Bombentrichter
Archiv => 3./4. Semester => Belege 3./4. Semester => Topic started by: DeLang on November 24, 2007, 01:56:12 pm
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hey leute hat jemand ne ahnung wie man anfängt? also was muss man zu erst berechnen und so? was ist eine kraftschlüssige schraubenverbindung? müssen bis montag die berechnung und ne freihandskizze vorzeigen die diesmal auch eine rellevanz haben soll
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Ich glaube kaum, dass du gleich alle Berechnungen vorlegen musst. Am besten du fängst mit den Auflager- und Schnittreaktionen an um dann die gefährdeten Stellen zu lokalisieren. Dann fängst du an mit der Entwurfsberechnung.
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ja hab ich. aber was ist die "entwurfsberechnung"? also ist schon klar was das ist, aber welche ansätze brauch ich da und wie funktioniert das überhaupt?
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Am Besten liest du das in der einschlägigen Literatur nach.
Da zu nennen wären:
Schlecht, Berthold: Maschinenelemente
Roloff-Matek: Maschinenelemente
Niemann, Winter, Höhn: Maschinenelemente Band 1
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Es läuft eigentlich ganz einfach: vornehm bezeichnet man das folgende als iterativen Prozess :)
Nachdem du dir über die Lasten im klaren bist, hast du zwei Möglichkeiten: du gibts dir einen WErkstoff vor und stellst dann die Gleichung, mit der du die vorhandene Spannung berechnest z.B. nach dem Durchmesser um und rechnest eben aus, wie groß der Durchmesser sein muss.
Anderenfalls gibts du dir einen Durchmesser vor und rechnest z.B. aus, welchen Werkstoff du verwenden müsstest, der die Spannungen dann ertragen kann. Wenn du dabei feststellst, dass dein Werkstoff die Spannungen nicht aushält, tritt die Iteration in KRaft: dann wählst du dir einen neuen Durchmesser und machst das Ganze solange, bis du ein positives Ergebnis hast...
(hierbei ist es auch ganz hilfreich großzügige Sicherheiten vorzusehen - zwecks Kerbwirkung und solcher Späße...)
Und wie hier auch schon bemerkt wurde: ein Lehrbuch anszuschauen schadet meistens auch nichts...
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Wir sollen die Durchmesser überschlägig berechnen (laut Aufgabenstellung). Dazu haben wir vor zwei Wochen ein paar Formeln bekommen, welche auch im Schlecht-Buch auf Seite 562 zu finden sind.
[LATEX]
\large{Nur für Torsion:\\
\\
$d_{"ub}=\sqrt[3]{\frac{16M_t}{\pi ^.\tau_{"ub}}}$ \\
$\tau_{"ub}=20..25MPa$}}}\\\\
Biegung und Torsion:\\
\\
\large{$d_{"ub}=\sqrt[3]{\frac{32M_{v}s_D}{\pi \sigma_{ADK_b}}}$ \\
$s_D=1,2..1,5$\\
$\sigma_{ADK_b}=\frac{\sigma_{bw}}{k_{\beta}}$\\
$k_{\beta}=2,2..2,5$\\
$M_v=\sqrt{M_{ba}^2+\frac{3}{4}M_t^2}$\\
$M_{ba}=c_BM_{b,res}$}
[/latex]
Also ist die Vorgehensweise wie folgt:
1. Lagerkräfte + Abtriebsmoment berechnen
2. Schnittmomente berechnen
3. in die Formeln einsetzten
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Mit [latex]$\tau_{"ub}=20..25MPa$[/latex] hast du selbst mit Sicherheiten noch keinen Vergütungsstahl ausgewählt.
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mal ein paar ganz doofe fragen:
-für das torsionsmoment nehm ich einfach F_um*d_m/2, oder muss das noch mal den betriebsfaktor?
-kann es sein, dass meine welle nach dieser rechnung am kegelrad dünner sein darf als am abtrieb (ist selbst noch mit c22 der fall: 36mm am abtrieb, mit c22 33mm am kegelrad )?
-am lager a liegen zwar biegung und torsion vor, das biegemoment geht aber gegen 0 wie aus den schnittreaktionen hervorgeht? welches biegemoment soll ich da denn jetzt einsetzen?
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du musst die schnittreaktionen vond er anderen seite aus berechnen..
und die welle kann garnich kleiner sein inner mitte wie willste sonst das rad raufschieben..
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Meine Fresse...ihr studiert auch wirklich alle Maschinenbau im 3. Semester und besucht auch ab und zu mal diese oder jene Vorlesung. Langsam verstehe ich, warum die Leute immer mit den Augen rollen wenn man von diesem Forum spricht.
An dem Lager wirst du wohl kein Biegemoment finden!
Ich entschuldige mich bei dir 3cKo...wir sind hier um uns zu helfen und nicht um uns die Köpfe einzuhauen.
Viel Erfolg beim Beleg rechnen. Zum Thema Moment und dessen Verlauf empfehle ich dir einfach mal den Roloff-Matek in der 17. Auflage auf S. 331 unten. Durch die Axialkraft entsteht ein Kippmoment. Daher muss man speziell die Lager gegen ein Kippen sichern.
er zügle seine worte ein wenig - foo
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Hab da auch nochmal ne Frage...
und zwar würd ich gern mal wissen ob das maximale Biegemoment in der x-z- Ebene genau das geliche ist , wie das Torsionsmoment, oder hab ich gerade nen Denkfehler !? Ahh ... Fehler Gefunden das wäre in der y-z ebene so ... glaub ich zumindest :D
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Ganz so drastisch würde ich es zwar nicht ausdrücken, aber ein bißchen Selbstständigkeit und vor allem Menschenverstand dürfte man schon an den Tag legen...
Ich bin mir sicher, dass zur grundsätzlichen Vorgehensweise auch mal in der Übung ein paar Worte gefallen sind... Hoffentlich sitzt hier keiner nach Hilfe suchend vor dem PC und muss abre die Frage, ob er zur Übung war, verneinen!? Oder wie siehts aus Jungs!?
Prinzipiell könnte es natürlich sein, dass die Welle in der Mitte recht wenig auszuhalten hat und dort entsprechend dünn sein KÖNNTE. Aber hier kommt wieder der Menschenverstand zum tragen: aus bestimmten Gründen ist eine Welle in der Mitte allerdings MEISTENS am dicksten - am ehesten aufgrund der Montage von Rädern oder was weiß ich.
Genauso die Lager: es könnte ja sein, dass die Welle vor dem LAgersitz (zum freien Ende hin) dicker sein muss, als direkt am Lager. Wenn nun jemand ein geteiltes Wälzlager vorsieht, dann kann man das ja so gestalten, in allen anderen Fällen sollte sich der Innenring schon aufschieben lassen und das funktioniert eben nur, wenn alles außerhalb des LAgersitzes einen geringeren Durchmesser hat...
Was auch immer ganz gut kommt: sucht euch einen oder zwei motivierte und fähige Kommilitonen und setzt euch hin und wieder mal zusammen...
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Find das ja schön das du dich um unser Wohlergehen sorgst... :D
Aber wie und wann man etwas fürs Studium tut, muss wohl jeder selber wissen. Das Forum ist doch dazu da, um Hilfe anzubieten und Ratschläge zu diskutieren. Ich find es gut das ihr euch dazu äußert wenn ihr weiterhelfen könnt. Aber die Kommentare die dazu kommen sind mehr als DÄMLICH. Wenn ich irgendwo Lücken habe, dann bitte ich das ihr mir als nette Mitstudenten helft - egal von welchem Niveau diese sind... Aber echt geflügelschere dir scheinen sie was genommen zu haben, als sie dir dein wissen über Biegemomente gegeben haben. Weisst du warum man so schlecht drüber spricht ? Weil solche niveaulosen Kommentare, wie dieses von dir gerade, zum schieflachen sind.. :pinch:
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ich nehm das mal ein ganz klein wenig persönlich und sag mal was dazu:
dass die welle von der gestaltung her in der mitte nicht dünner sein sollte als am rand ist mir schon klar. darum hab ich ja gefragt, ob das als rechnerisches ergebnis überhaupt rauskommen kann.
und zu dem biegemoment am lager: dass das null ist hab ich auch ausgerechnet und ist ja auch sinnvoll.
dass dann so aber in die formel des vergleichsmomentes M_v wie es unten steht einzusetzen und ein vergleichsmoment herauszubekommen, das tatsächlich geringer ist als die vorliegende torsionsspannung, obwohl der übungleiter sagte, dort lägen biegung und torsion vor, das kommt mir spanisch vor.
so viel zu meinen hier sehr wohlwollend aufgenommenen fragen.
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hhm, wieso sollte die welle am kegelrad am dünnsten sein? dort wird ja die torsion eingeleitet (@3cKo: das torsionsmoment liegt in keiner ebene mit dem biegemoment - das sind zwei völlig verschiedene paar schuhe! :P). und eine kurze betrachtung ergibt, dass dort das biegemoment am größten sein muss (wenn man mal das eingeleitetet biegemoment durch die axialkraft vernachläsigt, dann ist das wieder so ein sipmler dreieckiger M_b-verlauf wie er bei einigen der übungsaufgaben da war.)
nu ja, unser Ü-Ei meinte, wir sollten mit einer überschlägigen torsionspannung am abtrieb rechnen. also dort das torsionsmoment und dann d so wählen, dass tau = 25 MPa. und von da aus muss die welle halt größer werden (wegen lagern -auch deren montage- und der nabe für das kegelrad).
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im buch maschinenelemente von Prof. Schlecht rechnet er doch ab seite 559 ein beispiel für eine welle durch, kann mir mal jemand sagen wo die gegebenen werte stehen dazu...
[EDIT: Prof. Schlecht hat nicht umsonst einen Titel - das sollten wir schon respektieren! :sleep: -- Caipiranha (http://www.bombentrichter.de/member.php?u=526)]
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In der Tabelle 11.4 (S.559) stehen die Belastungen und aus Abbildung 11.16(S.558) kann man die Abmessungen entnehmen.
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wie bekomme ich das torsionsmoment meiner welle raus ?????
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das is mir klar, aber woher haben se die leistung P oder drehzahl n, d(m1) und die ganzen winkel
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Ach die... ich vermute mal die wurden entweder weggelassen oder vergessen.
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Die Torsion wird ja durch ein Kräftepaar ausgelöst, dass an deiner Welle wirkt. Im Fall des Beleges heißt das, dass die Torsion ausgelöst wird durch die Kraft Fum. Denn auf der gegenüberliegenden Seite des Kegelrades wirkt nochmal dieselbe Kraft, die sieht man bloß nicht.
Ein Torsionsmoment wird jetzt berechnet durch Kraft * dem halben Abstand zwischen den Kräften also:
Mt = Fum * dm/2
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aber wir haben doch dm nicht gegeben...oder nehme ich den mittleren durchmesser vom kegelrad
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Ja den meine ich
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@Kaefer + @Caipiranha
Das ist doch eure chance euch die fünf euro zu verdienen...
wenn's tatsächlich fehlt, isses einer der Fehler die der Prof meinte ?!?
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Ich hab mir meine 5€ schon vor 'nem knappen Jahr abgeholt ;)
Möglicherweise ist das auch ein "solcher" Fehler - Fragen kostet nichts, bzw. könnte in diesem Fall sogar Geld bringen. Nur sollte man sich damit beeilen, denn sonst kassiert ein anderer.
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kennt jemand die DIN 323, oder weiß wie man aus dem d(üb) den wahren durchmesser der welle raus bekommt??
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:blink::blink: d(üb) ist doch sicherlich d(Überschlag) und das dient doch dazu, eine erste Näherung zu bekommen, damit man nicht mit einem total unrealistischen Wert seine Berechnung anfängst.(oder liege ich damit total Falsch?)
Ansonsten haben wir das im MathCad (oder jedes besseres Mathematikprogramm) so gemacht, das du die Komplette Wellenberechnung hin hackst und den Durchmesser so anpaßt, dass deine Sicherheit stimmt.
Achja, ich bin schon eine Weile aus der Wellenberechnung herraus.
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Die Torsion wird ja durch ein Kräftepaar ausgelöst, dass an deiner Welle wirkt. Im Fall des Beleges heißt das, dass die Torsion ausgelöst wird durch die Kraft Fum. Denn auf der gegenüberliegenden Seite des Kegelrades wirkt nochmal dieselbe Kraft, die sieht man bloß nicht.
Muss nicht sein. Könnte auch nur da oben angetrieben werden.
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ist auch eher unwahrscheinlich. bei den meisten getrieben sind ja nur jeweils zwei räder verbunden (innerhalb einer stufe). also dürfte der kraftangriffspunkt auf der skizze der einzige sein. ergo:
M_t=F_um*d_m/2
d_m72, weil ja nur der radius den hebelarm bildet.
edit: guckt runter: sorry, ich bezog mich auch mehr auf Bommis' post. das meinte ich mit dem unwahrscheinlich. ich würde jetzt nicht so viele fälle kennen, wo ein kegelrad mehr als einen eingriff hat.
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ist auch eher unwahrscheinlich. bei den meisten getrieben sind ja nur jeweils zwei räder verbunden (innerhalb einer stufe). also dürfte der kraftangriffspunkt auf der skizze der einzige sein.
Das meinte ich eigentlich :), hab ich mich falsch ausgedrückt? Wie hast du das verstanden?
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Die Formel fürs Torsionsmoment ist
Mt = Fum * dm/2 aber das habe ich ja auch so geschrieben. Kräftepaar deshalb, weil doch ein Torsionsmoment immer durch ein Kräftepaar hervorgerufen wird. Ob das jetzt ne zweite Kraft am Umfang ist, die genau so groß ist oder irgend eine andere spielt da ja nicht so die Rolle.
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ich glaub das ist hier schon nicht so bedeutungslos, weil ja durch die umfagskraft auch ein biegmoment in der x,z-ebene entsteht. wenn man annimmt, dass die selbe kraft am unteren ende nochmals entgegen gesetzt auftritt, fällt ja dieses moment weg.
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Also an einem Zahnrad wirkt in jedem Zahneingriff genau eine Umfangskraft - wie das Torsionsmoment nun zum Beispiel in der Technischen Mechanik definiert wird, oder wie auch immer, spielt hier auf jeden Fall nicht die Rolle...
Das heißt, dass alles Torsionsmoment über den Hebel des halben Teilkreisdurchmessers in eine Umfangskraft umgesetzt wird - wo soll sie denn an der gegenüberliegenden Seite hin!? Da greift doch nichts an, also kann auch keine Kraft auftreten. Und für die Biegemomente ist dann auch nur eine Umfangskraft (pro Zahneingriff!) zu berücksichtigen...
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nein, da hat der tom recht. die Kraft F,um gibts natürlich nich an jedem Zahn des zahnrades. sie wirkt eben genau immer an dem zahn der sich oben befindet und in den das andere Kegelrad eingreift. und das ist nur ein zahn. daher gibt eine Umfangskraft F,um an genau einem angriffspunkt, so das dazu.
und natürlich bewirkt diese Kraft F,um ein Torsionsmoment (M,tx) und MUSS GLEICHZEITIG in horizontaler Richtung (also in der x-z-ebene) von den Lagern A und B aufgenommen werden. das ist mit jeder Kraft so. und wenn sie dort aufgenommen wird, dann gibts natürlich auch ein nicht zu vernachlässigendes Biegemoment in der x-z-ebene.
das müsste doch jetz eig. jedem klar sein.
haben zur sicherheit auch letztens unsren Übungsleiter gefragt und der hat bestätigt, dass F,um ein Biegemoment in der x-z-ebene ausmacht!
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Mit den Momenten ist es doch (eigentlich) ganz einfach:
-wenn eine Kraft durch das LAger geht, passiert nichts. Aber immer, wenn eine Kraft (auch nur eine Komponente davon) einen Abstand zum jeweiligen Lagerpunkt hat, dann entsteht ein Moment! Ob es sich dabei um Biegung oder Torsion handelt, spielt ja hier noch keine Rolle...
Und dann muss man eben, wenn es sich um ein räumliches Problem handelt, in jeder Ebene schauen, ob die Kraft in der jeweiligen Ansicht immer noch einen Abstand zum Drehpunkt hat. Wenn ja, dann geht sie eben ein - wenn nicht, dann nicht...
Anmerkung: mit Abstand meine ich die Wegstrecke zwischen der Wirkungslinie der KRaft und der darauf senkrecht stehenden kürzesten Verbindung zum Drehpunkt.
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...oder aus den Kräften am Zahnrad eine Resultierende Kraft errechnen, dann kann man sich die aufteilung in zwei Ebenen ersparen.
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ihr sagt doch alle das selbe :) wichtig war an der stelle, dass von der umfangskraft nicht nur ein torsionsmoment, sondern auch ein biegemoment ausgeht. Das sollten sich alle verinnerlichen, denen das noch nicht klar ist. ihr habt mit euren ausführungen natürlich recht. die zerlegung in x,y ebene und x,z ebene bietet sich meiner meinung an, weil ein ebenes problem immer besser vorstellbar ist. aber das ist nur geschmackssache..
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Wenn deine Kraft damit beschäftigt ist, die Welle zu verbiegen, wer bringt dann deine Leistung anner Welle auf? Oder anders gefragt: Warum wendest du die Statik auf ein System an, dass frei beweglich ist?
Edit: Denkfehler meinerseits, natürlich gehorcht das System auch der Statik. Die Biegung setzt sich dann aus dem Pythagoras über Umfangslast und vertikal angreifender Last zusammen... aber ist durch die Größe der Welle eh vernachlässigbar gering.
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Da hast du recht, wenn man sich nicht verrechnet und auch noch die Annahmen stimmen, dann ist das Ergebnis richtig :) (ich hoffe du kannst das als Spaß verstehen?!)
Nächstes Semester werdet ihr in der Kinetik folgendes machen: quasi statische Kräfte- und Momentenbilanzen auf freigeschnittene Körper anwenden. Damit gewinnt man dann eine Last, die mit einer Trägheit eine Beschleunigung hervorruft...
Also grundsätzlich ist es so, dass ein Körper im Gleichgewicht ist und sich nicht bewegt, wenn sich alle auf ihn einwirkenden Lasten aufheben. Wenn du nun, um dieses Gleichgewicht herzustellen eine zusätzliche Kraft brauchst, dann wird sich der Stillstand nicht mehr halten lassen und der Körper wird durch diese Kraft beschleunigt...
Aber das ist ja hier nicht der Fall oder kommt wirklich nur im Moment des Hochlaufes zum Tragen, aber darum geht es ja nicht...
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so, sind sich fast alle einig ;), und der polarbär kann noch ma seine Hausaufgaben machen...
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Mal ne dumme Frage: Bei uns in der Übung wurde mal eine Beispielwelle mit Zahnrad herumgereicht, sodass man sich ansehen konnte, wie die Verbindung am Ende aussehen soll.
Wurde das dort mit einem Pressverband realisiert? Anders geht es doch nicht oder?
Also ich hab mir das so vorgestellt, dass ich da einen Flansch auf der Welle festpresse und das Zahnrad an den Flansch mittels der Schrauben festschraube. Klingt das vernünftig? :(
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Mal ne dumme Frage:
Wurde das dort mit einem Pressverband realisiert? Anders geht es doch nicht oder?
Doch es geht anders und es soll auch anders, indem du den Absatz an dem das Zahnrad festgeschraubt wird, aus der Welle drehst. Bedeutet der Rohling muss so groß sein wie der Flansch, ist zwar etwas teuerer aber Presssitz soll nicht!
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Naja, also was vernünftig ist oder nicht, ist ja erstmal dahin gestellt. Wichtig wäre eben als erstes: soll oder darf es einen PResssitz geben, oder nicht?!
Ansonsten frage ich mich, wieso du erst einen Flansch aufschrumpfen willst und daran das Zahnrad schrauben?! Mach den Presssitz doch gleich mit dem Zahnrad...
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Wir sollen, soweit ich das mitbekommen habe, nichts irgendwo mit Presssitz auslegen.
Der Wellenabsatz sollte, so der Übungsleiter, aus nem Vollteil gedreht werden. Dann sollten da sechs Löcher rein, an welche dann das Zahnrad angeschraubt wird. Er hat selbst zugegeben, das dass weder am ökonomischsten, noch am einfachsten ist, aber daran sollten wir uns nicht stöhren.
:huh:
Nur an dem Abtriebsende können wir uns selbst etwas überlegen.
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Wenn es in der Aufgabenstellung nicht beschrieben ist, wie ihr das Verbinden sollt, dann ist es eigentlich Frei Wahl. Aber man kann immer den Übungsleiter fragen.
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Aber scheinbar gibt es ja doch eine Vorgabe, wie die Verbindung auszusehen hat, weshalb mich die Frage etwas irritiert...
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[align=left]Eine Welle (1) aus Vergütungsstahl soll mit einem Kegelrad (2) durch eine kraftschlüssige Schraubenverbindung verbunden werden. Eine zusätzliche Nabe ist nicht erwünscht.[/align]
Ich denke mal, einen aufgeschrumpften Flansch kann man schon als Nabe betrachten, somit ist er verboten. Und das Zahnrad anzuschrauben ist zwar nicht besonders sinnvoll (s.o.) aber den Flansch dafür erst extra aufzuschrumpfen ist sicher noch viel ungünstiger...
Wahrscheinlich müsst ihr dann auch die Kerbwirkung am Wellenabsatz berücksichtigen.
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Öhm na gut. Aber wie ist das denn mit dem Durchmesser des Absatzes. Es ist ja in der Aufgabe nur die Toleranz (H7) gegeben. Ich vermute jetzt einfach mal, dass es diese Kegelräder nicht mit jedem beliebigen Innendurchmesser gibt, aber im Arbeitsheft steht dazu nichts drin. Kann ich mir den jetzt ausdenken oder muss ich da extra in einer Norm für blättern, bis ich da was entsprechendes gefunden habe?
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Hat irgendjemand meinen post gelesen worin eindeutig steht: "kein Presssitz sondern aus Vollteil gedreht", frage mich warum man dann noch 5 posts braucht um dass nochmal auszuwerten, meine fresse...........:wallbash:
Man kann das ganze auch in die länge ziehen.
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meine fresse...........:wallbash:
Man kann das ganze auch in die länge ziehen.
Willkommen im Bombentrichter...ich werde mich jedoch jeder weiteren Bemerkung enthalten.
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Öhm na gut. Aber wie ist das denn mit dem Durchmesser des Absatzes. Es ist ja in der Aufgabe nur die Toleranz (H7) gegeben. Ich vermute jetzt einfach mal, dass es diese Kegelräder nicht mit jedem beliebigen Innendurchmesser gibt, aber im Arbeitsheft steht dazu nichts drin. Kann ich mir den jetzt ausdenken oder muss ich da extra in einer Norm für blättern, bis ich da was entsprechendes gefunden habe?
ich werfe mal ein wort in den raum: "zentrierung" :P
was die verbreitung über mehrere posts wegen einer frage angeht: nicht nur willkommen im Bombentrichter - wilkommen im internet!:D:)
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Es geht doch gar nicht mehr um den Presssitz. Trotz allem wird das Kegelrad ja an der Welle festgeschraubt. Nun ist in der Zeichnung die Toleranz H7 gegeben, und ich nahm an, dass man das Kegelrad an dieser Stelle über die Welle "stülpt" und dann die Schrauben anbringt. Dafür bräuchte ich ja aber diesen entsprechenden Durchmesser. Also nicht den der Welle, sondern den, auf den sich diese Toleranz bezieht. Naja, frage besser den Üleiter morgen, da wird man wenigstens nicht gleich angemeckert, wenn man nochmal genauer nachfragt.
Ich habe übrigens den Eindruck, dass manche Leute aus dem Bombentrichter eher ein HicknHack machen wollen. Frage mich, ob das so wünschenswert ist :whistling:
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Kannst du dir den Wellendurchmesser nicht aussuchen (ist er vorgegeben?)? Die Toleranz HZ bezieht sich auf die Bohrung ist eine durchmesserungebunden Angabe. Der Durchmesser sollte der Gleiche sein wie die Welle und du gibts über die Toleranz an, wie leicht bis gar nicht sich das Zahnrad auf die Welle schieben lässt.
Ich frage mich, was möchtest du wissen?
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So wie ich das verstanden hab, möchte er wissen, wie groß er den Wellendurchmesser machen soll, damit es auch das passende Kegelrad als fertiges Normteil dazu gibt...
Aber ich denke mal, dass ist hier egal, weil die Normteile wirste eh nicht so bekommen, dass, die oben noch mit bis über den Wellenabsatz gehen. Sehe ich das richtig, dass man das sowieso als Einzelteil vorsehen müsste (für diese Welle)???
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Naja, ich hab das von der Beispielwelle der Übung so in Erinnerung, dass das genau gepasst hat. Bin mir aber auch nicht mehr sicher.
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Korrigiert mich falls ich mich irre, aber ich denk mal Zahnräder sind keine Normteile. Da gibts ja eigentlich über Modul, Zähnezahl, Durchmesser und Schrägungswinkel unbegrenze Kombinationsmöglichkeiten, ich glaube kaum dass die alle genormt sind... oder?
Also ich vermute dass ihr den Wellendurchmesser einfach so ansetzen sollt, dass es hält, und das Kegelrad wird entsprechend gefertigt...
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sehe ich ähnlich.
die H7 sind bestimmt wirklich da, um die geneigten herrschaften (und damen) auf die notwendigkeit einer zentrierung hinzuweisen. für selbige wird man nämlich zum einen die welle und zum anderen halt die bohrung mit einer toleranz versehen müssen.
und zahnräder und normteile: nope - keine chance. berechnung ist genormt, wie auch die stufung der moduln, aber dann ist essig. da kann ich tigerente nur beipflichten.
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Hallo Ich hab ne Frage!
wir haben uns mit den d(ü)´s rumgeschlagen! Haben aber das Problem, dass die Aufgabenstellung dü am Lager A , Abtrieb und Ritzel verlangt! Nun wissen wir nicht, welche Formeln wir an den 3 Stellen benutzen müssen bzw. welche Momente jeweils zu berücksichtigen sind.
Ist die Nennspannung gleich der Mittelspannung?
Danke schön!
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So wie ich das mitbekommen habe berechnet man an einer Stelle der Welle den überschlägigen Durchmesser und nimmt dann von da aus Material ab für die Absätze. Ansonsten kannst du ja auch für jede gefragte Stelle den Durchmesser einzeln berechnen, aber ansich ist es ja sowieso nur eine Schätzung, also weiß nicht, ob das wirklich nötig ist.
Die Mittelspannung ist nicht die Nennspannung. Bei Umlaufbiegung zB ist die Mittelspannung 0, nicht jedoch die Nennspannung.
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jop.
ich würde den abtrieb dimensionieren und von da aus dicker werden - es muss ja immer noch irgendwas draufgeschoben werden (lager, ...). alternativ kann man auch noch mal an der stelle des zahnrades rechnen. dort würde knapp links des rades rechen. so liegen das drehmoment (was ja zu übertragen ist) und die biegung an (durch die zahnradkräfte - TM lässt grüßen.;)). damit hat man zwei hausnummern, was die wellendurchmesser angeht.
und mittelspannung und nennspannung haben ursächlich nix miteinander zu tun ... (mittelspannung ergibt sich aus dem zeitlichen verlauf der belastungen und der geometrie, nennspannung ergibt sich aus der nennbelastung und der geometrie.)
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also ich will den Durchmesser der Welle berechnen, hab die Biegemomentenverläufe ausgerechnet und weiß auch das Torsionsmoment. Die gefährdeste Stelle is demnach die wo das Zahnrad aufgeschraubt wird.
So jetzt gibts es da diese überschlags Gleichungen, von denen würde ich die mit dem Vergleichmoment nehmen(Biegung und Torrsion zusammen), die Frage is jetzt was setzte ich da für eine wechselfestigkeit ein??? die vom meinem gewählten Werkstoff oder wie im Schlecht Buch nur 10 - 25 % davon.
ich will einen möglichst effektiven Durchmesser, warum also die vorgaben im Schlecht Buch??
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Folgendes: Laut Aufgabenstellung ist eine Entwurfsberechnung an den drei Stellen Abtrieb, Lager A und Kraftangriff am Zahnrad gefragt. Demzufolge muss man drei mal einen überschlägigen Durchmesser ausrechnen.
Ich habe am Lager A die Formel 11.26 "Torsion (Wellen)" genommen und Kraftangriff am Zahnrad die Formel 11.27 "Torsion und Biegung (Wellen)".
Was mach ich jetzt aber am Abtrieb? Wenn ich hier ebenfalls die 11.26 nehme, bedeutet das ja, dass meine Welle am Abtrieb genauso groß ist wie am Lager. Nehme ich doch die 11.27? Wenn ja, was setze ich dann für Mb ein? Wie würde ich gegebenfalls das Abtriebsmoment berechnen? Am Abtrieb wirkt doch keine (bekannte) Kraft oder sehe ich das falsch?
Fragen über Fragen bei diesem Beleg....
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also:
zum einen wirkt am abtrieb sehr wohl eine belastung - nämlich das torsionsmoment.
zum anderen: warum sollte am lager A nur torsion wirken? rechts des lagers (wo ja noch ein bissel platz sein muss, weil das lager eine gewisse breite hat), wirkt auch biegung - wenn auch nur recht gering.
und vielleicht nochmal insgesamt:
die aufgabenstellung verlangt eine entwurfsrechnung. an deren werten muss nicht sklavisch festgehalten werden. die sind nämlich genau das: nur ein entwurf. ob die welle hält oder ob sie überdimensioniert ist, darüber entscheidet die NACHrechnung - also die sicherheitswerte an den geprüften stellen.
was die festigkeitswerte angeht: wer das verfahren aus dem buch vom prof anwendet, muss natürlich auch die dort angegeben festigkeitswerte verwenden. dass die so niedrig sind, liegt doch darin begründet, dass da bereits sicherheiten und durchschnittliche kerbwirkungen mit eingerechnet sind - so dass man schnell die vorhandenen mit den zulässigen werten vergleichen kann.
bei der nachrechnung senkt man ja dann auch den wechselfestigkeitswert (z.B. sigma_bw) durch kerbwirkung etc. zu einem sigma_b_adk ab, welcher deutlich unter sigma_bw liegt.
was die sache mit den gleichen wellendurchmessern am lager a und am abtrieb angeht: das kann ja gut und gerne sein. viel werden die sich auch nicht nehmen. aber für die endgültige konstruktion kommen dann noch andere sachen hinein, die nicht ausschließlich etwas mit der festigkeit zu tun haben (genormte stufungen für lagerinnendurchmesser, gesonderte bearbeitung des lagersitzes durch anforderungen laut katalog, ...). das kann schnell dazu führen, dass man dann vielleicht doch noch einen wellenabsatz zwischen abtrieb und lagersitz einfügt.
wie schon gesagt: die entwurfsrechnung gibt einen orientierungswert, wie groß die welle (aus festigkeitsgründen) an dieser stelle etwa sein sollte. die endgültige konstruktion (inklusive der nachrechnung der welle) kann davon ohne probleme abweichen.
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bei A is keine biegung, gehst nich umsonst nur vom mittelpunkt der lager aus. daher sollte man sowohl beim abtrieb als auch beim lager A auf den selben d(üb) kommen
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kannst du am ende halten wie du willst. nachrechnen (für die welle) wird/muss man es dann eh am absatz - weil dort zum einen eine kerbe vorliegt und zum anderen, weil dann dort ebend doch (wenn auch nur ein kleines bisschen) biegung vorliegt.
für den entwurf nimmt es sich sehr wahrscheinlich aber wirklich fast nichts. jemand könnte das mit zahlenwerten unterlegen - würde mich schon mal interessieren, was für unterschiede da rauskommen. also einmal das d(üb) nur mit torsion und dann noch mal das d(üb) mit torsion und (dem bisschen) biegung.
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Ich hatte das irgendwann mal mit und ohne Biegung berechnet ... der Unterschied war nicht groß (1 mm oder so). Aber man kann die beiden Berechnungsvarianten (wenn mans nach Prof. Schlechts Buch macht) eh nicht vergleichen, da sich die Formeln und die zulässigen Spannungen mit denen verglichen wird, für beide Varianten unterscheiden (bei Torsion wird die Torsionswechselfestigkeit benutzt; bei Biegung und Torsion eine Vergleichsspannung gebildet und dann glaub ich mit der Biegewechselfestigkeit verglichen).
Da der Absatz fürs Lager sowieso größer ist, als der für die Nabe (unser ÜL wills jedenfalls mit Absatz sehen), fällt das aber eh nicht ins Gewicht. Aufgrund der ganzen Absätze die man braucht, ist die gefährdetste Stelle auch der Teil, wo die Nabe aufgesteckt wird. Aus dem Grund, ist es günstig, für den Entwurf von dort auszugehen und dann die entsprechenden Absätze anzubringen.
Was mir noch aufgefallen ist: Wenn man eine Keilwelle nutzt, dann muss man den überschlägigen Durchmesser noch um die Keilhöhe erhöhen, da der Nenndurchmesser der Keilwelle gleich deren innerem Durchmesser ist.
Und nochwas: Bei mir isses so, dass der statische Festigkeitsnachweiß der begrenzende Faktor ist (die statischen Sicherheiten liegen bei mir so ca. bei der Hälfte der dynamischen). Kann das jemand bestätigen?
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Stimmt. Am Abtrieb wirkt das Torsionsmoment, ist ja auch irgendwie logisch.:whistling:
Wie geht es nun aber weiter?
Laut Vorrednern wie folgt:
...ansonsten haben wir das im MathCad (oder jedes besseres Mathematikprogramm) so gemacht, das du die Komplette Wellenberechnung hin hackst und den Durchmesser so anpaßt, dass deine Sicherheit stimmt.
Klar muss man anhand der Sicherheit dimensionieren, aber welchen Wert soll die Sicherheit überhaupt haben? Selber festlegen? (vielleicht Sd=3 wie in den Übungsaufgaben)
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Klar muss man anhand der Sicherheit dimensionieren, aber welchen Wert soll die Sicherheit überhaupt haben? Selber festlegen? (vielleicht Sd=3 wie in den Übungsaufgaben)
Laut Prof Schlechts Buch Seite 86:
Sicherheit gegen Dauerbruch SD= 1,5 ... 2,5
Sicherheit gegen Fließen SF= 1,2 ... 2,0
ich hab mich daran orientiert.
Eine Frage: Man soll an 2 kritischen Stellen nachrechnen. Zunächst dachte ich da an den Absatz bei Lager A und den Absatz beim Zahnrad. Was ist aber mit dem Abtrieb? Insbesondere wenn da eine Passfedernut ist - sollte man da nicht auch nachrechnen?
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1. Ich hatte das irgendwann mal mit und ohne Biegung berechnet ... der Unterschied war nicht groß (1 mm oder so). Aber man kann die beiden Berechnungsvarianten (wenn mans nach Prof. Schlechts Buch macht) eh nicht vergleichen, da sich die Formeln und die zulässigen Spannungen mit denen verglichen wird, für beide Varianten unterscheiden (bei Torsion wird die Torsionswechselfestigkeit benutzt; bei Biegung und Torsion eine Vergleichsspannung gebildet und dann glaub ich mit der Biegewechselfestigkeit verglichen).
2. Aus dem Grund, ist es günstig, für den Entwurf von dort auszugehen und dann die entsprechenden Absätze anzubringen.
3. Was mir noch aufgefallen ist: Wenn man eine Keilwelle nutzt, dann muss man den überschlägigen Durchmesser noch um die Keilhöhe erhöhen, da der Nenndurchmesser der Keilwelle gleich deren innerem Durchmesser ist.
zu 1.:
Genau. Außerdem steht über der Tabelle: Torsion reicht aus. Das Nächste ist ja gleich die schwammige Formulierung der Vorfaktoren für die Wechselfestigkeiten. Da werden der eigenen Kreativität ja fast keine Grenzen gesetzt.
Genau deswegen spielt es meiner Meinung nach überhaupt nicht die Rolle, wovon man ausgeht bzw. welche Maße die Wellenbereiche haben (2. und 3.), hauptsache man hat am Ende mit den 2 Festigkeitsnachweisen nachgewiesen, dass es hält.
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Eine Frage: Man soll an 2 kritischen Stellen nachrechnen. Zunächst dachte ich da an den Absatz bei Lager A und den Absatz beim Zahnrad. Was ist aber mit dem Abtrieb? Insbesondere wenn da eine Passfedernut ist - sollte man da nicht auch nachrechnen?
So wie ich die Aufgabe verstanden habe, hat die Welle natürlich mehrere kritische Bereiche, die Nachrechnung ist aber nur an zwei gewählten Bereichen notwendig. Ich nehme wahrscheinlich auch den Absatz am Zahnrad und die Stelle bei der Passfedernut.
Abweichende Meinungen sind natürlich erwünscht.;)
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ich würd auch den abtrieb (muss ja nich ne passfeder sein, werden aber wohl trotzdem fast alle so machen) nachrechnen, da in schlechts buch steht, das torsion meist die maßgebliche Belastung ist und dort (jedenfalls bei mir) der kleinste querschnitt liegt, ich glaub die andre kann frei gewählt werden.
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Wie ist das bei euch mit der Sicherheit? Also ich bin noch nicht weiter als bei SD beim Zahnradabsatz, komme aber schon da auf keinen grünen Zweig. Hab mich bei der Berechnung ungefähr an den überschlägigen Durchmesser gehalten und damit den großen Durchmesser bemessen. Nun kam ein SD > 5 heraus. Wie kann das sein?! V.a. wie kriegt man das denn gebacken, in den Bereich von 1,5 ... 2,5 zu kommen? Wenn ich einen weniger festen Werkstoff wähle steigen meine Durchmesser wiederum, wodurch SD nur minimal sinkt letztendlich. Gerechnet hab ich wahrscheinlich richtig, eigentlich so wie in der Übung (Aufgabe 1.3), und mit dem überschlägigem Durchmesser lieg ich auch schon im unteren Bereich (Tendenz zu hoher Überschlagsfestigkeit, also eher höhere Vorfaktoren vor den Werkstofffestigkeiten). Hat jemand einen Tipp?
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Ja wenn du die sicherheit am großen Durchmesser berechnest sollte ein höherer Wert rauskommen, die Sicherheit 1,5...2,5 gilt doch für den minimalsten Durchmesser, also gibt die min Sicherheit an oder sehe ich das falsch? Wo nehmen hier alle diesen "überschlägigen Durchmesser" her, der steht doch nirgends in der Aufgabe?
Ich habe jetzt die Sicherheit einfach mal mit einem erdachten Durchmesser von 40mm und als Material 34CrMo4 genommen und da entsteht ( sofern nicht verrechnet!! ) eine Sicherheit von ca. 2,2 gegen Bruch, also kann ich ja jetzt mal angenommen meinen Abtrieb so um die 40mm dimensionieren?
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1. Ja wenn du die sicherheit am großen Durchmesser berechnest sollte ein höherer Wert rauskommen, die Sicherheit 1,5...2,5 gilt doch für den minimalsten Durchmesser, also gibt die min Sicherheit an oder sehe ich das falsch?
2. Wo nehmen hier alle diesen "überschlägigen Durchmesser" her, der steht doch nirgends in der Aufgabe?
3. Ich habe jetzt die Sicherheit einfach mal mit einem erdachten Durchmesser von 40mm und als Material 34CrMo4 genommen und da entsteht ( sofern nicht verrechnet!! ) eine Sicherheit von ca. 2,2 gegen Bruch, also kann ich ja jetzt mal angenommen meinen Abtrieb so um die 40mm dimensionieren?
1. Hm das verstehe ich jetzt nicht so ganz... Das Entscheidende ist doch vielmehr der Absatz als das Durchmessermaß.
2. Das ist aus dem Buch vom Prof. Anhand der Werkstoffkennwerte und den Belastungen kannst du einen überschlägigen Durchmesser ermitteln, der dann in etwa dem vorhandenen Durchmesser entspricht. Bei mir haut das zwar irgendwie nicht hin, aber naja.
3. Jo klar, 2,2 ist doch ein guter Wert. Nur solltest du das im Beleg nicht grad so sagen, dass du die 40mm einfach so getippt und dann nachgerechnet hast. Mach lieber noch die Entwurfsberechnung als Ergänzung davor.
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Ich hab jetzt bei der Entwurfsformel mal nur die Nennbelastungen eingesetzt (ohne cB) und da geht das schon bissl besser. Bin so bei 3,6. Aber ich verstehe das nicht. Erstens ist der Werkstoff nicht grad der festeste, zweitens lieg ich mit den düb schon echt eher im unteren Bereich durch hoch angenomme Überschlagsfestigkeiten und drittens meinte unser ÜL wir sollen für die Lastannahme schon mit cB rechnen, und nicht mit den Nennbelastungen. Wie kann ich SO trotzdem noch auf 3,6 kommen? :nudelholz:
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kein mensch zwingt euch dazu, die überschlägigen durchmesser (die ja nur ein entwurf sind) dann auch als tatsächlichen durchmesser zu verwenden.
einfachste lösung ist also: durchmesser runter. oder einfach die geometrie gleich lassen und einen günstigeren (=weniger festen) werkstoff.
der sicherheitswert S_D = 1,5 .. 2,5 ist generell als richtwert zu sehen (für jeden berechnungsquerschnitt gleichermaßen). aber natürlich wird man ihn nicht überall gleich gut erreichen.
was die berechnungsstellen angeht: zwei kritische sind gefordert - und geht ruhig davon aus, dass die leute beim kontrollieren genug erfahrung haben, um abzuschätzen, ob nicht ein anderer querschnitt signifikant schlechtere werte hat. es lohnt sich also, zumindest mal überschlägig auch mehr als zwei querschnitte zu prüfen - auch wenn dann nur zwei in den beleg rein müssen.
was die sache mit der torsion als maßgebliches angeht: für S_D ist sie dass nicht immer. wenn M_tm z.B. recht groß ist, aber dafür M_ta sehr gering, dann kann (für die Dauerfestigkeit) auch gerne mal die biegung maßgebend werden. der springende punkt ist: beide sicherheiten (S_F und S_D) müssen passen.
@starKI: wieso muss der wellendurchmesser am lager größer sein als an der nabe (der zum zahnrad, oder?)? ein absatz kann ja auch bedeuten, dass die welle zwischen lager und nabe hin dicker wird. :blink:
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kein mensch zwingt euch dazu, die überschlägigen durchmesser (die ja nur ein entwurf sind) dann auch als tatsächlichen durchmesser zu verwenden.
Ja schon klar, aber wenn man solche blöden Werte rausbekommt, zweifelt man an der Richtkeit seiner Rechnung. Das kann ja eigentlich nicht sein, dass man bei normaler Vor- und Nachrechnung (wie gelernt) auf eine Sicherheit von 6 kommt.
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warum denn nicht? in den zulässigen spannungswerten für die entwurfsrechnung stecken ja auch irgendwelche sicherheiten drin. und die werden sicher nicht so gewählt worden sein, dass man immer an der unteren grenze der sicherheit bei der nachrechnung landet. schließlich sind ja durch unterschiedliche kerbschärfen etc. eine ganze reihe von fällen möglich (die im entwurf ja noch nicht differenziert werden). also nicht verbissen sehen.
die überschlägigen durchmesser sind echt nur hausnummern, wenn man ebend keine erfahrungswerte hat.
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Mir stellt sich gerade folgende Frage:
Wenn ich die Sicherheit an einem Wellenabsatz berechnen möchte, muss ich ja die Formzahl alpha einbeziehen. In dieser Formel ist ein Radius enthalten.
Ist es nicht aber ungünstig, wenn man ein Lager auf die Welle schieben will, dass man dann am Absatz einen Radius hat? Ich dachte immer an solchen Stellen wäre ein Freistich sinnvoll.
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man ist das alles verwirrend hier, also habt ihr bei der berechnung der sicherheiten mit den überschlägigen durchmessern erstmal gerechnet ??
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man ist das alles verwirrend hier, also habt ihr bei der berechnung der sicherheiten mit den überschlägigen durchmessern erstmal gerechnet ??
Ja.
Bin grad bei Berechnung der Vergleichsmittelspannung laut FB4. Wie groß sind denn die die mittlere Biegespannung und die mittlere Torsionsspannung? Sind die jeweils gleich der Biegenenn - und Torsionsnennspannung?
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Mir stellt sich gerade folgende Frage:
Wenn ich die Sicherheit an einem Wellenabsatz berechnen möchte, muss ich ja die Formzahl alpha einbeziehen. In dieser Formel ist ein Radius enthalten.
Ist es nicht aber ungünstig, wenn man ein Lager auf die Welle schieben will, dass man dann am Absatz einen Radius hat? Ich dachte immer an solchen Stellen wäre ein Freistich sinnvoll.
Skript S. 72, b oder schau mal im Buch, da ist das auch ein wenig erläutert/ illustriert.
Edit:
Ja.
Bin grad bei Berechnung der Vergleichsmittelspannung laut FB4. Wie groß sind denn die die mittlere Biegespannung und die mittlere Torsionsspannung? Sind die jeweils gleich der Biegenenn - und Torsionsnennspannung?
Umlaufbiegung (Biegemittelspannung 0) und Torsionsnennspannung würde ich sagen. Aber gut dass du das ansprichst. Wann nimmt man denn eigentlich i.A. keinen, und wo CB bzw. CS als Vorfaktor? Ich finde das ziemlich verwirrend. Wenn man den Beleg mal durchrechnet kommt man bestimmt 3-4mal an die Stelle wo man sich diese Frage stellen muss. In der Vorlesung kam das irgendwie nicht, und aus den Übungsaufgaben geht das auch nicht klar hervor (tw. mal so und mal so).
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Ich weis zwar nicht, ob du das meinst, aber wir hatten in der Übung mal folgende Formeln:
tau t,a=tau t,nenn*(Cb-1)
tau t,max=tau t,nenn*Cs
sigma b,max=sigma b,nenn*Cs
sigma b,a=sigma b,nenn*Cb
b-Biegung
t-Torsion
a-Auschlag
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Woher kommt denn in der tau t,a formel das (CB-1)? Also, dass das CB rein muss ist klar, aber warum zieht man noch einen ab, während man das bei der Biegung sein lässt?
Und wie ist das denn dann beim Zug? Den muss man ja auch noch mit berücksichtigen...
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Bei den Faktoren hab ich mich auch schon totgegoogelt und aus dem Buch und dem ganzen Skripten kann ich das auch nicht wirklich erkennen. Wäre gut wenn das nochmal jemand erklärt.
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tau t,a=tau t,nenn*(Cb-1)
tau t,max=tau t,nenn*Cs
sigma b,max=sigma b,nenn*Cs
sigma b,a=sigma b,nenn*Cb
Jo, aber wann nimmt was was? Wahrscheinlich fragt sich das Lhop auch :)
1. Woher kommt denn in der tau t,a formel das (CB-1)? Also, dass das CB rein muss ist klar, aber warum zieht man noch einen ab, während man das bei der Biegung sein lässt?
2. Und wie ist das denn dann beim Zug? Den muss man ja auch noch mit berücksichtigen...
1.[latex] \tau_{t,a} = \tau_{t,B} - \tau_{t,n} = C_B \cdot \tau_{t,n} - \tau_{t,n} = \tau_{t,n} \cdot (C_B - 1)[/latex]. Biegung ist Umlaufbiegung (Mittelspannung 0), da hatten wir in der Vorlesung mal ne Tabelle zu den Lastfällen und den einzelnen Größen.
2. Hm ja, das interessiert mich auch. Eigentlich gibt es zur Druckspannung ja nur den Nennwert, oder?
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Hm, ich dachte Tau t,max wäre Cs * Tau t,n und nicht Cb * Tau t,n. Bist du sicher, dass das so stimmt?
Äh ja sorry, du hast Recht! Flüchtigkeitsfehler, hab's gleich mal geändert. Danke!
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@starKI: wieso muss der wellendurchmesser am lager größer sein als an der nabe (der zum zahnrad, oder?)? ein absatz kann ja auch bedeuten, dass die welle zwischen lager und nabe hin dicker wird. :blink:
Ne ich mein die Nabe links ... also am Abtrieb. Laut unserem ÜL sollen wir davon ausgehen, dass da ne Kupplung als Nabe draufkommt und wir sollen ausdrücklich nen Absatz als "Anschlag" dafür vorsehen (ich würde ne Hülse zw. Lager und Abtriebsbauteil als viel sinnvoller erachten, weil dann der Absatz wegfällt und vor allem der Durchmesser des nächsten Wellenabsatzes geringer wird und damit mehr "Platz" für die Schrauben bleibt - bei meiner Belegvariante isses nämlich so, dass ich unter den gegebenen Voraussetzungen selbst beim hochfestesten Werkstoff aufgrund der ganzen Absätze den Lochkreisdurchmesser nicht einhalten kann, weil sonst nicht genügend "Fleisch" für die Gewinde im Zahnrad bleibt).
Und was ich schon sagte: Achtet mal nicht nur auf die Dauerbruchsicherheiten sondern rechnet auch mal die Sicherheiten gegen Fließen aus (bei mir ist die Sicherheit gegen Dauerbruch an der Welle-Nabe-Verbindung auch 5,5; die Sicherheit gegen Fließen aber nur 2,2 - liegt darin begründet, dass der Betriebsfaktor gegen den Stoßfaktor doch relativ gering ist).
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1. taut,a = taut,max - taut,n = CB * taut,n - taut,n = taut,n (CB - 1).
Hm, ich dachte Tau t,max wäre Cs * Tau t,n und nicht Cb * Tau t,n. Bist du sicher, dass das so stimmt?
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Und was ich schon sagte: Achtet mal nicht nur auf die Dauerbruchsicherheiten sondern rechnet auch mal die Sicherheiten gegen Fließen aus (bei mir ist die Sicherheit gegen Dauerbruch an der Welle-Nabe-Verbindung auch 5,5; die Sicherheit gegen Fließen aber nur 2,2 - liegt darin begründet, dass der Betriebsfaktor gegen den Stoßfaktor doch relativ gering ist).
Und was hast du am Absatz beim Zahnrad heraus? Auch so große Sicherheiten?
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Äh ja sorry, du hast Recht! Flüchtigkeitsfehler, hab's gleich mal geändert. Danke!
Aber in dem Falle geht doch dann die Herleitung für das CB-1 auch nicht auf....Woher kommt denn das nun? :pinch:
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Und was hast du am Absatz beim Zahnrad heraus? Auch so große Sicherheiten?
Ja klar doch, anders gehts ja auch gar nicht. Die Welle muss nunmal abgesetzt werden und über die Vergleichsspannungshypothese werden die beiden Spannungen ja verrechnet woraus nicht zwangsläufig eine viel höhere Beanspruchung resultieren muss, als wenn du nur eine der beiden Spannungen hernimmst (siehe TM). Und vor allem: Das Widerstandsmoment steigt mit dem Durchmesser^3 D.h. wenn dein Durchmesser der Welle unterm Zahnrad 10 mm größer ist, als am Abtrieb, hält die Welle gleich mal vieeel mehr aus. Meine Dauerbruchsicherheit an dem Absatz am Zahnrad liegt glaub ich bei 12 oder 14 und die Sicherheit gegen Fließen 8 (anders gehts auch gar nicht, weils sonst vorne nicht mehr hält).
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@Bommis
Passt schon. Stimmt schon, das mit dem taut,max und dem CS, der Fehler lag aber in der Gleichung, denn da muss taut,B hin, hatte das auch geändert.
[latex] \tau_{t,a} = \tau_{t,B} - \tau_{t,n} = C_B \cdot \tau_{t,n} - \tau_{t,n} = \tau_{t,n} \cdot (C_B - 1)[/latex].
@starKI
Naja ich wunder ich v.a. darüber, dass dein Fließen viel kleiner ist als Dauerbruch, bei mir sind die in etwa gleich und Fließen ist größer, wobei ich bis jetzt nur den Absatz beim Zahnrad gerechnet hab. Deswegen wollte ich mal nachfragen.
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Super, wenn mir jetzt noch jemand sagen kann, wie man die Amplitude der Zugkraft bestimmt, kann ich ja die Sicherheiten ausrechnen :w00t: .
Wie ist das eigentlich mit der Schraubenverbindung? Das steht ja, man soll die auslegen. Heißt das, dass man das komplette Programm nach dem Prof.Schlecht-Buch abarbeiten soll, sprich Festigkeitsnachweis etc.? Oder sollen wir uns bloß für eine Schraube entscheiden und die Festigkeitsklasse bestimmen?
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Zu den Schrauben:
Unter Auslegung versteh ich einen kompletten Festigkeitsnachweis...
Wenn du dir eine Schraube aussuchst und die Festigkeitsklasse bestimmst, beschreibst du damit ja eigentlich nur die Werkstoffeigenschaften. Damit hast du noch lange nicht bewiesen, dass die Schraube auch hält!
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Unser Ü-Leiter meinte, zu der Schraubenauslegung kommt noch eine Stunde. Danach erst können wir den Teil des Beleges lösen.
Ich hänge wieder mal an der Vergleichsmittelspannung. Wie erkenne ich denn nun, wie groß sigma z,dm ; sigma bm und tau m sind? Das ist doch an jeder Stelle der Welle verschieden, oder?
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Ich bin mir nicht sicher, was genau du jetzt meinst. Du hast ja einen bestimmten Querschnitt, den du untersuchen willst. Wenn in diesem Querschnitt zB Biegung, Torsion, und Zug kombiniert auftreten, dann bestimmst du eine Vergleichsmittelspannung. Die Formel dafür steht im AH.
Im Falle des Beleges ist die Mittelspannung der Welle aber immer 0, wegen Umlaufbiegung. Bei Torsion entspricht sie der Nennspannung. Frag mich nicht, warum das so ist, aber es ist so^^.
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Im Falle des Beleges ist die Mittelspannung der Welle aber immer 0, wegen Umlaufbiegung. Bei Torsion entspricht sie der Nennspannung. Frag mich nicht, warum das so ist, aber es ist so^^.
Mit der Biegung hast du ja schon erklärt, einmal wird die Faser zusammengedrückt und einmal auseinandergezogen und dazwischen muss die Biegung logischerweise auch mal null sein bzw. muss der Mittelwert auch Null sein, wenn die Welle rund ist :w00t:
Aber wenn die Faser verdreht wird, sprich auf Torsion belastet wird, liegt also ein Faserende in der Drehrichtung vor dem anderen. Da ja die Verdrehung überall vorhanden ist, also das eine Ende immer vorne liegt, egal ob es nun gerade oben oder unten ist, kann sie nie negativ werden und damit muss die Torsionsmittelspannung größer Null sein. Dabei entspricht sie der Nennspannung, wenn das Torsionsmoment konstant oder schwellend ist.:wacko:
Ich hoffe, ich konnte mich halbwegs verständlich ausdrücken.
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ja leute, jetz kommen wir dahin wo der frosch die locken hat.
Wie berechne ich die Zugamplitude, jemand ne ahnung?
Die Zugnennspannung kann ich bestimmen, aber die Amplitude, ka.
Edit: Habs rausgefunden, jeder der es wissen will sollte sich mal überlegen wie die Zugspannung mit den Momenten Mbx und Mby zusammen hängt, und wie diese sich im Betrieb verändern (siehe Sigmab = wechselnd)
mfg Ziu
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Ich hoffe, ich konnte mich halbwegs verständlich ausdrücken.
Ja konntest du!!!
Ich hab die ME-Belege zwar schon letztes Jahr gemacht, aber trotzdem find ich deine Erklärung unglaublich erleuchtend - Danke!! :flower:
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ja leute, jetz kommen wir dahin wo der frosch die locken hat.
Edit: Habs rausgefunden, jeder der es wissen will sollte sich mal überlegen wie die Zugspannung mit den Momenten Mbx und Mby zusammen hängt, und wie diese sich im Betrieb verändern (siehe Sigmab = wechselnd)
mfg Ziu
Kannst du nicht bittel schnell sagen, was du meinst? Möchte da jetzt eher nicht raten:whistling:
So spontan hätte ich vermutet, dass sich die Amplitude genau wie bei Torsion, also mit Cb-1 * sigma n bestimmen lässt, da die Zugbeanspruchung ansich ja nicht umlaufend ist.
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Genau Ziu, wozu das Rätselraten. Keine Ahnung, was eine reine Zugspannung mit Biegemomenten zu tun haben soll außer... niente? Wäre nett wenn du etwas mehr dazu schreibst.
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Genau Ziu, wozu das Rätselraten. Keine Ahnung, was eine reine Zugspannung mit Biegemomenten zu tun haben soll außer... niente? Wäre nett wenn du etwas mehr dazu schreibst.
mhh, es geht darum dass ich net alles verraten will, den Zusammenhang findest du im TM Heft auf Seite "2.5 Biegung gerader Balken".
So dann strengt mal euer Köpfchen an.
Kannst du nicht bittel schnell sagen, was du meinst? Möchte da jetzt eher nicht raten:whistling:
So spontan hätte ich vermutet, dass sich die Amplitude genau wie bei Torsion, also mit Cb-1 * sigma n bestimmen lässt, da die Zugbeanspruchung ansich ja nicht umlaufend ist.
mhh wohl net ganz so richtig.
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Ich geh dann einfach mal davon aus, dass du es auch nicht weißt....ist ja schon etwas merkwürdig, dein Ratespiel. Wenn du meinst, du könntest anderen Leuten mit deiner Antwort den "Spaß" nehmen, kannst du ja ne Spoiler-Meldung drankleben :wallbash:
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Ich geh dann einfach mal davon aus, dass du es auch nicht weißt....ist ja schon etwas merkwürdig, dein Ratespiel. Wenn du meinst, du könntest anderen Leuten mit deiner Antwort den "Spaß" nehmen, kannst du ja ne Spoiler-Meldung drankleben :wallbash:
Nö es geht darum, dass du einfach mal selber dein Köpfchen anstrengen sollst.
Ich habe euch doch bereits einen Tipp gegeben, es steht im TM Heft. Zum Lesen solltest du ja fähig sein.
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Ja schon klar, das im TM-Heft Formeln stehen. Nur resultiert ne Zugspannung nunmal aus einer Längskraft und hat nichts mit Biegemomenten zu tun. Im TM-Heft die lange Formel sagt doch nichts anderes aus, als dass sich die Biegespannung um die z-Achse aus einem Zug- und einem Biegeanteil ergibt. Was soviel heißt, dass die (Gesamt-) Biegespannung umso größer ist, je mehr du zusätzlich zur Biegebelastung an dem Bauteil ziehst.
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mhh, es geht darum dass ich net alles verraten will
Aber sonst ist alles klar? :huh:
Also entweder hilfst du den anderen oder du läßt es bleiben! Wir spielen hier nicht Schnitzeljagd, denn das bringt niemandem etwas sondern verwirrt nur unnötig.
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Ich hab mal ne komplett andere Frage...und ne verdammt Grundlegende.
Ich war in der Übung bei der wir was zum Beleg gesagt bekommen haben und jetzt bin ich bei der Grundlegenden Gestaltung sehr irritiert da Herr Kupfer ne sehr putzige Skizze an die Tafel brachte. Also wo welcher Absatz mit welchen Details wo ranmuss ist mir jetzt ziemlich schleiherhaft. Ich hab mir das aus meinen Aufzeichnungen der Übung wie im Angefügten Bild zusammengedacht...aba ich kann mir net vorstellen dass das so stimmen kann. (Beim Loslager B is die Welle dünner seh ich grad...ist ein zeichenfehler)
Bin für jeden Hinweis oda verbesserte Skizze dankbar!
PS: Das Bild is ein wenig arg gestaucht aba das ganze is ehhh net Maßstabsgerecht
Schöne Restferien noch an euch :happy:
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So wie du die Welle gezeichnet hast, kannst du das Zahnrad glaube ich gar nicht montieren. Das liegt an den Absätzen, das Kegelrad geht ja so nicht über den Absatz beim Lager A drüber. Soll heißen, die Querschnittsänderungen, die du vornimmst, müssen auch über einen längeren Abschnitt bleiben. Ach, keine Ahnung, wie ich das um die Zeit jetzt noch besser erklären soll, sry^^
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bei tm unter 2.5 gehen noch die biegungen der querkräfte in die zugspannung mit ein...Also kann man mit der formel die nennzugspannung berechnen. Da wir umlaufbiegung haben, geht bei der Mittelwertbetrachtung der reine zug mit ein, da in dem falldie biegung ja 0 ist. und bei der Amplitude würde ich dannwieder die formel verwenden, aber deb zug mit (Cb-1) multiplizieren und den teil mit den biegemomenten mit Cb.
ka, ob das der richtige ansatz ist
noch was anderes: wenn ich in an der nut für den sicherungsring die sicherheit gegen dauerbruch berechne, muss dann noch die zugkraft berücksichtigen. laut mech. model geht sie ja im lager verloren, aber an sich ist das ja erst am sicherungsring der fall?!
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Jo, Cb-1 * zug nenn hätte ich ja auch vermutet, aber glauben ist halt nicht wissen. Da man von Ziu wohl keine gescheite Antwort verlangen kann, frage ich Mittwoch den Ü-Leiter und poste dann seinen Kommentar...vll nützt es ja dann jemandem noch was :blink:
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wegen zugspannung: das ganze rührt doch aus dem zeitlichen verlauf her. wer da verwirrt ist, sollte sich das (für einen punkt auf der welle) einfach mal aufzeichnen. und dabei streng trennen in zug/druck, biegung und torsion.
dann kommt man für die zug/druckspannung auf einen ähnlichen zeitlichen verlauf wie für die torsion. also eine sinuskurve, die auf der y-achse verschoben wurde (um die mittelspannung).
für die biegung sieht das das ganze etwas wilder aus - dort wird dem sinus, der aus der umlaufbiegung resultiert, noch die schwankung duch den betriebsfaktor überlagert. also ein (kleiner) sinus, der um die sinuskurve schwingt (ich hoffe das ist verständlich).
deswegen ist die amplitude bei biegung sigma_a=C_B*sigma_b,nenn (wenn der kleine sinus gerade zum maxium des großen sinus ebenfalls maximal wird -> dieser wert wird als dauerbelastung angenommen).
bei der torsion sieht es anders aus. dort schwankt die spannung um den mittelwert. die oberspannung ergibt sich also so:
tau_t,o = tau_t,nenn * C_B
und tau_t,o-tau_t,m (hier und auch sonst meisten gleich tau_t,nenn) ergibt dann die amplitude. ergo =>
tau_t,a = tau_t,nenn * C_B - tau_t,nenn = (C_B-1) * tau_t,nenn
unser Ü-L hat das mal schön an die tafel gepinselt und dann an den diagrammen erklärt. ich hoffe auch in reiner textform leuchtet es ein (bin zu faul, dazu jetzt noch auf die schnelle was zu pinseln).
natürlich ist auch die zug/druckspannung eine normalspannung, aber bei ME wird sie ebend nicht so einfach dazugerechnet - sondern beim festigkeitsnachweis wird die reine zug/druck-beanspruchung mit der zug/druck-wechselfestigkeit (sigma_zdADK) verglichen.
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Ich hatte gerade Übung und hab erfahren, dass wir nun doch Lager und ein Stück vom Gehäuse in die Zeichnung reinnehmen sollen...:blink:
So'n Kugellager zu konstruieren wär aber bissl doof:wallbash:
Hat einer ne Idee wo man sowas (Reihe 62) kostenlos runterladen kann?:mellow:
Wär gudd wenn ihr euch meldet!
Grüße!
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Weiß jemand wie man die Sicherheiten von der Passfederverbindung ausrechnet bzw. wie man auf die zulässigen Pressungen kommt?
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Weiß jemand wie man die Sicherheiten von der Passfederverbindung ausrechnet bzw. wie man auf die zulässigen Pressungen kommt?
Schau mal ins AH1 bei WN2
Die Zulässigen hängen vom Werkstoff deiner Passfeder ab und die Sicherheit ist immer die Zulässige durch die Vorhandene!
Die Vorhandene muss logischerweise kleiner als die Zugelassene sein...:D
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Die Zulässigen hängen vom Werkstoff deiner Passfeder ab[...]
Ja schon klar, aber wie ist denn der genaue Zusammenhang.
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Ja schon klar, aber wie ist denn der genaue Zusammenhang.
In der Regel kann man das aus dem Heft1 bei WS2 glaub ich entnehmen...
Als Passfeder Werkstoff würd ich E335 empfehlen, das ist der Gebräuchlichste!:happy:
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In der Regel kann man das aus dem Heft1 bei WS2 glaub ich entnehmen...
Als Passfeder Werkstoff würd ich E335 empfehlen, das ist der Gebräuchlichste!:happy:
Hm eigentlich E295 oder. Und bei mir steht bei WS2 nix davon. Ich dreh hier durch suche schon seit Nachmittag. Im Buch nix, in den Heften nix. Und mit der Rechnung nach der einen einfacheren DIN Formel + Tabelle für pzul komm ich nicht an die Ergebnisse von der 3.3 heran (wollte erstmal da auf die richtigen Lösungen aus der Übung kommen bevor ich Beleg rechne).
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Nochmal zu den Wellendurchmessern:
so groß kann (darf) der Durchmesser doch garnicht sein, da der Lochkreisdurchmesser ja bei manchen nur 50 mm beträgt... und wenn man nur 3 mm zwischen welle und schraube platz hat kann man ja schlecht die Dinger festziehen oder?
Und ein Absatz von 1,5 mm vom Abtrieb zum Lagerdurchmesser und wiederum 1,5mm zum Kegelraddurchmesser is auch sinnlos...
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Weiß jemand wie man die Sicherheiten von der Passfederverbindung ausrechnet bzw. wie man auf die zulässigen Pressungen kommt?
solltet ihr da nicht eine übung dazu gemacht haben? :huh:
so irgendwas mit einer kupplung oder so? *dunkel in erinnerungen kram*
ansonsten steht das doch eigentlich zum einen unter Welle-Nabe-Verbindungen (da sollte es so eine seite geben, wo die ganzen WNVs aufgelistet sind samt den berechnungen (aöso querpressverbindungen, keilwellen und halt auch passfedern). zum anderen gibts irgendwo eine seite (müsste bei grundlagen der festigkeitsberechnung stehen), wo es um die flächenpressung geht - dort kriegt man die zulässigen werte her (mit deinen entsprechenden werkstoffen).
wegen dem durchmessern: da muss man aber dann sicher auch eine ausgesprochen ungünstige kombination von werten haben, dass es so eng wird. und wellenabsätze mit einer höhe von 1,5 mm? :laugh:
was das anziehen der schrauben angeht: Inbusschrauben? :D :cool:
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Wenn man die 10% Abweichung beim Lochkreisdurchmesser nutzt kann man den Wellendurchmesser mindestens um 5 mm vergrößern.
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Kostenlose CAD-Teile gibts bei http://www.traceparts.com/de/ zum Download!
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So, dann mal wegen der Zugamplitude:
Die wird genauso behandelt, wie Die Torsionsamplitude, also:
Sigma za = (cb-1) Sigma zn
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Noch was Grundlegendes: Ist die Zugspannung denn einfach resultierende Längskraft pro Querschnittsfläche?
Wäre schön, wenn mir jemand die Aussage bestätigen oder ggf. berichtigen könnte.
Hab nämlich die Zugspannung bisher gar nicht mit berücksichtigt:wallbash: .
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Ja, sehe ich auch so
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jep. wie soll man sie auch sonst berechnen? :huh:
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Bei der Aufgabe mit der Passfeder habe ich auch Schwierigkeiten. Nach dem, was ich mir in der Übung notiert habe, wird die zulässige Pressung nach
pzul = Rp0,2/SF berechnet. Für die Aufgabe mit der Passfeder habe ich SF = 1,3 angenommen (aufgrund der Lösung hintendrin).
Dann habe ich das wirkende Torsionsmoment bestimmt: Mt = Cs * 2 * Mtm = 1200 Nm
So....Jetzt musste man die Pressung ja für Welle, Passfeder und Nabe berechnen. Aber ich weiß nicht mehr, welche Werte ich jetzt wie einsetzen musste, bzw. komme ich einfach nicht auf die Lösung hintendrin.
Für die Welle bin ich so vorgegangen:
pwelle = 1200 Nm/(dw * t1 * L1) = 1200 Nm/(0,036m * 0,005m * 0,05m)
Stimmt das so? Nicht sicher bin ich mir vorallem bei der Länge L1. Die ist ja in der Aufgabe nicht gegeben. Nun gibt es im AH noch die Formel
L1/df = 1 ....1,3
Das könnte man ja entsprechend umstellen, aber welchen Wert muss ich denn nehmen, um auf die Lösungen zu kommen?
Ist das denn generell richtig, was ich hier versuche? :)
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ich glaube diese frage sollte zu den übungsaufgaben, aber da es für den abtrieb im beleg auch relevant ist....:whistling:
ich vermute mal du meinst aufgabe 3.3.3:
zuerst solltest du die zulässige pressung an nabe, welle und passfeder ausrechnen: pzul=Rp0,2*K1*Phi/SF s.GFB5
K1...berücksichtigt die Bauteilgeometrie beim Härten, also Passfeder 1, Welle 0,9 und Nabe 0,83
Phi...laut zeitl. Verlauf des Dreshmomentes schwellende Beanspruchung: Phi=0,7
SF... sollte erstmal im Maschinenbau mit 2 angenommen werden
hier solltest du feststellen, dass pzul an der Nabe am kleinsten ist und du besser dort nachrechnest, das reicht aus
jetzt gibt es zwei möglichkeiten, die die aufgabenstellung zulässt. entweder berechnest du die länge der passfeder über die zulässige pressung mit einer kleinen sicherheit oder die auftretende pressung indem du eine länge wählst. die form der passfeder, sowie durchmesser sind vorgegeben, also sind breite und höhe der pf festgelegt... s.WN19
ich habe die erste variante genommen, da ich den abstand zum absatz etc nicht schätzen wollte.
in jedem fall ist die tragende länge der pf zu nutzen also Ln=L1-b und da du an der nabe rechnest nicht t1 sondern t2 wie WN 19 oder t2=h-t1. wir sollten laut übungsleiter außerdem Mtmax bei der pf mit Mtm*cb und bei der keilwelle mit Mtm*cs, warum kann ich mir und dir leider auch nicht erklären, es macht aber bei der aufgabe keinen großen unterschied.
jedenfalls liegt sowohl bei einer als auch bei zwei pfs(traganteil=0,75...schlechts buch S.616) die notwendige Länge weit über den zur verfügung stehenden 50mm, von entfernung zum absatz ganz zu schweigen.
bei variante zwei wählst du dir eine vertretbare länge (ca. 40-46mm) und berechnest dann halt die sicherheit, welche kleiner Serf=1,3 werden wird.
mit beiden varianten solltest du erkenn, dass eine (oder auch zwei) pf nicht verwendet werden kann.
bei b) ist die keilwelle vorgegeben, also brauchst du ja nur die auftretende pressung berechnen.....
es geht also nur darum zu erkennen, dass man nicht immer passfedern verwenden kann und dann z.b. auf ne keilwelle ausweichen muss.
...ende vom lied
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ich hab auch mal noch ein paar wichtige Fragen ...
wenn man die Sicherheit gegen Dauerbruch berechnen will an den Kerben braucht man ja die Torsions- bzw. BiegemomentenAMPLITUDENspannungen ...
ganz oben bei FB2 kann man schlussfolgern dass die maximale Spannung = Amplitudenspannung + Mittelspannung ist.
mich intressiert jetzt was für ein Beanspruchungsfall wie bei dieser Welle haben ... allgemein schwellend, schwellend oder wechselnd ???
angenommen es is allgemein schwellend ... wie berechne ich da die Mittelspannung bzw. kann ich sofort irgendwie die Amplitudenspannung ausrechnen ?
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K1...berücksichtigt die Bauteilgeometrie beim Härten, also Passfeder 1, Welle 0,9 und Nabe 0,83
Wo hast du die Werte her?
SF... sollte erstmal im Maschinenbau mit 2 angenommen werden
Also ist die Sicherheit, die man am Ende rausbekommt, *2 zu rechnen und man erhält die tatsächliche Sicherheit? Bzw. leuchtet mir nicht ein, wieso man in einer Sicherheitsrechnung zwischendrin schon Sicherheiten einbaut. Da ist ja die Sicherheit, die man rausbekommt, die Sicherheit von der Sicherheit.
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@geilo:
Mal eines vorn weg:
MAN LESE, WAS BEREITS GESCHRIEBEN WURDE! DAFÜR DARF MAN DURCHAUS DIE BOARDSUCHE UND VOR ALLEM SEINE AUGEN VERWENDEN...
Alle deine Fragen wurden zumindest indirekt ca. zwei Seiten weiter vorn bereits beantwortet. Aber damit du dir nicht die Mühe machen musst, dass alles zu suchen und dann auch noch zu lesen:
Bei Torsion allgemein schwellend und bei Biegung wechselnd, warum steht wirklich weiter vorn.
tau_a=(cb-1)*Mt/Wt
sigma_a=Mb/Wb
@Jule:
Wo hast du die Werte her?
Kann man doch in FB13 anhand der Durchmesser und der Werkstoffe ablesen bzw. berechnen. Uns hat sie unser ÜL gegeben, genauer gesagt bestätigt.
Also ist die Sicherheit, die man am Ende rausbekommt, *2 zu rechnen und man erhält die tatsächliche Sicherheit?
Nein, SF=2 wird benutzt, um vorhandene Gefügeungleichmäßigkeiten etc., die sich negativ auf die ertragbare Pressung auswirken, auszugleichen.
Bzw. leuchtet mir nicht ein, wieso man in einer Sicherheitsrechnung zwischendrin schon Sicherheiten einbaut. Da ist ja die Sicherheit, die man rausbekommt, die Sicherheit von der Sicherheit.
...um wirklich sicher zu sein:laugh:
Nein, beim Vergleich von vorhandener mit zulässiger Pressung setzt man die Zulässige aus oben erwähnten Gründen herab, um nicht einschätzbare (bzw. nur schwer abzuschätzende) Faktoren abzufangen.
Genau aus dem gleichen Grund erhöht man bei den meisten Sicherheitsnachweisen die vorhandene Beanspruchung, da man auch hier nur bedingt weiß, wie sich verschiedene, meist sogar unbekannte/unerwartete Einflüsse auswirken.
Dazu ein simples Beispiel: Ein Ingenieur soll für dich einen maßangefertigten Stuhl bauen. Dazu nimmt er dein Gewicht und das deiner Kleidung, berechnet den Stuhl und lässt ihn fertigen.
Wenn du den Stuhl dann zu Hause ausprobierst können drei Fälle passieren:[LIST=1]
- Das Holz hat ein Astloch und bricht. Also ist die zulässige Belastung geschwächt worden und du liegst unten.
- Du hast vergessen, das Handy aus der Hosentasche zu nehmen, welches du beim Wiegen nicht dabei hattest. Die vorhandene Beanspruchung ist zu groß, der Stuhl bricht und du liegst wieder unten.
- Der Ingenieur hat beim Studium aufgepasst, deswegen bedacht, dass du so unvorsichtig sein könntest und das Handy in der Hosentasche lässt oder sich sogar noch jemand auf deinen Schoß setzt und er hat außerdem noch damit gerechnet, dass der Werkstoff nicht optimal sein könnte und für alle diese für ihn nur schwer abzuschätzenden Fälle Sicherheitsfaktoren mit in die Rechnung einfließen lassen.
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Krass, das kommt ja fast genau hin :) Vielen Dank krauti, aber wo du die k1 Werte her hast wäre schon schön zu wissen.
Naja, aber andererseits doch nicht so wirklich :). Bei der Passfeder hatte ich SF = 0,95
Aber bei der Welle nur 2,31 und bei der Nabe 0,53. Liegt das jetzt daran, dass die Leute, die die Lösung gemacht haben, eine andere Länge benutzt haben? Ich hab L1 = 50 mm genutzt und dann sah das so aus:
pzul für die Welle = sigma s * k1 * phi / SF = 900 MPa * 0,9 * 0,7 / 1,3 = 436,15 MPa
p für die Welle = (2 * Cs * Mtm) / (df * t1 * (L1 - b)) = (2 * 1,5 * 400 Nm) / (0,036m * 0,005m*(0,05m-0,01m)) = 166,67 MPa
Ist da jetzt noch was falsch?
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FB13:
Passfeder ist klein genug --> K1=1
Welle mit dw=36mm (durch absatz wohl etwas mehr) an Kennlinie 3 ablesen: K1=0,9
Keilriemenscheibe mit D=150: K1=1-0,26*lg(Deff/dB)
edit:
ich frage mich ernsthaft, warum du die sicherheit an der welle noch berechnest, wenn dir doch bereits die beiden anderen rechnungen bewiesen haben, dass es so oder so nicht hält, egal was bei der welle noch rauskommt.
außerdem wird, wie ich oben bereits schrieb, pzul im maschinenbau mit SF=2 berechnet, nur im leichtbau oder wichtigen gründen sollte man davon abweichen.
und schließlich kannst du keine passfeder von 50mm nehmen, wenn am rand noch platz zum absatz bzw. wellenende bleiben muss.
lg krauti und schönes we
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Mal was ganz anderes! Hat jemand ne Ahnung oder irgendwo mal gehört wie man die Stützzahl oder das bezogene Spannungsgefälle bei einem Freistich berechnet! Die Formzahlen gehen aus der DIN 743-2 hervor ! Aber für die obengenannten Sachen haben wir noch keine Idee oder nichts konkretes gefunden:blink:
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Mein Übungsleiter sagte mir, dass man das genau wie bei einem normalen Absatz machen soll. Einziger Unterschied: Man nimmt für die Berechnung den Radius des Freistiches.
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@krauti: Das das für die Aufgabe sinnlos ist, ist schon klar. Ich wollte jedoch nur der Vollständigkeit halber wissen, wie man auf die Musterlösung der Aufgabe kommt.
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hat jemand zufällig das buch, weil hab da ma ne frage, kann das sein das auf seite 559 die lagerreaktionen net ganz hin hauen oder hab ich da gerade nen kleinen hänger???
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Mein Übungsleiter sagte mir, dass man das genau wie bei einem normalen Absatz machen soll. Einziger Unterschied: Man nimmt für die Berechnung den Radius des Freistiches.
Und für das d? Wellendurchmesser und nicht Durchmesser am Freistich?
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hat jemand zufällig das buch, weil hab da ma ne frage, kann das sein das auf seite 559 die lagerreaktionen net ganz hin hauen oder hab ich da gerade nen kleinen hänger???
Klar stimmen die. Wo sollte denn ein Fehler sein?
Ich bin gerade bei der Dimensionierung der Passfedernut. Die Werte b, h, t1.... kann ich in WN18 ablesen. Nun geht es mir aber um die Länge L1. Die berechnet man ja über die Pressung. Als zulässigen Wert nimmt man doch die Pressung in der Passfeder, weil der Werkstoff ja weniger fest ist, als der der Welle, oder? Ich komme nämlich so auf eine Länge von ca. 153mm und das kommt mir ein bissl lang vor.
Angenommen die 153mm stimmen. Wie berechne ich dann die Lage der Passfeder (z.B. Abstand zum Wellenende)?
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Und für das d? Wellendurchmesser und nicht Durchmesser am Freistich?
Ja, so meinte er das. Für die Durchmesser nimmt man die, die man auch bei einer "normalen" Berechnung nehmen würde. Und für den Radius halt den vom Freistich.
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Ich hab neben den ganzen Spezialthemen mal eine grundlegende Frage. Über das Zahnrad und den dazugehörigen Absatz wird das Torsionsmoment eingeleitet. Das hat theoretisch zur Folge, dass es um die Strecke (b1 / 2) + einen gewissen Teil des Absatzes versetzt eingeleitet wird. Der Versatz beträgt bestimmt 20mm und mehr (Abhängig von den gegebenen Werten). Soll man diesen Umstand vernachlässigen? Andernfalls müsste man 3 Schnitte machen & Co :o
Vielen Dank und ein angenehmes WE!
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@orbisa:
das hängt von deinem übungsleiter ab, bei unserem ist es je nach rechnung zu vernachlässigen.
@mr. bing:
das erscheint etwas sehr viel, scließlich sollte die passfederlänge nie größer als das 1,5-fache des wellendurchmessers sein. jedoch kannst du es noch mit zwei passfedern probieren, mehr geht wegen der dann resultierenden ungleichmäßigen belastung nicht. ich kann dir aber jetzt schon sagen, dass du auch bei 2 pfs immer noch eine länge >100mm haben wirst. also bleibt dir nur, so wie mir auch, eine keilwelle oder ähnliches zu verwenden.
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@ orbisa, krauti
Was meint ihr denn? Das Zahnrad ist doch mit der Welle verschraubt. Ist das nicht egal, wo das Torsionsmoment genau eingeleitet wird? Was muss man denn dann wo berücksichtigen, damit man es vernachlässigen kann?
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ok wenn die lagerreaktionen stimmen sollten, warum is dann F(ax)+F(bx)-F(r)=0, all diese kräfte zeigen doch in die selbe richtung und deshalb verstehe ich das Minus vor dem F(r) nicht ?? das gleiche ist mit der reaktion F(ay)+F(by)-F(t)...
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Für alles die es ganz genau wissen wollen steht in der DIN 743-2 (auf Seite 7 glaub ich) die Formel 10 und 11 zur Berechnung der Formzahl bei einem Freistich aus der Überlagerung von Welle mit Absatz und Welle mit umlaufender Nut. Unterscheidet sich nur unwesentlich von Welle mit Absatz... aber vielleicht brauchts ja jemand!
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@Krauti: Ja, werd ich dann wohl machen müssen. Danke für den Tipp.
@Kaefer: Die Tabelle 11.5 bezieht sich glaube ich auf Abbildung 11.17. Vielleicht war das dein Fehler?
Ich bin gerade auf der Suche nach Fehlern in meiner Rechnung. Habt ihr in die Vergleichsmittelspannung die Zugspannung eingerechnet, oder ist sigmaz,nenn auch gleich null?
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müssen wir bei uns auch die drehrichtung beachten, oder können wir die wählen wie wir wollen
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Ich hab sie nicht beachtet, d.h. ich hab die Kräfte so angenommen, wie sie eingezeichnet sind.
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und wie hast du die kräfte an den lagern angesetzt
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@Kaefer: Ich hab mal schnell im Paint meine Prinzipskizze grob gezeichnet.
@alle: Wie sieht`s denn nun mit der Vergleichsspannung aus? Geht die Zugbeanspruchung mit ein?
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1. Was ist denn prinzipiell konstruktionstechnisch besser, lieber mehr Schrauben kleineren Durchmessers und niedrigerer Festigkeit oder hohe Festigkeit, größerer Durchmesser, dafür weniger Schrauben?
2. Gibt es eine Richtlinie, wie weit die Bohrungen vom Rand entfernt sein müssen?
Wie sieht`s denn nun mit der Vergleichsspannung aus? Geht die Zugbeanspruchung mit ein?
Ich habs in MathCAD mal nachgerechnet: die Sicherheit gegen Dauerbruch hat sich um 0,003 geändert, die Verformungssicherheit gar nicht. Unser Übungsleiter meinte auch, dass die Zugspannung vernachlässigt werden kann.
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Super, Danke.
Das der Unterschied nur gering ist hab ich auch berechnet. Ich dachte nur, dass man es vielleicht vollständigkeitshalber einbezieht.
Zu den Schrauben kann ich leider nicht viel sagen. Wir haben aber nächste Woche noch Aufgaben in der Übung dazu, vielleicht lässt es sich da ja klären.
Eine Frage hab ich auch noch: Gibt es Richtlinien, wo der Abstand z.B. einer Keilwellenverbindung zu einem Wellenabsatz oder einer Sicherungsnut vorgeschrieben ist?
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also nochmal was zu dem punkt sicherheiten bei den zulässigen pressungen: dort kann man sich zwar ein verhältnis von zulässiger pressung zu vorhandener pressung bilden, aber das ist keine sicherheit. weil die ja schon (wie richtig bemerkt wurde) in dem zulässigen wert mit drinsteckt.
über das verhältnis kann man relativ gut vergleichen, welche fläche am gefährdetsen ist, aber das wäre wirklich eine "sicherheit der sicherheit" und damit blödsinn. für flächenpressungen (und alles andere auch, wo man zulässige werte bestimmt, die sicherheiten beinhalten) gilt: die vorhandene pressung muss unterhalb der zulässigen liegen. ende.
zur zugspannung: ich würde den Ü-L fragen. und im zweifelsfall einen kurzen satz schreiben, warum man die zug/druck-beanspruchungen an dieser stelle vernachlässigt. einfach so unter den tisch fallen lassen ist immer doof.
wegen dem abstand keilwelle zu absatz: IIRC sollte die kerbwirkung der einen kerbe bis zur nächsten abgeklungen sein (laut DIN 743). viel mehr gibt es da nicht. sorry. das gilt für den fall der festigkeitsrechnung. sonst stimmen die ergebnisse nämlich nur begrenzt mit der realität überein.
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wegen dem abstand keilwelle zu absatz: IIRC sollte die kerbwirkung der einen kerbe bis zur nächsten abgeklungen sein (laut DIN 743).
Gut, aber was bedeutet jetzt IIRC?:wacko:
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if i remember correctly
wow
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noch mal was anderes zu den sicherheiten
zumindest für gruppe MB/06: unser ÜL hat gesagt, wir sollen die sicherheit an den zwei kritischSTEN stellen berechnen, also alle durchrechnen und die gefährdetsten raussuchen.
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Diese Frage erübrigt sich doch von selber oder?
Natürlich musst du die gefährdetsten Stellen durchrechnen, sonst hast du keinen Nachweis erbracht dass deine Baugruppe hält. Was bringt mir eine Nachrechnung am Wellenende wenn dort keine Kräfte wirken....:rolleyes:
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@ SCAR(ed) Heisst das jetzt man soll den Wert abschätzen???
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Ich habe auchmal ne Frage:
Wie genau gehe ich denn vor bei der Berechnung der Schrauben? Irgendwie fehlt mir da noch der richtige Funke
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Die Schraubenberechnung läuft genauso wie in der Übung 2.2.2 ab. Also die Gleichungen ausm Arbeitsheft 1 Seite SR 18.
Als erstest suchst du dir ne Schraube raus, meinetwegen ne M6 oder M8. Mit den ganzen geometrischen Größen berechnest du dir ein Anzugsmoment für jede Schraube, so dass du eine Vorspannkraft erhälts die größer ist als dein Umfangskraft geteilt durch den Reibwert und die Anzahl der Schrauben (so 5 oder 6). Wenn das erfüllt ist, kann deine Schraubverbindung schonmal das Drehmoment übertragen. Anschließend musst du überprüfen, ob deine Schraube das auch aushält. Die Sicherheit kannst du über die Festigkeitsklassen anpassen.
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(http://www.bombentrichter.de/member.php?u=65)@ Caschu
das war keine frage, das war ne aussage! hat nur unser ül so gesagt.
scheint bei ihm schon vorgekommen zu sein, dass das welche nich gemacht haben.
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also schraubenrechnung steht ja recht ausführlich in den arbeitsheften und es gibt ja auch noch bücher! und die letzten übungen waren auch mit schrauben... denke das sollte gehen ;)
aber ich les gerad, dass es mehrere gibt die ne passfedernut verbauen! welche werte habt ihr denn? weil in meiner gruppe kenn ich noch keinen bei dem die passfedernut halten würde! der stoßfaktor spielt einem da übel mit!
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meine Passfeder ist um die 60mm lang ;)
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Als erstest suchst du dir ne Schraube raus, meinetwegen ne M6 oder M8. Mit den ganzen geometrischen Größen berechnest du dir ein Anzugsmoment für jede Schraube, so dass du eine Vorspannkraft erhälts die größer ist als dein Umfangskraft geteilt durch den Reibwert und die Anzahl der Schrauben (so 5 oder 6)
Für das M braucht man doch F_M. Wie willst du denn erst M berechnen und dann F_M?
Was ist denn eigentlich die Betriebslast der Schraube? F_am?
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Hab auch mal ne Frage zu der Schraubenverbindung.
Normal müssten die Schrauben ja aufgrund der Kraft F_rm auch abgescheert werden!? Also bei unserem Ü-Leiter sollen wir an den Absatz am Kraftangriffspunkt nen Radius von rund 15mm hinbasteln...das bedeudet aber dass das Kegelrad die Welle horizontal gesehen net berühern kann!
Muss ich dann also das Abscheeren mit beachten oda net?!
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Für alles die es ganz genau wissen wollen steht in der DIN 743-2 (auf Seite 7 glaub ich) die Formel 10 und 11 zur Berechnung der Formzahl bei einem Freistich aus der Überlagerung von Welle mit Absatz und Welle mit umlaufender Nut. Unterscheidet sich nur unwesentlich von Welle mit Absatz... aber vielleicht brauchts ja jemand!
Hm ja ca. 0,05. Aber der Wert unterscheidet sich schon zu dem wie Bommis es meinte (ca. 0,4). Hm, was nimmt man denn nun. Mal abgesehen davon kann nach der DIN-Formel das alpha vom Absatz mit Freistich ja auch kleiner werden als das von dem ohne Freistich, wenn das alpha von der Rundnut kleiner ist als das vom Absatz.
Edit: In der DIN steht aber nicht, wie man bei auf die Stützzahl bzw. das Spannungsgefälle kommt. Somit kann man ja beta nicht ausrechnen.
@ Bommis
Wie ist das bei deiner Variante? Rechnet man das dann so wie ohne Freistich?
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Hab auch mal ne Frage zu der Schraubenverbindung.
Normal müssten die Schrauben ja aufgrund der Kraft F_rm auch abgescheert werden!? Also bei unserem Ü-Leiter sollen wir an den Absatz am Kraftangriffspunkt nen Radius von rund 15mm hinbasteln...das bedeudet aber dass das Kegelrad die Welle horizontal gesehen net berühern kann!
Muss ich dann also das Abscheeren mit beachten oda net?!
Also ich denk mal, die Abscherung musst du nicht beachten... Wenn du dir die Skizze in der Aufgabenstellung anschaust, da liegt das Kegelrad nämlich zusätzlich noch auf der Welle auf und die Kraft die von oben kommt muss nicht durch die Reibung kompensiert werden...
Ich hoffe ich hab dich da richtig verstanden mit deiner Frage... Musst also nur mit F_um rechnen.:)
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Für das M braucht man doch F_M. Wie willst du denn erst M berechnen und dann F_M?
Die Umfangskraft am Kegelrad ist doch gegeben. Wenn man die durch den den Reibwert und die Anzahl der Schrauben teilt, erhält man die nötige Vorspannkraft F_M_soll. Jetzt muss man sich das Anzugsmoment M nur so auslegen, dass die daraus ergebende Vorspannkraft F_M_ist größer als das nötige F_M_soll ist.
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ich glaube, er meinte eher das anzugsmoment für die schraube. man kann wahrscheinlich wirklich analog zur aufgabe 2.2.2 vorgehen.
was die querkräfte angeht: zum einen denke ich mal, dass die wesentlich kleiner als die umfangskräfte am lochkreis sein werden und zum anderen werden die ja auch von der zentrierung aufgenommen. das kegelrad sollte nämlich laut skizze vielleicht nicht am kleinen wellendurchmesser aufliegen, aber am außendurchmesser des flansches sehr wohl ...
wegen freistich und stützziffer: man braucht sich nur die formzahl durch die überlagerung ebstimmen. die stützziffern und der ganze rest läuft dann genau wie bei einem "normalen" wellenabsatz.
wegen des abstandes von kerbstellen: jo. da helfen leider wirklich nur FE-Rechnungen, erfahrungswerte oder ein klärendes gespräch mit dem Ü-L (ob man die überlagerung vernachlässigen darf).
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Ich funke ungern zwischen eure Schraubendiskussion und ich bin mir im Klaren, dass das Thema so ähnlich bereits auf Seite 2 zu finden ist - leider bin ich daraus nicht schlau geworden :wallbash:
Folgendes: Dass die Kraft Fum auch ein Biegemoment in der xzEbene verursacht ist klar. Allerdings bin ich mir nicht sicher, wie ich diesen Wert entlang der x-Achse berechne; denn immerhin greift die Kraft ja nicht direkt an der Welle an sondern über den Hebel dm. So, wie als würde ich einen T-Träger am Ende des Vertikalteils anpacken und versuchen, den horizontalen (drehbar gelagerten) Teil zu biegen - is doch viel schwerer als direkt mittig an eben diesem horizontalen Element anzugreifen. Einfach Fum*L1 (oder eben L2) finde ich deshalb unlogisch...Ich hoffe das Beispiel ist nachvollziehbar :rolleyes:
Für das Torsionsmoment ist klar: Mt=Fum*0,5*dm
Wie habt ihr denn den Biegeanteil aus Fum berechnet? :huh:
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häh??? :blink:
der außermittige kraftangriff bringt doch für die auflagereaktionen keinerlei einfluss. man kann F_um ja äquivalent ersetzen, wenn man es in die wellenachse verschiebt und gleichzeitig dort dann noch ein torsionsmoment einleitet. die kraft hat ja keinen für die auflager relevanten hebelarm in der x-z-ebene.
beide modelle wären 100%ig identisch in ihren auswirkungen. die welle wird zum einen torsiert und zum anderen durchgebogen. und zwar exak um die gleichen werte.
deinen vergleich mit dem T-Träger hab ich leider nicht ganz kapiert. wenn ich jedoch richtig liege, dann macht es für die verfomrung des horizontalen teils aber keinen unterschied, ob du am vertikalteil angreift, oder die gleiche kraft am ende des horizontalen teils einleitest.
die verformung am vertikalteil ist natürlich anders, aber darum geht es hier ja nicht.
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wieviel schnitte habt ihr für den biegemomentenverlauf gemacht, also meiner meinung nach sind es 3 ?!?!?
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wegen freistich und stützziffer: man braucht sich nur die formzahl durch die überlagerung ebstimmen. die stützziffern und der ganze rest läuft dann genau wie bei einem "normalen" wellenabsatz.
Der Unterschied ist aber relativ groß, wenn man es wie Bommis macht und nach DIN. Zumal nach DIN die Formzahl sogar kleiner werden kann als beim normalen Absatz (wenn die Formzahl vom Absatz größer ist als die von der Nut), was ja irgendwie nicht plausibel erscheint.
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Mal eine ganz wichtige Frage: Wir haben ja heute die Wälzlagerkataloge bekommen. Jetzt seh ich da drin, dass für die Lager eine bestimmte Schulterhöhe vorhanden sein muss, um das Lager einzubauen.
Ist ja eigentlich klar, dass das so ist. Aber genaue Werte dafür stehen ja in den Arbeitsheften dafür nicht drin, sodass ich einfach mal einen meiner Meinung nach sinnvollen Wert gewählt habe. Da fehlen nun aber ein paar Millimeter. Weiß jemand von euch, ob wir das so genau berücksichtigen müssen? Wenn ja, müsste ich meine ganze Welle umgestalten und ich finde es dann eigentlich eine Frechheit, dass wir erst so kurz vor Abgabe eine so wichtige Information erhalten....
Hat sich erledigt, hab bei den falschen Werten geguckt. Aber trotzdem nicht vergessen :)
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@kaefer:
Bei mir auch. 3 Schnitte sollten reichen.
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Also meine Passfeder hält nach Pvorh
Im Arbeitsheft und im Schlecht-Buch steht nix drin, dass ich sowas berücksichtigen muss.
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ich starte hier mal eine Umfrage:
Wer hat bei der Berechnung der zulässigen Pressung die Formel für "ohne Relativbewegung" und wer die Formel "geringe Relativbewegung" verwendet und bitte mit Begründung.
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@Diablo
Ich würd sagen, ohne Relativbewegung. Wenn du ne Passfeder-WNV hast, bewegt sich ja die Passfeder nicht relativ zur Welle bzw. Nabe. Die Bauteile werden aneinandergedrückt, aber nicht gegeneinander verschoben. Oder verstehe ich das falsch?
@Litschi
Ja ich weiß auch ne, das mit den Faktoren ist schon echt nervig. Keine Ahnung, wann man die nimmt und wann nicht. Ist ja jedesmal anders, hat man das Gefühl. Ich weiß nicht, ob es reicht, bei der Passfeder und den Schrauben von den Nennbelastungen auszugehen. Die Belastungen sind nunmal größer als die Nennlasten, zumindest zeitweise. Andererseits kommt man mit den überhöhten Werten ja auf keinen grünen Zweig, weder bei der WNV noch bei den Schrauben. Hm (http://forum.tour-magazin.de/images/smilies/new/kweetnie.gif)
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meine Passfeder ist um die 60mm lang ;)
mh, also im buch steht, dass die passfeder net länger als 1,5*d sein sollte! hast du es schon mit 2 passfedern versucht?
habt ihr bei der zulässigen pressung für die verbindung auch mit dem stoßfaktor Cs gerechnet?
Also mit ner Keilwelle ist man aufjedenfall auf der sicheren seite was die Pressung angeht! da hat man auch net das problem mit der relativ bewegung ;)
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Wegen der Auswahl der Passfeder, ich hatte auch erst ne 70mm lange Passfeder. Da hielts gerade so. Ich hab dann im Arbeitsheft 1 Seite WN2 gelsen, dass die Passfederlänge bei Stahl sogar nur im Bereich 1 bis 1,3 liegen soll (steht unten, Richtwerte für den Entwurf). Da hab ich keine Chance und nehm jetzt auch ne Keilwelle.
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Ich hab da mal eine Frage... wenn hier alle (und auch das Buch) sagen, dass die Passfederlänge nicht länger als das 1,5-fache des Wellendurchmessers sein sollte, dann hab ich doch bei 30mm Wellendurchmesser eine maximale Länge von 45mm, oder? Nun zu meiner Frage... WARUM gibt es dann im Arbeitsheft (WN18) für den Durchmesser 30 ein Längenintervall der Passfedern von 22mm bis 110mm??? 110mm sind ja dann über das 3,5-fache des Durchmesser... Die Angaben im Heft wären ja dann ziemlich sinnlos... Kann mir da jemand helfen?
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@kaefer:
Bei mir auch. 3 Schnitte sollten reichen.
also es sind doch genau 2 schnitte
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sehe ich das richtig, das am abtrieb und lager A nur torsion auftreten und beim kraftangriff am zahnrad biegung und torsion auftreten?
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könntest du das vielleicht etwas genauer erläutern?
wegen der schnitte: für den biegemomentenverlauf reichen 2 schnitte. da tut sich ja nur zwischen den lagern etwas.
wegen stoßfaktor und passfeder: wenn man C_S weglässt, und dann kommt doch ein stoß im betriebsfall und damit wird p_vorh > p_zul, hält dann die verbindung? *ketzerisch frag*
was die langen passfedern angeht: es gibt ja auch schiebesitze - dort kann die passfeder sicher länger sein. die 1,5*d sind ja auch nur ein wert, der berücksichtigt, dass ab einer gewissen länge nicht mehr davon auszugehen ist, dass die passfeder gleichmäßig über die gesamte länge trägt.
wegen relativbewegungen: bewegt sich die nabe relativ (also quer zur kraftnormalenrichtung) gegenüber der passfeder/welle? eher nicht.
@Jule: wenn ich mir die diagramme der formzahlen für die rundnut und die für den absatz anschaue, dann komme ich immer auf eine höhere formzahl für die rundnut (bei gleichen werten von t, r, D und d). ergo wird die überlagerung auch immer eine mehr oder weniger erhöhte formzahl gegenüber Bommis verfahren ergeben.
das alles hat ja aber trotzdem nix mit der stützziffer zu tun. dort würde ich mich (für das spannungsgefälle) eindeutig am teil für den absatz orientieren. weil die geometrische ähnlichkeit des freistichs zum absatz ist schon wesentlich größer. die stützziffer selber ist ja eh gleich zu berechnen.
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So hab heute nochmal den ÜL gefragt...
Cs muss mit rein!
habs nachgerechnet mit C 60 als Passfederwerkstoff (auf Antwort des ÜL nach Frage nach höherfesten WS sagte er, dass man auch C50/60 und so nehmen kann) und ich komm auf bissel weniger als 55 mm als Passfederlänge....
bleibt dann eben nur noch die Frage nach ner "eleganten" lösung....
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Die Umfangskraft am Kegelrad ist doch gegeben. Wenn man die durch den den Reibwert und die Anzahl der Schrauben teilt, erhält man die nötige Vorspannkraft F_M_soll. Jetzt muss man sich das Anzugsmoment M nur so auslegen, dass die daraus ergebende Vorspannkraft F_M_ist größer als das nötige F_M_soll ist.
Also laut unserem Ü-leiter is das Falsch.
Wir sollen mit M_tmax rechnen bei der Schraubenverbindung...also spielt das Cs quasie mit rein!
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@willma
Da geb ich dir natürlich recht. Man muss auf jeden Fall mit dem Stoßfaktor rechnen, aber ich dachte dass ging aus den anderen Beiträgen schon hervor. Das Anzugsmoment muss so groß sein, dass auch bei maximaler Last der Reibschluss gewährleistet wird.
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hi,
ich hab mal eine frage : Wie lang darf die passfedernut im vergleich zum durchmesser der welle sein ?
mein durchmesser der welle ist an der stelle 35mm und die nutlänge L für die passfeder muss bei mir auch 35mm sein .... sonst krieg ich zu hohe pressung raus.
also darf ich das so lassen , oder gibts da ne formel in der art dass d/L=2 oder so ?
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Das kannst du so lassen. Im Arbeitsheft 1 Seite WN2 steht als Richtwert für den Entwurf L/d = 1...1,3 für Stahl.
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aus welche werkstoff besteht eure welle und müsste ich nicht bevor ich die sicherheit gegen überschreiten der dauerfestigkeit und der fließgrenze bestimme, die passfeder berechen ????
und treten hier auch zug/druckspannung auf
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also meine welle is aus dem werkstoff 1C 60
du musst nicht zwingend mit der WN-Verbindung beginnen! ich habe zuerst am flansch angefangen und mich nach außen hin gearbeitet! erstmal die überschlägigen wellendurchmesser eingesetzt mir ein passendes lager ausgesucht und dann eben die durchmesser bis zur WN-Verbindung runtergerechnet! dann hab ich geguckt was ich für ne verbindung machen will diese berchent und dann eben ausgehend von dort nochmal meine restlichen werte angepasst! so hatte ich schon eine grobe vorstellung wie groß die WN-verbindung wird und konnte dort auch leichter die pressung berechnen! weil sonst hat man eigentlich keine vorstellung welche werte man dort einsetzen könnte!
und zugspannungen hast du ja nur am lager und am mittelstück der welle! aber die sind recht gering weswegen man die auch weglassen könnte! aber unser übungsleiter will, dass wir die mit reinrechnen.
wegen der passfeder seh ich das auch so wie SCAR(ed) mit der dem wert 1,5! denke auch das man mit diesem wert davon ausgehen kann das die tragende länge so über die gesamte passfeder vorhanden ist.
und bei den schrauben hab ich bis jetzt nur die anzahl berechnet und die pressung an der kopfauflage! ich denke so ausführlich sollen wir die schraubenrechnung nicht machen! habe also kein anzugsmoment oder ähnliches berechnet! wollte aber sicherheitshalber nochmal unseren ÜL fragen
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Zu den Schrauben meinte unser ÜL, dass wir uns eine Schrauben vorgeben können und dann lediglich deren Festigkeitsklasse berechnen sollen. ;)
Wie berechnest du die Anzahl der Schrauben ToGa ? ich dachte die geb ich mir einfach vor und schau dann ob's hält. oder hast du dort speziell ne Formel/Verhältnis o.a. gewählt ?
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wegen der schrauben: zum einen müssen die schrauben natürlich irgendwie auf den lochkreis verteilbar sein und zum anderen sollte man sie auch anziehen können (wenn man keine inbusschrauben verwendet, kann das schon mal probleme geben. der schraubenschlüssel braucht ja schließlich auch noch platz).
was die berechnung angeht: sicher ist natürlich Ü-L fragen. aber nur eine festigkeitsklasse (die dann das Torsionsmoment durch ein entsprechendes F_M überträgt) finde ich zumindest etwas wenig (ok, meine meinung zählt ja nicht :D ). man sollte zumindest noch das anzugsmoment mit angeben. weil das ja meist auch mit auf einer zusammenbauzeichnung auftaucht (schließlich muss der monteur wissen, wie stark er die anziehen soll, also was er an seinem schlüssel einstellt).
das dabei herauskommende F_M sollte logischerweise unter dem für die schraube zulässigen wert liegen. und die pressung unterm kopf sollte auch stimmen - sonst kommt es dort zum plastischen fließen und dann ist's essig mit vorspannkraft ...
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Wir haben noch keine Wälzlagerkataloge bekommen. Kann man sich die irgendwo runterladen?
Wie sieht es mit der Modellierung der Lager aus? In SW gibt es ein Kugellager. Muss man das maßlich anpassen, oder gibt es noch weniger aufwendige Möglichkeiten? Ich steig da nämlich nicht so ganz durch, wenn ich mir die Skizze von dem Teil anzeigen lasse und die Maße ändern will, erscheint immer "Skizze überdefiniert".
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Ich zitiere mal vom Aufgabenblatt "2.Beleg":
Darstellung: Zusammenbauzeichnung der Baugruppe (Welle, Schrauben, Zahnrad)...
Lager? Laut Aufgabe nicht, laut Kupfer schon, ist eh alles widersprüchlich, was da so abgeht!
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klar komm da Lager mit rein...-.-
EDIT:
LAGER MÜSSEN NICHT MIT REIN...sehr wohl aber die Bearbeitungsangaben für die Lagerstellen und die Sicherung fürs Lager A
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Wälzlagerkataloge gibts im Innenhof vom Schumannbau! gegenüber dem kaffee schummel is ne kleine eingangstür, da liegen dann die kataloge auf ner großen palette abholbereit.
laut aufgabenstellung war das mit den lagern auch net vorgesehen, aber die ME leute haben beschlossen das das doch mit reinsoll! hat ein ÜL erzählt, weil sie wohl mal ne zeichnung von nem englischen ingenieur bekommen haben wo man das fest- nicht vom loslager unterscheiden konnte und da waren die leute etwas geschcokt! der ÜL meinte das ein angehender ingenieur sowas beherschen sollte.
und um meine schrauben anzahl zu bekommen hab ich:
[latex]
$F_{M}=\frac{M_t*2*s_{r}}{d_{L}*i*r}
[/latex]
wobei r für den reibwert steht! und das Fm bekommt man ja aus seiner schraubenfestigkeitsklasse! wir hatten das in Übung 2.2.1 so gemacht!
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Naja, ich bin in der Ü-Gruppe am Mittwoch, 4. DS. Da hat der Ü-Leiter noch nichts von Lagern, die zu modellieren erzählt, und so lange er das nicht gesagt hat, mach ich das auch nicht. Also eigentlich mach ich es gar nicht mehr, weil man kann nicht eine Woche vor Abgabe die Aufgabenstellung variieren.
Da fällt mir noch eine Frage ein: Befestigt ihr eure Schrauben eigentlich mit Muttern?
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wenn ich mir die Skizze von dem Teil anzeigen lasse und die Maße ändern will, erscheint immer "Skizze überdefiniert".
Das passiert, wenn man mit dem Maße ändern noch nicht fertig ist, wenn z.B. der Innenring mit dem Außenring kollidieren würde oder so. Hast du mal probiert, ob es klappt, wenn du die Fehlermeldung erstmal ignorierst und ALLE Maße entsprechend anpasst?
Bei den Lagern müsst ihr sowieso ein bisschen mogeln, weil man die mit SWX nie so dargestellt kriegt dass es vernünftig aussieht... da ist meistens noch ein bisschen Bastelphantasie gefragt...
Für alle die an der Lagerdarstellung verzweifeln geb ich euch mal meine Lösung:
Ihr modelliert die Wälzkörper als 1 Einzelteil, also 2 oder 4 Kugeln (je nachdem wie viele Schnitte ihr darstellen sollt) in einer Datei, und dann bastelt ihr daraus eine Unterbaugruppe. Dann in der Zeichnung bei den Wälzkörpern die Schraffur entfernen und fertig. Wenn man nur 2 Wälzkörper hat, kann man auch gleich das Einzelteil "Wälzkörper" aus dem Schnittbereich rausnehmen.
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Einige Fragen zu der Überschlagsrechnung. ( Ich hab das Buch nicht, hab die Formeln hier aus dem Forum).
Ich hab alle Größen so eingesetzt, dass der größtmögliche Durchmesser rauskommt.
Da bekomm ich erst einmal für den Abtrieb/Lager A einen größeren Mindestdurchmesser, als am Kraftangriffspunkt.
Hintergrund ist der, dass beim Fall nur Torsion ein tau= 25 MPa eingesetz wurde, was ja ein Vergütungsstahl keinesfalls hat und beim anderen Fall ein sigmabW=500MPa (aus AH). Das tau=25MPa wurde ja in anderen Beiträgen schon verteidigt, weil da ja gewisse Sicherheiten verrechnet sind und die Formel ja eh nur so eine Näherung sei. In der Formel für den Fall Biegung + Torsion ist anscheinend nicht genug Sicherheit drin, wenn solch verkehrte Welt rauskommt( höhere Beanspruchung...klar, kleinerer Durchmesser :) ).
Was für ein sigmabW soll ich denn nehmen, wenn ich mich an die Formeln vom Prof halte?
Einheitlich muss es sein, oder zumindest Sinn ergeben. Also entweder tau aus dem AH-tautW abschätzen, oder das sigmabW mit ner hohen Sicherheit versehen.
1. Was macht also Sinn, bzw steht dazu etwas im Buch? Ach ja, ich weiß, dass man es alles später genau nachrechet, aber es sieht einfach dumm aus, wenn man völlig ohne Begründung Werkstoffgrößen ändert, oder Sicherheiten verrechnet, nur damit es anfängt Sinn zu ergeben.
2. bei düb reden wir doch von dem an der Welle, oder? Also ohne Flansch oder so. Wenn ich nun sigmabW mit 1.7*tau annehme ( ist in etwa das Verhältniss im AH von sigmab zu tautW), dann hab ich düb=85mm, bei einem Lochkreisdurchmesser von 70 ist das wiederrum sinnfrei. <-- was hab ich also falsch gemacht?
3. Muss ich bei Mt nicht das CS verrechen? Ich mein es macht eh nichts im Endeffekt, da das tau ja schon abgesichert ist, aber so wäre zumidest das Moment maximal.
4. Wir haben ja neben Biegung und Torsion auch noch die Nennspannung in Längskraftrichtung ( ausgelöst durch Fam) , wie verrechne ich die nun mit den Gleichungen vom Prof? Gibt es da extra Formeln?
Ich weiß, das ist jetzt viel, aber das alles kam mir in den Sinn beim Durchlesen der letzten paar Seiten. Seid also so nett und helft mir mal...ist bestimmt auch für andere interessant.
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Ist hier jemand, der Mittwochs in der 4.DS Übung hat und weiß, was wir als Betriebskraft für die Schrauben annehmen sollen? Ich bin eigentlich davon ausgegangen, dass die Fa = 2*Mt/dl sein müsste, aber ich weiß von einer anderen Übungsgruppe, wo die dafür einfach Fum nehmen. Wäre schön, wenn ich heute schon zu ende rechnen könnte, deswegen frag ich bloß...
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Weiß jemand, wo ich das Keilwellensymbol für die vereinfachte Darstellung in der SW-Zeichnung herbekomme? Ich hab mich jetzt durch alle verfügbaren Symbole durchgeklickt, das richtige ist nicht dabei.... Ich meine das Symbol aus der DIN ISO 6413...
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mal ne frage zu:
berechnung der formschlüssigen Übertragung am Abtriebswellenende
1. eine passfeder hält bei mir nicht, wie koppl ich 2 stück? hab im AH jetzt nichts gefunden
2. Für Keilwellen nutze ich doch die Pressung im AH WN2 für Vielnutprofil. Darüber kriege ich die vorhandene raus. aber wie berechne ich die zulässige?
danke schonmal
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2 Passfedern:
im nenner kommen zum Durchmesser der welle und dem ganzen kram noch I =2 (weil 2 Passfedern) und Phi=0,75 dazu (tragfaktor gesenkt weil 2 stück ungleichmäßig tragen)
also kurz gesagt, nochmal durch 1,5 teilen...
(bei mir halten 2 Passfedern a 35 mm)
Wie sieht das nun aus mit der Betriebskraft bei den Schrauben??
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Ist hier jemand, der Mittwochs in der 4.DS Übung hat und weiß, was wir als Betriebskraft für die Schrauben annehmen sollen? Ich bin eigentlich davon ausgegangen, dass die Fa = 2*Mt/dl sein müsste, aber ich weiß von einer anderen Übungsgruppe, wo die dafür einfach Fum nehmen. Wäre schön, wenn ich heute schon zu ende rechnen könnte, deswegen frag ich bloß...
Nu habe in der 4. DS aber bei uns wurde nicht gesagt was Fa ist, weil da kommste erst drauf wenn du die ganzen deltas ausgerechnet hast, so hab ich es gemacht. Unzwar über die Formel Fsa=0,1*sigma(0,2)*As, mit dem und den Deltas kommst du auf Fa.
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nochmal ne frage zu den überschlagsrechnungen
ich komme beim Abtrieb und Lager A auf rund 41 mm, beim Kegelrad nur auf 27 mm
in der sicherheitsberechnung bin ich beim Abtrieb von 30 mm und beim Kegelrad von 35 ausgegangen und komme so wunderbar hin. hab ich da jetzt einen fehler in der überschlagsrechnung oder was sollen mir dann diese werte sagen?
viell als bemerkung ich habe die biegemomente in y und z richtung für beide Schnitte Berechnet, jeweils das resultierende Biegemoment für jeden Schnitt bestimmt und aus diesen beiden dann das gesamtresultierende. Geht das oder muss ich x,y und x,z ebene jeweils seperat und daraus resultierendes? sollte doch egal sein oder?
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naja ein bissel komisch is das schon wenn du am Abtrieb nen größeren durchmesser heraus bekommst als beim kegelrad
meine frage ist, wenn ich die durchmesser für abtrieb, lager A und kegelrad überschlägig bestimmt habe, muss ich dann die sicherheit gegen dauerbruch und überschreiten der fließgrenze nur am kegelrad ausrechnen oder auch am übergang von lager A zum Abtrieb um dadurch dann auf meine richtigen durchmesser zu kommen?
und bei der berechnung der passfeder, kann ich doch einfach die werte aus dem AH WN18 heraus nehmen, oder nicht ?!?
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zu den zulässigen pressungwerten: einfach ins AH schauen, da gibts eine seite, wo man für beuteile ohne relativbewegung im kontakt die zulässigen pressungswerte bestimmen kann.
was die überschlägigen durchmesser angeht: hhm, das könnte in den unterschieden der formeln begründet liegen, die ja bei reiner torsion etwas anders an die sache herangehen als bei kombinieten belastungen.
wasa die betriebskräfte angeht: seid ihr euch da sicher? die umfangskraft F_um wirkt doch nicht aufweitend auf die schraubenverbindung. und nor solche kräfte sind betiebskräfte für eine schraubenverbindung. F_um wirkt ja nur quer, also muss das dadurch entstandene drehmoment M_t reibschlüssig durch die schraubenverbindung übertragen werden. das ist allerdings (selbst wenn F_um schwankt) für die schraubenverbindung keine dynamische belastung - es muss einfach auch die maximale umfangskraft übertragen werden können.
das klingt zumindest für mich nicht so, als würde da irgendwo eine dynamische schraubenberechnung notwendig sein. aber fragt ruhig noch mal den Ü-L - dazu sind die leute da!
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So hab heute nochmal den ÜL gefragt...
Cs muss mit rein!
habs nachgerechnet mit C 60 als Passfederwerkstoff (auf Antwort des ÜL nach Frage nach höherfesten WS sagte er, dass man auch C50/60 und so nehmen kann) und ich komm auf bissel weniger als 55 mm als Passfederlänge....
bleibt dann eben nur noch die Frage nach ner "eleganten" lösung....
ich dachte, der wellenwerkstoff wäre charakteristisch fuer die zulässige pressung? und nicht der passfederwerkstoff..??
gehen p_vorh = 520MPa < 538MPa = p_zul klar? bei einer passfederlänge (habe nur 1) von 35mm und abtriebsdurchmesser von 22mm, vorraussgesetzt, dass es wie gesagt richtig ist, mit dem wellenerkstoff bei der zul pressung zu rechnen
lg und dank euch
der ronmen
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Es wird für jeden Werkstoff ein p_zul ermittelt und dann mit p_vorh verglichen. Wieso willst du das nur für die Welle machen?
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achso -
da wäre es doch am besten, wenn ich die passfeder aus dem selben werkstoff, wie die welle fertige - oder?
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Naja Passfedern sind eigentlich aus E295, große aus E335 (steht bei mir im Normenheft). Du musst ja auch die Kosten berücksichtigen. Die Wellenwerkstoff-Passfeder musst du selber fertigen, die anderen sind Serie und kannste (günstig) kaufen.
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du machsts einfach für den werkstoff der am wenigsten aushält, bzw für den teil wo die größten kräfte auf die kleinste Fläche wirken
ich hba z.B. für die Welle C45 und die Passfeder C45...da kann ich mir sowas sparen
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ok-
und wie sieht das eigentlich mit der vorhanden pressung aus -
mit was für einem wert muss ich das M_t multiplizieren - dem stoß- oder betriebsfaktor?
unser übungsleiter kam da ganz schoens ins eiern.
grüße und danke
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dem stoßfaktor. es nützt dir ja nix, wenn du nur mit dem betriebsfaktor rechnest und dann kommt doch mal ein stoß ... uups ... :whistling:
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mh toll -
jetzt hab ich 2 verschiedene aussagen - :laugh:
2 übungsleiter die ich fragte, meinen, dass ich den betriebsfaktor nehmen soll..
die stöße hält die passfeder schon aus (wurde gemeint) -
jedoch sagen alle meiner gefragten mitstudenten, den stoßfaktor :blink:
weitere info: Herr Kupfer, der die aufgaben konstruierte meinte, dass man den passfederwerkstoff auch frei wählen kann (w.z.b = wellenwerkstoff)
grüße
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Nochmal zu den Schrauben: Von einigen Übungsleitern, die ich gefragt hatte, habe ich gehört, dass man die Schraubenverbindung genau so berechnen soll, wie wir das bei Aufgabe 2.2.2 gemacht hatten. Ist mir nun aber trotzdem nicht ganz klar was gemeint ist. Ich hab jetzt folgendes gemacht:
- Da ja keine Betriebskraft wirkt, ist Fm = Fkr.
- Mit Fm hab ich dann Mg und Mk bzw. Ma berechnet.
- Daraus eine Vergleichsspannung
- Diese verglichen mit den 70% meiner Streckgrenze.
- Schraube hält
- Flächenpressung berechnet.
War das soweit richtig oder hab ich da was prinzipielles übersehen?
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berichtigt mich, wenn ich falsch liege, aber meiner meinung wirken keine betriebskräfte auf die schraube.
es ist einzig und allein die funktion des kraftschlusses, die an die schraube gefordert wird.
der längskraftanteil F-am, sowie der querkraftanteil F-rm kommen nie in der schraube an, da sie am flansch und wellenabsatz aufgefangen werden.
die schraube muss nur die kraft aufbringen, um kegelrad und flansch zu verbinden, sodass dass moment übertragen werden kann.
keine scherung(nur wenn die verbindung versagen sollte - aber davon gehen wir mal nicht aus)
die schraube hat hier echt ein einfaches leben :laugh:
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jo. manchen schrauben haben halt glück ...:D
was die rechnung angeht: klingt soweit plausibel. ich würde vielleicht noch das anzugsmoment mit angeben (weil das ja für die montage wichtig ist) und ausgehend von diesem (das sollte ja ein halbwegs runder wert sein) dann nochmal das F-M_vorh bestimmen, mit dem zulässigen wert vergleichen (über die vergleichsspannung IMHO), dann noch mal die rutschsicherheit für das drehmoment bestimmen (stoßfaktor nicht vergessen!) und schlussendlich die pressung unterm schraubenkopf ausrechnen.
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wie berechne ich die zulässige und vorhandene pressung bei den schraube???
und um die anzahl der schrauben zu bestimmen, hab ich die formel
F(R)=[2*M(t)*S(k)]/[d(lk)*i] ist das soweit richtig. für die kraft F(R) hab ich die gegebene kraft F(um) genommen und das drehmoment muss ja auch entsprechend des lochkreisdurchmesser berechnet werden.
liege ich damit soweit richtig
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jo. manchen schrauben haben halt glück ...:D
was die rechnung angeht: klingt soweit plausibel. ich würde vielleicht noch das anzugsmoment mit angeben (weil das ja für die montage wichtig ist) und ausgehend von diesem (das sollte ja ein halbwegs runder wert sein) dann nochmal das F-M_vorh bestimmen, mit dem zulässigen wert vergleichen (über die vergleichsspannung IMHO), dann noch mal die rutschsicherheit für das drehmoment bestimmen (stoßfaktor nicht vergessen!) und schlussendlich die pressung unterm schraubenkopf ausrechnen.
geht der stoßfaktor hier direkt ins M_t produktiv :happy: ein sprich M_t= c_s * d_m/2 * F_um ?
wie berechne ich die zulässige und vorhandene pressung bei den schraube???
und um die anzahl der schrauben zu bestimmen, hab ich die formel
F(R)=[2*M(t)*S(k)]/[d(lk)*i] ist das soweit richtig. für die kraft F(R) hab ich die gegebene kraft F(um) genommen und das drehmoment muss ja auch entsprechend des lochkreisdurchmesser berechnet werden.
liege ich damit soweit richtig
zulässige pressung schauste GFB5
vorhandene pressung = F_M (in abhängigkeit der Festigkeitsklasse) DURCH A_p (die fläche, mit der die schraube auf den flansch drückt - aufgepasst!!)
grüße
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Um hier mal kurz vom Thema abzuweichen: Wieviele Belege muß ich in ME bestehen? 2 oder nur 1?
Bin nämlich grad voll an der Prüfungsvorbereitung und da passt mir die blöde Welle nich rein, egal in welchen Abmessungen:D
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na ich glaube wenn du einen beleg nicht bestehst wird die welt auch net gleich untergehen, da die belege und tests und den übungen zusammen gezählt werden. und dies wird dann wiederrum mit der prüfung zusammen gezählt.
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es kam öfter die frage nach den pressungen
bei der passfeder (bzw auch bei anderen arten von pressungen) muss laut unserem ÜL wie auch bei der kerbberechnung der statische und dynamische fall getrennt betrachtet werden, d.h. einmal mit c_b und einmal mit c_s (achtung: beim stoß wird die beanspruchung als ruhend angenommen, also phi=1)
wir haben das übrigens genau so in ner übung gerechnet (ich glaube 3.3 war das)
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Folgendes:
ich hab jetzt in der Schraubenberechnung die Sicherheit gegen Rutschen s_R als 2 angenommen und mit einem M_tmax von c_S * M_t gerechnet. Dabei kommen viel zu hohe Werte heraus.
Kann man, wenn man schon mit Stoßfaktor rechnet, die Sicherheit gegen Rutschen vernachlässigen?
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Würde ich an deiner Stelle die Finger von lassen. Du kannst schließlich nur schwer garantieren, dass der Rest deiner Annahmen wirklich stimmt (zB. µ, Anziehmoment deiner Schrauben...).
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es kam öfter die frage nach den pressungen
bei der passfeder (bzw auch bei anderen arten von pressungen) muss laut unserem ÜL wie auch bei der kerbberechnung der statische und dynamische fall getrennt betrachtet werden, d.h. einmal mit c_b und einmal mit c_s (achtung: beim stoß wird die beanspruchung als ruhend angenommen, also phi=1)
wir haben das übrigens genau so in ner übung gerechnet (ich glaube 3.3 war das)
sicherlich muss man bei der berechnung der passfeder "als kerbe" 2 nachweise machen -
aber was soll bei der "passfedertragfähigkeitsberechnung" eine fallunterscheidung in stoß und betriebsfaktor bitte bringen? (c_s ist eh der kritischere wert)
Schraubenberechnung:
geht der stoßfaktor hier direkt ins M_t produktiv :happy: ein sprich M_t= c_s * d_m/2 * F_um ?
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bei der berechnung der passfeder als kerbe musst du sowieso die faktoren benutzen (die werden ja in der beanspruchung verrechnet)
bei der pressung läuft das wohl ganz ähnlich ab, daher sollen wir auch dort die faktoren berücksichtigen
ob das sinn macht oder nicht, kann ich schlecht beurteilen
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einen wunderschönen guten tag liebe beleggeplakten mitstudenten.
Mich würde mal interssieren ob mir jemand mal ein Programm empfehlen kann, mit welchem man TM-Zeichnungen, sprich Freischnitte, Tragwerke , Kraft-, Momenten-, und Spannungsverläufe ordentlich und einfach darstellen kann.
meine nachforschungen haben bis jetzt nur leider noch nicht wirklich viel tolles ergeben.
vielen dank und weiterhin viel erfolg :)
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Corel Draw...kost aber glaube nach Ablauf der Demo was...
ansonsten kann ich The GIMP empfehlen, Freeware , auch ganz nett...
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Bin soweit durch mit dem Beleg, nur ist mir eines aufgefallen. Meine Sicherheiten gegen Dauerbruch sind größer als die gegen plastische Verformung. Geht das noch jemandem so? SF1=7, SF2=2.3 und SD1=11 und SD2=3.8. Dabei ist 1 Stelle Abtrieb und 2 Stelle Lager A jeweils im Kerbengrund im Übergang zum gößeren Durchmesser.
Ich verwende einen 42CrMO4 Vergütngstahl mit folgenden Durchmessern:
dab=24
da=35
dw=40
dan=100
Kann diese Werte jemand bestätigen oder von vorn herein ausschließen?
Belegtabelle 1.T und 2.R
Danke.
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Folgendes:
ich hab jetzt in der Schraubenberechnung die Sicherheit gegen Rutschen s_R als 2 angenommen und mit einem M_tmax von c_S * M_t gerechnet. Dabei kommen viel zu hohe Werte heraus.
Kann man, wenn man schon mit Stoßfaktor rechnet, die Sicherheit gegen Rutschen vernachlässigen?
Schraubenberechnung:
das lässt sich leider nicht vermeiden - den stossfaktor und die rutschsicherheit mitzuschleppen -
die gefahr, dass das kegelrat dann mal FLUTSCH macht ist dann zu groß (v.a. bei stoessen) -
und ueber die scherung, sollen wir ja nichts sagen (wer weiss was dann bei einem so grossen torsionsmoment passieren würde :whistling:)
jedenfalls schaffen nur 4 sachen abhilfe:
- spannungsquerschnitt, somit schraube groesser dimensionieren
- schraubenanzahl erhöhen
- Lochkreisdurchmesser, der ja begrenz wird :wallbash:, erhöhen
-reibwert erhöhen und loctite 638 reinschmieren:laugh:
grüße der ronmen
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Bin soweit durch mit dem Beleg, nur ist mir eines aufgefallen. Meine Sicherheiten gegen Dauerbruch sind größer als die gegen plastische Verformung. Geht das noch jemandem so? SF1=7, SF2=2.3 und SD1=11 und SD2=3.8. Dabei ist 1 Stelle Abtrieb und 2 Stelle Lager A jeweils im Kerbengrund im Übergang zum gößeren Durchmesser.
Ich verwende einen 42CrMO4 Vergütngstahl mit folgenden Durchmessern:
dab=24
da=35
dw=40
dan=100
Kann diese Werte jemand bestätigen oder von vorn herein ausschließen?
Belegtabelle 1.T und 2.R
Danke.
Also meine Werte sind anders als deine, klar. Aber prinzipiell geht es mir auch so, dass die Dauerfestigkeitssicherheiten größer sind als die der plastischen.
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sicherlich muss man bei der berechnung der passfeder "als kerbe" 2 nachweise machen -
aber was soll bei der "passfedertragfähigkeitsberechnung" eine fallunterscheidung in stoß und betriebsfaktor bitte bringen? (c_s ist eh der kritischere wert)
Schraubenberechnung:
geht der stoßfaktor hier direkt ins M_t produktiv :happy: ein sprich M_t= c_s * d_m/2 * F_um ?
was die frage zur schraubenberechnung angeht: du hast die frage IMHO schon gerade selber beantwortet. der stoßfaktir erhöht ja das (sicher) zu übertragende drehmoment. ergo muss er mit reinmultipliziert werden.
bei der passfeder als WNV: je nach größe der stoß- und betriebsfaktoren kann es schon passieren, dass durch das phi=0,7 bei schwellender belastung (also mit C_B) ein geringerer abstand von vorhandener pressung zu zul. pressung herauskommt. in diesem fall ist dann halt der betriebsfall und dessen lastschwankungen das begrenzende kriterium. wahrscheinlich wird auch dort eine art materialermüdung stattfinden, welche die abminderung von p_zul bewirkt.
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@ markustuppatzsch
sag ma bist du dir sicher das der übergang vom wellendurchmesser am lager zum nächsten wellendurchmesser nur 5 mm is( da --> dw) da ja im wälzlagerkatalog drine steht das, wenn du am lager A nen DM von 35 hast der übergang zum nächsten DM mindestens 42mm sein muss, bei einem 62.. rillenkugellager.
ändert mich falls ich falsch liegen sollte.
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Das ist schon richtig, jedoch kann ich sonst mein Kegelrad nicht montieren, aufgrund des gegebenen dLK! Deshalb bin ich ja auch so skeptisch, was meine Sicherheiten angeht. Meiner Meinung nach, müsste die Welle dünner sein, bei verwendeter Stahlart!
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Also meine Werte sind anders als deine, klar. Aber prinzipiell geht es mir auch so, dass die Dauerfestigkeitssicherheiten größer sind als die der plastischen.
Würde das aber nicht heißen, dass die Welle nicht gegen plastische Verformung (beim Anfahren) gesichert ist, wohl aber gegen Dauerbruch im Betrieb?
Ich könnte diesen Zustand einstellen, indem ich die Durchmesser entsprechend verkleinere.
Das würde mir unlogisch erscheinen. Selbst, wenn ich Stoß und Betriebsfaktoren aussen vor lasse, dürfte dies doch nicht, sein oder irre ich da?
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was die wellensicherheiten angeht: je nach kerbwirkung und vor allem je nach spannungsamplituden und spannunsgmaximas (also sehr stark abhängig von C_S und C_b) ist es sicherlich schon vorstellbar, dass S_F größer als S_D ist. (im allgemeinen fall - hier im speziellen kann man ja euere genauen zahlenwerte z.B. schlecht einfach so abschätzen).
die welle geht ja trotzdem nicht kaputt, solange beide größer als S_min sind. erst wenn man das bauteil überlastet (also die spezifierten lasten überschreitet), sollte es dann zum bauteilversagen kommen. und weil beides möglich ist (also dauerbruch oder gewaltbruch/plast. verformung) als versagensart, macht man ja zwei festigkeitsnachweise.
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Bin mir jetzt nicht sicher, was du genau meinst. Aber eigentlich sind die Berechnungen ja unabhängig voneinander. Ist mir jetzt auch wurscht, über den Beleg mach ich mir jetzt keinen Kopf mehr. Ich geb einfach ab und was dann falsch ist, ist dann falsch.:nuke:
Da guck ich dann auch lieber nicht mehr in den Thread rein, sonst mach ich mich nur selber verrückt^^
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Würde das aber nicht heißen, dass die Welle nicht gegen plastische Verformung (beim Anfahren) gesichert ist, wohl aber gegen Dauerbruch im Betrieb?
Ich könnte diesen Zustand einstellen, indem ich die Durchmesser entsprechend verkleinere.
Das würde mir unlogisch erscheinen. Selbst, wenn ich Stoß und Betriebsfaktoren aussen vor lasse, dürfte dies doch nicht, sein oder irre ich da?
auf diese aussage bezog sich mein post.
die sache mit dem "weg damit und nach mir die sintflut" hat allerdings was für sich. den beleg am ende vielleicht nochmal komplett umzukrempeln, wenn man der meinung ist, man hat doch noch irgendwas falsch gemacht, bringt in den allermeisten fällen nämlich gar nix. man macht sich wirklich nur selber verrückt!
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welche art von freistich empfiehlt sich hier
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an den Lagersitzen empfiehlt sich eigentlich kein Freistich, man kann an der Kante ruhig einen Radius lassen, der eine maximale Größe haben darf. Wie groß die ist, steht im SKF Wälzlagerkatalog, bspw für D35 max. 1mm.
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und muss bei der schraubenberechnung der stoßfaktor rein ???
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Ich hänge grade an der Zusammenbauzeichnung fest. Was muss dort alles rein? Stückliste, 2 Ansichten mit den entsprechenden Schnitten und das wars oder?
Leider stellt es die Kugellager nicht richtig da, gibt es dafür irgendwo eine Einstellung?
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Also ich hab in der Zusammenbauzeichung nur eine Ansicht genommen. (genauso wie bei der Einzelteilzeichnung der Welle)
So ne Stückliste brauchst du auch...entweder du packst die mit auf dein Blatt auf dem du die Zusammenbauzeichnung machst, oda du benutzt dafür nen extra A4-Blatt mit dem Vordruck für Stücklisten von der Uni.
Du solltest dann die Positionsnummern in der richtigen Reihenfolge und die Anschlussmaße (wurde zumindest von unserem Ü-Leiter so verlangt) nicht vergessen.
Die Reihenfolge der Posi-nummern steht im Hoischen. Man muss die Teile in der Reihenfolge bezeichnen in der man sie montiert...also wärs ungünstig dem Sicherungsring ne kleinere Nummer zu verpassen als dem Lager da das bedeuten würde, dass du erst den Sicherungsring einbaust und dannach das Lager ^^)
Ich hab auch nochmal ne Frage!
Ick hab ja lustigerweise das Anzugsmoment berechnet. Jetzt hab ich meine Zeichnungen alle fertig und mir is aufgefallen dass das ja auch irgendwo stehen muss! Aba weiß jemand wo genau das hinkommt??? In die Zusammenbauzeichnung? Mit in die Stückliste?
Hab dazu auch nix im Hoischen gefunden :(
Vielen Dank schonma im Vorraus...
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Wenn es nun auch zu spät dafür sein dürfte: Das Anzugsmoment kannst du als Kommentar neben die Positionsnummer in der Zusammenbauzeichnung packen.
Man kann Stücklisten übrigens auch nach der Art der Teile (oben Normteile, unten eigene Konstruktionen) sortieren.
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Gibts denn auch noch andere die mal keine Passfeder verwendet haben?
Wie habt ihr euren Abtrieb gestaltet?
Ich habe es mal mit einer Keilwelle versucht, aber es sind ja auch noch Durchgangsbohrungen oder ähnliches möglich.
Was hattet ihr so für Ideen die ihr umgesetzt habt?
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ich habs auch mit ner keilwelle gemacht, da ich die nötige lange passfeder nciht gut fand,
ist ja lt aufgabenstellung auch legitim.
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ich kenn sogar mehr dies mit keilwelle realisiert haben als mit passfeder Oo
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schön.
BTW:
wenn die Mods mal wieder nichts besseres zu tun haben als diesen einen Beitrag zu löschen, dann bitte auch den über mir und den darüber und den darüber....
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Der letzte Beitrag in diesem Thread wurde am 7.1.08 gelöscht und das war die Person selbst. Was ist also deiner Meinung nach verschwunden? Das einzige was gemacht worden ist, ist den Thread von oben zu lösen, sodass er nicht mehr sticky ist.
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hab das nicht explizit auf diesen Thread bezogen aber es ist ja allgemein bekannt , dass hier des öfteren einfach mal paar beiträge spurlos verschwinden ;)
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Und es wäre besser wenn dem nicht so wäre? Dann würde es mehrere Beleg Threads geben, ganz davon abgesehen von den zentralen Praktikathreads und die Übersichtlichkeit wäre -- salopp gesagt -- unter aller sau.
Wieso schreibst du hier rein, dass Posts gelöscht worden sind wenn das nicht so ist und wenn du es nur allgemein meinst. Genau so werden die Threads themenentfremdet.
Hier (http://www.bombentrichter.de/forumdisplay.php?f=80) wäre dann die richtige Anlaufstelle. Mit ein paar Beispielen belegt wird das dann auch sehr ernst genommen.