. steigt linear mit der Zeit. Sicherheitshalber kannst Du dann leicht dazu sagen, dass sich die maximale Rutschzeit mit jedem Grad mehr Außentemp. um x Sekunden verringert.
Tatsächlich strahlt die Kupplung natürlich auch im Stand was ab. Ohne Abstrahlung hat man aber den Worst Case und somit mehr Sicherheit.
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hey...
mal ne frage zu der "skala" ... eig gehts eher um die erstellung... wollt mal fragen ob die von euch auch jmd auf der nabe hat..?! ich wollt dann eig was eingravieren... aber zum einen bekomm ichs noch nichtmal beim einzelteil hin und wie man das dann in der zeichung macht kann ich mir auch nicht vorstellen... stand vllt schon jmd vor nem ähnlichen problem und konnte es lösen?!
ersatzweise könnte man halt sonst nur kleine nuten anbringen und halt in der funktionsbeschreibung hinschreiben, was dann ein son strich zu bedeuten hat...?!
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@dizZzl:
Schau mal weiter vorne. Das Problem wurde bereits besprochen!
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naja, hab nix gefunden, du meinst bestimmt, dass so ne skala nicht wirklich notwendig ist...
problem is ja nicht direkt die skala, sondern ich wollt halt MIN und MAX eingravieren... aber das werd ich wohl lassen und einfach in der funktionsbeschreibung nen satz du den zwei strichen schreiben...
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Herr Höfgen meinte heute, dass die Skala nicht auf der Zeichnung zu sehen sein muss. Wenn er nicht zu sehen ist, dann sollen wir das im Text beschreiben. Also zum Beispeil 10° bewirken 15 Nm Drehmomentänderung.
Mehr soll es gar nicht sein
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Meint ihr wir müssen die Zusammenbauzeichnung im Maßstab 1:1 anfertigen?
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kurz: Ja
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naja, die etz auf alle fälle.. aber wenn du die zbz 1:2 machst, damit zb auf A3 noch die stückliste mit draufpasst, wird das bestimmt keinen abzug geben...?!
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naja, die etz auf alle fälle.. aber wenn du die zbz 1:2 machst, damit zb auf A3 noch die stückliste mit draufpasst, wird das bestimmt keinen abzug geben...?!
dann einfach das ganze auf A2 machen.
Wartet nur mal bis zum 5. Semester und dem Getriebebeleg A0:D
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Wenns nicht auf A3 passt, warum dann nicht die Stückliste auf ein Extra-Blatt?
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Solange es ein größeres Blattformat gibt wird der Maßstab auch nicht verringert und die Stückliste sollte in jedem Fall auf ein separates Blatt, das macht sich bei der Datenverarbeitung praktischer.
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ich hatte geplant, das ganze entgegen aller behauptungen und empfehlungen, mit einem deckel umzusetzen, der über 3 schrauben die nötige kraft erzeugt, um die federn auf die lamellen zu drücken. nun stelle ich mir die frage, wie ich den spaß überhaupt berechnen kann :huh: die schraube wird ja in diesem fall nicht wirklich mit dem gegenüberliegenden bauteil verspannt, sondern bekommt ihren "widerstand" durch die feder. hat jemand ´ne idee ?
bild (http://imageshack.us/photo/my-images/862/20110601215802.jpg)
(http://imageshack.us/photo/my-images/862/20110601215802.jpg)
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Ich würde einfach nachrechnen, ob die Schrauben bei maximaler Federkraft halten. Dabei Streckgrenze und Spannungsquerschnitt der Schrauben und daraus resultierende Zugspannung prüfen. Ich könnte mir vorstellen, dass aufgrund von Bauteilelastizitäten die Belastung der Schrauben tatsächlich geringer wird, mit der einfachen Rechnung bist Du aber auf der sicheren Seite.
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hmm..versuchs mal damit:
d(Kupplungsnabe):= d(Welle) * 1,8...2,0
die formel wurde auch für die Übungsaufgabe verwendet (4.1 glaube), damit bekommst du nen größeren Durchmesser für die Lamellen..und die Anzahl der Reibstellen haut dann auch hin..viel spaß beim rechnen!
greetz RnR
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hey leute,
ich wollt mal fragen, ob die kupplung auch die funktion "auskuppeln" haben muss...sprich: wenn ich die schraube/n vollständig rausdrehe, das gute Gerät dann nicht mehr kuppelt ...
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Weiß jemand, wie ich beim Rutschen der Kupplung die Drehzahl vom Abtrieb berechne? Muss ja irgendwie die Eingangsleistung in Nutz- und Verlustleistung aufteilen um die maximale Rutschzeit ausrechnen zu können.
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Sollte man wohl einfach 0 setzen.
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Weiß jemand, wie ich beim Rutschen der Kupplung die Drehzahl vom Abtrieb berechne? Muss ja irgendwie die Eingangsleistung in Nutz- und Verlustleistung aufteilen um die maximale Rutschzeit ausrechnen zu können.
ich hab mich an aufgabe 4.1. gehalten (die komplette lösung der aufgabe gibt es auch auf professor schlecht's seite.
wenn du auf die weise die ruschzeit ermittelst kannst du ohne leistungen und abtriebdrehzahl rechnen.
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aber selbst wenn ich die dort verwendeten maße von 59 und 78mm für die lamellen nähme, bräuchte ich immer noch 46 reibstellen.
ich habe irgendwo einen fehler, aber wo nur?? :cry:
Deine Wirkfläche 113mm² muss falsch sein. Das wäre ja gerade mal ein bischen mehr, als 1cm².
A = Pi/4 * (da²-di²). Einheiten beachten!
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Ich hab ma ne frage zu den Druckfedern:
Woher weiß ich wieviel windungen meine feder haben muss? Im arbeitsheft steht ja nur die anzahl der wirksamen wundungszahlen...woher weiß ich welche anzahl an wirksamen windungen ich nehmen muss?
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Woher weiß ich wieviel windungen meine feder haben muss? ...
Naja, deine Federrate ist ja im AH gegeben und Du weißt, wieviel Kraft deine Federn aufbringen müssen. Dann kannst du errechnen, wieweit die Feder gestaucht werden muss. Dann musst du eben Federn wählen, die zwischen entspannter und Blocklänge (voll gequetscht) genug Strecke haben.
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Die gängige Formel zur Reibstellenberechnung (M.t=F.N*Mü*i*d.R/2) empfiehlt mir nach diesen Werten 113 Reibstellen.
Was mach ich jetzt?
Selbst wenn meine Passfeder eine Sicherheit von 17 hat, brauche ich immer noch 25 Reibstellen. Das kann doch nicht sein. :nudelholz:
Das kommt mir gekannt vor. :innocent:
Ich habe zwischenzeitig den Fehler gemacht, als Pressfläche die Pressung der NABE
auf die winzige Querfläche der Kupplungsscheiben zu nehmen.
Ich kam auf satte 900 Scheiben.
Der Witz dabei ist, dass für die Berechnung der zulässigen Pressung nicht die kleinen Nocken, welche ja das Moment von der Nabe auf die Lamellen übertragen,
sondern NUR die großen Anpressflächen ZWISCHEN den Lamellen zählt!
Damit liefs.
Was MICH zur Zeit verwirrt, ist die geniale Bezeichnung der Größe "z" in der pdf
zur Rutschzeitbestimmung alias "Anzahl der Schaltungen pro Zeiteinheit".
:( was habt ihr da eingesetzt?
Man schaltet doch nich dauernd, und ne frei wählbare Zeiteinheit wäre tr selbst...
aber das ergäbe z=1/tr und DAS ist schwachsinn. :C
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Der Witz dabei ist, dass für die Berechnung der zulässigen Pressung nicht die kleinen Nocken, welche ja das Moment von der Nabe auf die Lamellen übertragen,
sondern NUR die großen Anpressflächen ZWISCHEN den Lamellen zählt!
Damit liefs.
Was MICH zur Zeit verwirrt, ist die geniale Bezeichnung der Größe "z" in der pdf
zur Rutschzeitbestimmung alias "Anzahl der Schaltungen pro Zeiteinheit".
:( was habt ihr da eingesetzt?
Man schaltet doch nich dauernd, und ne frei wählbare Zeiteinheit wäre tr selbst...
aber das ergäbe z=1/tr und DAS ist schwachsinn. :C
Zu der Pressung: Im Prinzip ist dein Gedanke richtig, die Lamellenanzahl berechnet man mit der Überlappung der Lamellen. ABER Du solltest m.E. dennoch die Pressung zwischen den Nocken und den Nuten in der Nabe nachrechnen, um sicherzustellen, dass das Ganze dann auch hält. Evtl. brauchst Du dann einen höherwertigen Werkstoff für die Nabe.
Die Sache mit der Anzahl der Schaltvorgange ist meiner Meinung nach gar nicht relevant, da nur nach der maximalen Rutschzeit gefragt wurde und jegliche weitere Angaben fehlen. Also nur einmal heißrubbeln vom Normalzustand und ausrechnen, wie lange das dauert.
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zur rutschzeit:
was habt ihr denn da so für größenordnungen raus? ich muss doch für z irgendwas einsetzen. wenn ich das nicht tue fehlt mir in der rechnung doch ne zeiteinheit. mit z=1 bekomm ich t=3ms, was schon nich so viel is. bin verwirrt
zur Skala:
kann mir mal einer den mathcad befehl sagen mit dem ich gescheit die Federformel F(s) (FE17) nach s umforme? und wie wende ich das 7 reihenschaltungstellerfedern an?
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Danke, für die Rutschzeitberechnung.
Dh wohl, die pdf, die das z benutzt, vergessen und Thermodynamik anwenden :pinch:
@ Rollo:
Im "evaluation"fenster (wo sich = und := tummeln), hast du den operator:
[]-> "keyword evaluation".
Schreib ne Formel davor, dann das ding dahinter und in den platzhalter kommt die variable, nach der du umstellen willst!
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und dann kriegst du was sinnvolles? ich kriege dann für s 3 komplexe funktionen über jeweils 8 seiten -.-
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zur rutschzeit...
wenn ihr auf der seite vom schlecht ganz runter scrollt, steht da die lösung von der aufgabe 4.1 ... da wird dann auch die rutschzeit berechnet... also einfach die fertige lösung der dgl nehmen, jeweilige größen einsetzen und gut... ich kam bei mir auf 80sek
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Ich hab bei 450Nm Nennmoment und Reibverhältnis 1,6 oder 1,8 ne Verlustleistung von ca. 20kW in 26sec von 20 auf 125°C bei 10,3kg Stahl. Berücksichtigt man die Abstrahlung (DGL), erhält man 27sec.
EDIT: Hab gerade gemerkt, dass ich mit 7 Zahlen in einem Satz wohl einen neuen persönlichen Rekord geschafft hab XD
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Klingt in jedem Fall sinnvoller als 3ms ^^
ich nehm ma an ihr habt für die Betriebstemperatur die umgebungstemperatur gewählt?
dann komm ich auf 32,9s
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Ich hab bei 450Nm Nennmoment und Reibverhältnis 1,6 oder 1,8 ne Verlustleistung von ca. 20kW in 26sec von 20 auf 125°C bei 10,3kg Stahl. Berücksichtigt man die Abstrahlung (DGL), erhält man 27sec.
EDIT: Hab gerade gemerkt, dass ich mit 7 Zahlen in einem Satz wohl einen neuen persönlichen Rekord geschafft hab XD
na ja, 20 kW ist ja auch ne menge holz (oder hier wärme). das klingt IMHO schon plausibel, zumal ne halbe minute durchrutschen echt lange ist. dabei 10 kg stahl (was sich nach mehr anhört als es ist) auf 125 °C zu bringen ist nicht wirklich soooo krass.
für mich klingt das durchaus nach einer sehr praktikablen zahl.
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für mich klingt das durchaus nach einer sehr praktikablen zahl.
Die 10kg sind die Summe der Massen aller Teile, die ich im SWX verbaut habe. Mein Erstaunen bezog sich mehr auf das linguistische Phänomen.
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woher nehm ich eigentlich beim berechnen der rutschzeit alphaÜ (Wärmeübergangszahl)?
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woher nehm ich eigentlich beim berechnen der rutschzeit alphaÜ (Wärmeübergangszahl)?
Da stehen ein paar Werte in einer Tabelle ziemlich zu Anfang des KU-Teils im AH.
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mal ne frage zu der zeichung...
wie macht ihr das mit den linienstärken..? wenn ich den standard nehm, dann sind iwie alle gleich dick und das is auf alle fälle falsch, wurde mir mal angestrichen...
aber wenn ich das so einstelle, wie es mal im opal in der informatik übung stand, dann sind meine gewindedarstellungen garnicht mehr zu erkennen, sondern einfach nur ne extrem dicke schwarze linie.. :nudelholz:
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normal hat es bei mir bei den belägen bis jetzt immer gepasst mit den einstellung aus gestaltungslehre und der friemelei beim plotten im CADpool
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Wenn alle Stricke reißen gibt es immer noch TippEx und Bleistift...
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Hallo Leute! :happy:
Es würde sicherlich einigen eine Menge Arbeit ersparen, wenn vielleicht mal jemand eine fertige Funktionsbeschreibung einstellen könnte, nur damit man Aufbau und ähnliches als Vorlage hat!???
Danke im Voruas
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mal ne frage zu der zeichung...
wie macht ihr das mit den linienstärken..?
Wenn du deine zeihnung geöffnet hast, dann geh doch mal oben auf Extras > Optionen > Dokumenteneigenschaften (oben) > Linien (lins) und änder die Linienstärke für sichtbare Kanten auf 0,35. Bei solid works ist 0,18 und 0,26 für dünne bzw. dicke linien voreingestellt, obwohl Norm ist, dass die dünne linie halb so dünn sein soll. siehe auch Hoischen S.24 Linienarten...
damit hast du dann die Liniengruppe 0,35
da kann man dann auch den unterschied erkennen ;)
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Hallo Leute! :happy:
Es würde sicherlich einigen eine Menge Arbeit ersparen, wenn vielleicht mal jemand eine fertige Funktionsbeschreibung einstellen könnte, nur damit man Aufbau und ähnliches als Vorlage hat!???
Da ich euch keine fertige Lösung vortischen will (ihr sollt ja selbst den Beleg machen), hier mal ein Bsp. für eine Funktionsbeschreibung (1min Google):
http://www.motor-talk.de/forum/aktion/Attachment.html?attachmentId=612505
Ich finde, dieser Text zeigt deutlich, wie eine Funktionsbeschreibung stilistisch gestaltet wird.
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Arbeitshefte unter AG1 steht wie eine Funktionsbeschreibung aufgebaut sein soll.
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unser übungsleiter meinte, dass man sich nicht unbedingt an dieses schema halten muss. einfach kurz erzahlen welche funktion das ganze hat und wie die einzelnen teile das ermögliche. fertig is die bude
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gabs auch mal eine nette gestaltungslehre übung zu dem spaß. war glaub sogar die erste.