Bombentrichter
Archiv => 5./6. Semester => Belege 5./6. Semester => Topic started by: Torsten on November 01, 2005, 05:41:22 pm
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Hallo an alle,
ich dachte es ist mal an der Zeit einen Thread zum Thema Rückgetriebe, also Konstruktionsbeleg, aufzumachen.
Ich dachte, dass wir vielleicht hier Fragen klären könnten, speziell nat. zur Rechnung, da es da ja sicherlich die meisten Fragen geben wird.
Ich will auch gleich mal anfangen.
Der Faktor Kb ist ja 1.8.
Was ist aber mit Kbs, ist dieser 1.1*1.8, also 1.98 oder auch 1.8.
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So dann will ich mal ein Puzzleteil einfügen. Also Kbs ist auch 1.8, weil es nur die maximale Spitzenbelastung berücksichtigt.
Hoffe die Beteiligung wird bissel rege hier, dann haben es alle bisschen einfacher.
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Sag mal wie kommst du auf 1.8 ?
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für welchen Wert, kb oder kbs?
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Kb meine ich
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Schade, dass sich niemand anders mit äußert, na gut werde ich es mal tun.
Also es ist so: Da bereits bei der 1. Laststufe der Knickpunkt der Wöhlerlinie überschritten wird, da es irgendwas mit 10^7 Lastwechsel sind, der Knickpunkt aber bei 3x10^6 liegt, wird sozusagen das Lastkollektiv dort abgeschnitten. Das heißt, dass die anderen beiden Kollektive mit Mt2 und Mt3 gar nicht eingehen.
Wenn du das nun in deine Gleichung einsetzt, wird das Verhältnis der Lastwechsel zu 1 und du ziehst die 9te Wurztel von 1.8 hoch 9, also 1,8.
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So, habe jetzt mal weitergerechnet. Wollte auf den Durchmesser eines Zahnrades kommen. Habe also alles in die lustige Formel eingesetzt und erhalte jetzt 10cm, was sagt mir das jetzt bzw. was muß ich jetzt damit machen?
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Okay hat sich erledigt mit dem Durchmesser.
Da offensichtlich die meisten noch nicht rechnen, bringen jetzt auch weitere Fragen nix.
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Originally posted by Torsten@9.11. 2005 - 12:41
Okay hat sich erledigt mit dem Durchmesser.
Da offensichtlich die meisten noch nicht rechnen, bringen jetzt auch weitere Fragen nix.
So, hab jetzt auch mal angefangen zu rechnen.
Hab nen Durchmesser von 28 mm. Müsste ja der minimale Durchmesser sein. Ziemlich klein. Grob Überschlagen bräuchte man ja ein der bei etwa 250 bis 300 liegt. Wie hasten du Dein Modul berechnet? Mit Formel 11 oder 12. Und mit welchen Durchmesser hasten da gearbeitet?
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Also das ist wirklich der minimale Durchmesser, den man mindestens haben muß, wenns nach sigma(hlim) halten soll.
Den Modul kannste genau so berechnen, also mit Gleichung 12, damit du den Mindestmodul nach für sigma(FE) rausbekommst, kommt meist irgendwas raus mit 3-4mm.
Na ja ich hatte jetzt einfach mal den Modul 8 gewählt, das Außenrad 30 und das Mittelrad 31 Zähne, allerdings ist dann die Sprungüberdeckung zwar gegeben bei b=100mm, aber die Sicherheiten liegen jenseits von gut und böse, so bei 4-25. Werde den Modul wohl nohcmal ändern.
Die Frage ist jetzt, ob man die Räder trotzdem annähernd gleich groß machen kann oder ob dann das Ritzel eben nur die in der Tabelle stehenden Zähneanzahl haben darf (max. 32).
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Denke mal schon das wir uns an die Tabelle richten sollen. Zumal ja auch das Zahnbreitenverhältniss eingehalten werden muss. Und wenn du noch mehr Zähne hast wird ja auch d1 größer (erst recht bei solch großen Modul) und das ding wird extrem breit. Hab aber auch noch keine richtige Lösung wie das Modul und die Zähnezahl zu wählen sind das alles passt.
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Das Zahnbreitenverhältnis ist ja ca. 0,9-1,1. Also kann man sagen, die Breite kann maximal so groß sein wie der Durchmesser.
Bei den Dimensionen entspricht das ja shcon 100-150mm, bei gleich großen Rädern wären es bei mir sogar 240mm, das braucht man nie so breit machen, kann ja auch kleiner werden.
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Ich rechne auch schon, und bei mir liegt der Knickpunkt der Wöhlerlinie genauso wie bei Torsten, wäre auch verdächtig, wenn er im fünften Lastkollektiv läge. (Denkerwitz.)
Und wie geht es weiter? Ich habe aus der Aufgabenstellung den Gesamtachsstand des Getriebes, und mir aus den Varianten ein schönes Schema ausgewählt ... wie komme ich dann auf den Teilkreisdurchmesser meiner Zahnis?
Formel (10) von S.4 der Anleitung geht schon von einem bestehenden Zahnbreitenverhältnis aus ... Die Tabellen 1f auf S.6 der Anleitung ... wo ist die entscheidende Inspiration versteckt?
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Das Zahnbreitenverhältnis b/d mußt du zunächst erst einmal annehmen. Das steht in der Tabelle 2 in der Anleitung. Bei uns wäre das einsatzgehärtet. Bei der Lagerung ist das schlechteste in diesem Falle unsymmetrisch, weil fliegend kommt eigentlich nicht in Frage. Also wäre b/d=0.9.
Was du dann rausbekommst ist der minimale Durchmesser, bei dem es noch hält nach sigma(Hlim).
Da kommt meist rigendwas raus mit ja unter 10cm oder so, also da wird man eh drüber gehen. Genauso kannste das beim Modul machen, ist dann auch der Mindestmodul.
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Genau und wenn du die Sachen hast, legst du dir erstmal ein Modul, deine Zähnezahl usw. fest.
Und damit kannste ganz normal nach ZG13 deine Teilkreisdurchmesser berechnen.
Musst aber darauf achten das du Formel 13 aus der Anleitung einhältst und die gegebene Sprungüberdeckung aus der Aufgabenstellung. Muss man eben ein bissel herumtesten.
Hat schon jemand ne Idee wie das mit der Aufteilung der Profilverschiebung läuft?
Einfach halbe/halbe.
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eigentlich ist es egal, wie du deine Profilverschiebung aufteilst...ich hab allerdings x1=0 gewählt, weil ich bei der Berechnung des Mindestmoduls für den Kopffaktor auch x1=0 eingesetzt hab (strikt nach Anleitung...da ist man wenigstens auf der sicheren Seite)
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Na ja so ganz egal ist es nicht mit der Profilverschiebung.
Man sollte sie nach Diagramm auf Seite 71(AH3) bzw. ZG17 aufteilen. Also nach Diagramm die von Rad1 bestimmen und die für das Rad2 ergibt sich ja dann aus der Differenz.
Außerdem sollte ja möglichst der Kopffaktor bei beiden Rädern gleich sein.
Bei der Profilverschiebung brauchste aber nicht nach dem Entwurf gehen, also von wegen x1=0 im Entwurf, dann muß es nicht später auch so sein. Die Sicherheiten rechnest du ja trotzdem später nach, dann würde man sehen, wenns net passt.
Nach Möglichkeit ist ja aber immer eine positive Gesamtverschiebung anzustreben, damit kein Unterschnitt auftritt, außerdem werden die Zahnfußsicherheiten dann höher.
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Was habt denn ihr für'n alpha n gewählt? Hab mir gedacht ich nehm mal 20 Grad. Is ja eigentlich wurst, oder?
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ja da geb ich dir natürlich recht...an das Schema hatte auf ZG 17 hatte ich gar nicht mehr gedacht...dann werd ichs lieber doch so machen...obwohl das am Ergebnis eigentlich nicht viel ändert
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ja ich würde auch bei alpha.n=20° bleiben...weil dann später bei den Sicherheitsnachweisen zum Beispiel die Diagramme für den Zonenfaktor und Kopffaktor auch nur für 20° ausgelegt sind
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Ja alpha ist 20°, das ist fast schon genormt, man sollte davon wirklich nur abweichen, wenns wichtige Gründe gibt, was bei uns glaube nicht gegeben ist- hat wohl herstellungstechnische Ursachen, dass es eben auch genormte Werkzeuge für 20° gibt.
Was man ja aber variieren kann ist ja der Schrägungswinkel.
Es gehen wohl 6,8,10,12,15 und 20°.
Der vorteil bei größeren Winkeln ist die bessere Überdeckung. Nachteil sind allerdings die größer werdenden Axialkräfte. Aber ich denke mal es kommt auch darauf an, wie man den Achsabstand vernünftig überbrückt, da spielt ja der Winkel auch ne Rolle.
Wie groß habt ihr denn nun eure Räder gemacht?, ich hab jetzt aus verlässlicher Quelle erfahren, dass es am günstigsten ist, wenn man das Ritzel habl so groß wie das Mittelrad macht, hat wohl eingrifsstechnische Gründe. Je größer das Rad , desto größer wird natürlich auch das Biegemoment der Welle.
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Originally posted by Torsten@14.11. 2005 - 22:55
Wie groß habt ihr denn nun eure Räder gemacht?, ich hab jetzt aus verlässlicher Quelle erfahren, dass es am günstigsten ist, wenn man das Ritzel habl so groß wie das Mittelrad macht, hat wohl eingrifsstechnische Gründe. Je größer das Rad , desto größer wird natürlich auch das Biegemoment der Welle.
dh. also, dass du am Ritzel antreiben willst?...so hatte ich es eigentlich auch vor...in der Aufgabenstellung ist es aber dummerweise genau andersherum dargestellt...es macht ja eigentlich auch mehr Sinn, am Ritzel anzutreiben, zumal dann auch das Gehäuse etwas kleiner ausfällt...
ich hab auch u=2 gewählt...damit hab ich am Ritzel 26 und am Rad 52 Zähne mit Modul 6mm und einer Gesamtprofilverschiebung von 0.166...haut also eigentlich ganz gut hin (Achsabstand 500mm)
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Hab's genauso gemacht, nur mit 25 und 50 Zähnen(480mm Achsabstand). Und ein Beta mit 18 Grad.
Komm dann auf ne Verschiebung von 0.5...
Würd auch auf jedenfall am Ritzel antreiben.
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@mcnille: Versuche mal ob es geht, dass die Zähneanzahl unterschiedlich ist, ich meine, dass nicht beide Räder geradzahlig sind, sondern eins ungerade, damit auch wirklich jeder Zahn mit jedem mal in Eingriff kommt, soll wohl günstiger sein.
Ja die Skizze ist halt ne Skizze. Wenn man 2 kleine und ein großes Rad hat wird das Gewicht der Zahnräder kleiner.
Beim Gehäuse hat es nicht wirklich nen Einfluß, vorrausgesetzt man macht es rechteckig, weil mit abnehmender Breit wächst die Höhe linear, so dass die Seitenfläche immer gleich groß bleibt vom Flächeninhalt her, genauso ist es dann auch mit den Deckflächen und den anderen beiden Seitenflächen, da hebts sich auch auf.
Also das mit dem Antreiben ist ja auch relativ, weil man treibt zwar mit dem Ritzel an, aber dann beim Mittelrad treibt dieses ja wieder das andere Ritzel an, von daher isses Wurscht aber eben wegen Gewicht.
@Nizz: gibt es Beta=18°, ich dachte nur was ich oben gschrieben habe
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@Torsten
danke für den Tip mit den Zähnezahlen...ich glaube, das habe ich auch letzes Semester in Maschinenelemente mal gehört...
das mit der Gehäusegröße meine ich so, dass ich doch das Gehäuse viel kleiner machen kann, wenn die äußeren Zahnräder die Ritzel sind...denn mein Ritzel ist 166mm und mein Rad 332mm...wenn ich also als Antrieb das Ritzel nehme, dann beträgt die Gehäusegröße nur 2*166 + 332 ...ansonsten wäre es doch 2*332 + 166...so meinte ich das :rolleyes:
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@mcnille: Ja ich hab das schon verstanden mit dem Gehäuse.
Ich hatte mir letzte Woche dazu mal was überlegt.
Die Summe der Breite und der Höhe bleibt gleich, aber das Produkt nicht, das war mein Trugschluß. Folglich gibt es eine Kombination, wo die Fläche minimal wird aber wir wollen ja keine Wissenschaft draus machen.
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@ Torsten
Wo hasten die Info her mit den Winkeln. Weiß nur das wir letztes Semester in unseren Belegen die Auswahl zwischen 14°,16°,18° u 20° hatten. Und in der Anleitung Stand ja auch was von 0° bis 25° für Beta(s.7).
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hab mal noch was zu den Zähnezahlen anzumerken...hab mich jetzt nochmal schlau gemacht und folgendes rausgefunden...
1... z2 sollte kein ganzzahliges Vielfaches von z1 sein
2... z2 sollte möglichst keine gemeinsamen Teiler mit z1 haben (weil sonst immer die gleichen Zahnpaare im Eingriff sind und dadurch Zahnfehler verstärkt werden...was Torsten ja auch schon gemeint hatte)
im Endeffekt heißt das dann aber, dass man sowieso kein Zahnverhältnis von 2,0 anstreben kann, sondern immer einen Zahn mehr oder weniger nehmen muss
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Hm mit dem Beta dachte ich, dass ich es irgendwo mal gelesen hätte, kann aber auch sein, dass da nicht alle Werte standen.
Also ganz genau 2 kann man u nicht machen, also ein Zahn mehr oder weniger passt da schon, zumal ja ein geaues u in dem Sinne nicht vorgegeben ist.
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hab gerade mal die Sicherheiten ausgerechnet. Bei der Sicherheit Sf, also Sicherheit gegen Ermüdungsbruch am Zahnfuß muß man ja beim Mittelrad die sigma(FE)-Spannung mit 0,7, dem Betriebsartenfaktor multiplizieren, da ja an dem Rad eine wechselnde Beanspruchung vorliegt. Wie ist das bei SFSt, also Sicherheit gegen bleibende Verformung, Anriß oder Gewaltruch, muß da der Betriebsartenfaktor auch rein? Bei der Flanke definitiv nicht, hat auch der Dr. Senf gesagt.
ich hänge mal ne kleine Tabelle dran bezüglich der Getriebekastengröße.
Ist jetzt idealisiert, d.h. man legt ein Rechteck um die 3 Zahnräder drumrum und schaut dann wie groß dieses ist. Am wenigsten Material braucht man natürlich wenn die Räder gleich groß sind, aber ich denke mal, der Getriebekasten ist im Verhältnis zu den Zahnrädern nicht so teuer herzustellen bzw. es macht dann keine großen Unterschied, ob er nun paar Kilo schwerer ist oder nicht.
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Hallo an alle,
ich habe das Forum schon längere Zeit als Gast besucht. Aber ich find die Idee gut mit dem Forum und deshalb hab ich mich als Mitglied eingetragen.
Zu dem Beleg:
ich hab mal ne Frage, die vielleicht ein bisschen Ansichtssache ist.
Und zwar geht es um das Moment, dass das oberste Zahnrad aufnehmen muss. Das ist ja wichtig für die Bestimmung der Verzahnungskräfte und für die Welle-Nabe-Verbindung. Wenn ich mir das Schema, das in der Aufgabenstellung des Beleges steht (1. Seite oben rechts) anschaue, dann habe ich als äußere Belastung die Summe aus dem Verspannmoment und dem Antriebsmoment (bei mir 9% des Verspannmomentes). Das würde doch heißen, dass mein Zahnrad auch die Summe aus beiden Momenten aufnehmen müsste. Das ergebe also Mt + 0.09*Mt, also 1.09*Mt (Mt steht für das Verspannmoment).
Sehe ich das richtig so? Und wenn ja, wozu brauch ich dann das Nennmoment (der eine Übungsleiter meinte, das Nennmoment wäre gleich dem Verspannmoment).
Und wie sieht es dann bei den anderen Zahnrädern aus? Bekommen die auch die Summe der beiden Momente oder nur das Verspannmoment im Betrieb?
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Daran habe ich auch lange zu überlegen gehabt, mir wurde es dann so erklärt, was mir auch einleuchtet:
Betrachtet dazu das angehängte Bild.
In unserem Rückgetriebe gibt es keine Verluste, da es idealisiert ist, d.h. der Wirkungsgrad wird 1 gesetzt. Dadurch muß der Motor nur die Verluste im Prüfgetriebe ausgleichen.
Es ist nun so, dass das Moment über die Welle direkt ins Prüfgetriebe geht und idealerweise am Ausgang auf die andere Welle "verbraucht" ist.
Also hat es bei den Zahnrädern keinen Einfluß. Lediglich bei der einen Welle müßte man es theoretisch noch mit drauftun, das weiß ich aber net genau, also bei der oberen Welle im Rückgetriebe.
Die Zahnräder haben also nur das Verspannmoment auszuhalten, welches eben 1.8/1.4/0.9*Mtnenn ist.
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hallo zusammen, noch ein neues mitglied hier...
zur frage von taco... also es ist so, dass das angegebene verspannmoment in einem kreislauf umläuft --> verspannkreislauf (nennleistung Pn bzw. Pversp)
die von diesem kreislauf abgegebene verlustleistung (Pv) wird durch den antriebsmotor in form von Pan bei einer definierten Drehzahl wieder zugeführt.
das in den wellen wirkende moment ist also das gegebene verspannmoment Mt (bzw. natürlich die einzelnen Laststufen unter berücksichtigung des betribsfaktors K_A_tau)
ich häng mal ein pdf an was zum verständnis dieser ganzen prüfstandgeschichte ganz nützlich sein kann (siehe vor allem die grafik unter "3.8 Innenverzahnungsprüfstand (dynamisch)" aber auch "3.2 RGW Zahnrad-Verspann-Prüfstände / Maschinendiagnoseprüfstand")
des weiteren gibts noch gute infos unter: http://www.fzg.mw.tum.de/forschung/zahnraeder.php4 (http://www.fzg.mw.tum.de/forschung/zahnraeder.php4)
hoffe das hilft, buscapé
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Hm, das ist irgendwie ganz schön schwer zu kapieren, man kann sich das so schlecht vorstellen mir dem eingespannten Moment.
Ich denke, wenn das Moment, das über den Motor eingeleitet wird (also Mtan) auf der Welle anliegt, dann wird doch auch das Zahnrad über die Welle-Nabe-Verbindung mitgenommen. Also muss doch auch am Zahnrad das Moment anliegen.
Ich versuch mir dabei die Schnittreaktionen vorzustellen (siehe Skizze).
Mt und Mtan summieren sich in unserem Fall, da beide gleichgerichtet seien sollen. Dann muss doch das Zahnrad mit dem Moment aus tangentialen Zahnkraft*Durchmesser bilden, um im gleichgewicht zu bleiben.
Also das mit der Skizze klappt leider nicht. Wie kann ich die am besten einfügen, kann mir einer da helfen? Kann ich die direkt reinkopieren?
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is schon klar, du musst dir jetz aber vorstellen, dass das ganze schon angelaufen ist
das Verspannmoment "befindet sich also schon im kreislauf"
dann kommt dieses moment ja im rückgetriebe auch wieder an und der motor muss nur noch ausgleichen, was durch reibung verloren gegangen ist
dann stimmt nämlich auch das gleichgewicht wieder...
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Also ich denke mit dem Anlaufen hat das nichts zu tun. Das Mtan ist ja kein Trägheitsmoment sondern ein Moment zum Ausgleich des Reibmomentes.
Und wenn ich mir vorstelle, dass auf den Wellen zwischen den Zahnrädern nur das Verspannmoment anliegt, dann müsste ja die Gegenreaktion auf das Mtan (also das Reibmoment) direkt rechts vom ersten Zahnrad (oben rechts) liegen, kommt also nie in das Getriebe hinein. Klingt aber ein bisschen irreal.
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Man kann es sich ja auch mit Quelle und Senke erklären. Der Motor ist die Quelle. Im Prüfgetriebe sind lauter Senken, also Lagerreibung, Dichtringreibung usw. und dorthin findet nun der Ausgleich auf kürzestem Wege statt. So hats mir auch der Herr Zwiebel erklärt. Vielleicht teilt es sich im realen auch auf und ein Teil geht über die Zahnräder, aber dann wäre es wahrscheinlich zu kompliziert.
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Ok, ich geb auf! Ich weiß, Herr Zwiebel hat's auch versucht, mir zu erklären. Aber so richtig konnt ichs nicht kapieren.
Ich versteh zwar nicht warum, aber ich werds mal so rechnen. Letztlich hat ja der Ü-Leiter das letzte Wort.
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Neue Frage, die aber auch damit zu tun hat:
ich hab mich für nen Querpresssitz als WN-Verbindung entschieden. Zur Auslegung hab ich mir gedacht, nehm ich das größte vorhandene Moment, also das Mt1, weil das ja auch mit übertragen werden muss. Wär ja blöd, wenn die Verbindung im Mittel das Moment überträgt, nur in den einzelnen Laststufen mal kurz durchdreht.
So, und dieses Moment wollt ich noch mit dem KAtau, also dem Betriebsfaktor für Torsion multiplizieren.
Was sagt ihr dazu?
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Hm so aus dem Bauch heraus würde ich sagen, dass es da nicht mit reinkommt, sondern wirklich nur bei der Welle.
Haste da irgendwo was, wie man son Querpressverband genau berechnet?
Nohc ne Frage zu Y(epsilon) beim Entwurf des Moduls.
Kann man da epsilon(alpha) einfach 1,5 annehmen oder muß man dies nach Bild 2 im AH3 ZG33 bestimmen. Nen großen Unterschied machts eh nicht aber sollte schon alles stimmen.
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Also ich denke, wenn da in diesem Heft steht, man soll e(alpha) mit 1.5 annehmen, dann kann man damit rechnen. Ist doch eh nur ein Entwurf. Du kriegst wohl eh nur einen Mindestmodul heraus, laut Ü-Leiter. Ich hab später einen größeren verwendet.
Was anderes.
Beim Zahnbreitenverhältnis b/d1 kriegt man einen Wert raus, der eh kleiner ist als der angegebene Wert (grob überschlagen 1). Also hat diese Aussage für mich keinen Wert. Hr Kupfer hatte noch was anderes gesagt, das man dann annehmen kann: irgendwas von Breite = 15*Modul. Ich weiß aber nicht mehr ob er sagte Breite gleich, oder kleiner gleich 15*mn. Hat da jemand zugehört?
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ja also b/d darf max. 1 sein, bei symmetrishcer Lagerung 1,1. Das erreicht man eigentlich nie, weil dann die Sicherheiten noch größer werden, sind bei mir schon so zu groß.
b/m darf maximal 15 sein, das hat Herstellungstechnische Gründe bzw. auch Gründe der Tragfähigkeit. D.h., man rechnet mit der vollen Breite obwohl dann gar nicht mehr alles trägt. b/d ist bei mir jetzt glaube 0,4 und b/m ist 10.
Wie man die Sprungüberdeckung auf 2 bekommen kann ist mir noch schleierhaft, klar die Breite höher machen und nen größeren Modul, damits passt, dass b/m nicht größer 15 wird aber die Sicherheiten die dann rauskommen sind böse.
Also hab ich die Sprungüberdeckung bei 1,nochwas gelassen, reicht auch und das Zahnrad wird net so breit (60mm bei mir)
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Nochmal was grundlegendes zu den Momenten.
Man muss doch eigentlich nur darauf achten das man bei der Berechnung der Sicherheit gegen bleibende Verf. mit der Kraft aus dem Verspannmoment rechnet und bei der gegen Ermüdungsbruch mit der F aus dem Antriebsmoment. Oder?
Das verspannmoment wirkt doch nur ganz kurz, wenn das Prüfgetriebe mit dem Rückgetriebe gekoppelt wird. Und dann ist's wieder bei null und der Motor fängt an zu drehen. Is dat nich so einfach.
Hää...
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@Nizz: öhn nö irgendwie haste da was Missverstanden.
Alle Zahnkräfte werden mit dem äquivalenten Moment berechnet - also Kb*Mtnenn.
Die beiden Getriebe sind immer verbunden. Mit der Verspannkupplung erzeugst du ja nur einen Momentunterschied zwischen den Wellen. Dieser Unterschied kann auch im Stand schon vorhandne sein. Der Motor bringt den Prüfstand dann lediglich auf Nenndrehzahl und gibt halt gerade im Betrieb dann so viel Moment ab, damit die ganze Geschichte auf der Nenndrehzahl bleibt.
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Also ist mein Mtnenn mein Verspanmoment, was ich in der Aufgabenstellung gegeben hab?
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Ja genauso isses. Und da die Lastwechsel in der ersten Stufe bereits größer 3x10^6 sind, ist Kb bei allen 1,8, genauso wie kbs.
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bzw. + mein Antriebsmoment.
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Danke Torsten, jetzt hab ichs kappiert.
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@Nizz: Ja aber bei den Zahnrädern das Antriebsmoment nicht dazu tun, siehte Posts weiter oben.
@Taco: Du wolltest doch nen Querpressverband machen, ich lese gerade, dass man als Welle/Nabe-Verbindung nur eine Paßfeder- oder Keilwellenverbindung nehmen solle (Hinweis 4) - also zumindestens für das An- und Abtriebsrad, d.h. in der Mitte könntest du es so machen.
Hab hier grad noch was schönes gefunden, stehen recht viele Infos drin.
Allgemeine Verzahnungssachen (http://www.mitcalc.com/doc/gear1/help/de/gear1txt.htm)
Unter 4.3 steht das mit dem Beta, woraus man das wählen kann, man müßte mal in die Norm schauen ob da was steht.
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@ Torsten
Dat klingt ja alles logisch. Ich frag mich aber nur warum der Onkel Kupfer dann eine Einteilung der Antriebsleistung vorgenommen hat, wenn wir sie gar nicht berücksichtigen sollen. Oder brauch mer die später noch irgendwo?
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Du brauchst sie lediglich dafür, um das WEllenende wo der Motor dran ist zu dimensionieren, aber er hat auch gemeint, man kann es genauso dick machen wie auf der anderen Seite, das ist dann auch net so schlimm (z.B. wegen gleichen Lagern etc.)
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Also das mit der Welle-Nabe-Verbindung hab ich anders verstanden. Es steht ja drin: "Für den An- und Abtrieb ist eine Passfeder- oder Keilwellenverbindung vorzusehen".
Heißt für mich, die Verbindung von Motor zu Antriebswelle (also nach rechts) des Rückgetriebes soll eine PF- oder KW-Verbindung sein, und dann wieder die Verbindung zwischen Abtriebswelle des Rückgetriebes nach links - ich denke mal, da soll eine starre Kupplung oder so hin zur Verbindung mit der Welle des Prüfgetriebes. Außerdem macht sich für große Drehmomente ein QVP glaub ich schon ganz gut, da kann nichts brechen (s. a. AH2, WN2).
Danke für die Tipps mit dem Zahnbreitenverhältnis!
Weiß jemand, ob ich, wenn ich die Zahnräder zur Gewichtsersparnis so komisch aushöhlen will (also, das so etwas, das in etwa wie ein Doppel-T Profil im Schnitt aussieht) an irgendwelche Vorgaben bzgl Dicke usw halten muss?
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@Torsten,
noch was zu dem KBs: das ist auch 1.8?
In der Zeichnung der Anleitung (Bild 1.1) sieht es so aus, als ob das maximale Moment (im Bild T1) noch den schwankenden Anteil aus dem Antriebsmoment beinhaltet, konkret:
KBs = Mt1*KA(tau)/Mtnenn
Dann komm ich nämlich auf KBs = 1.98.
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Hm stimmt, unter diesem Gesichtspunkt habe ich das noch nicht betrachtet mit An- und Abtrieb, glaube hast Recht.
Das mit dem Kbs-Wert stimmt schon so, da es das maximal auftretende Moment am Zahnrad berücksichtigt, darum gehts ja jetzt gerade. An der Welle schwankt es, das ist schonrichtig, dadurch, dass sich ja die Torsionswellen in gewisser Weise in sich verdrehen können, was ja aber beim Zahnrad nicht der Fall ist.
Bezüglich dem Zahnrad gibt es einen Faktor, wie dick der Steg, also dort wo die Zähne sind, sein muß, damit es als Vollrad annehmen kann, das ist abhängig vom Modul. Der Herr Kupfer hat gesagt, dass es ca. 5-6xModul sein soll, ab 10xModul wäre es so wie ein Vollrad.
Ich habe aber keine Ahnung ob wir da was nachrechnen sollen oder wie das zu handhaben ist.
Weiß schon jemand wie das Mittelrad gelagert werden soll. Ich würde es ja genauso lagern, also 2 Lager im Gehäuse und das Rad selber auf der Welle irgendwie verbunden, obwohl es ja nix übertragen muß.
Die Axialkraft dürfte ja 0 werden wenn ich das richtig sehe, weil sich die beiden Axialkräfte am Mittelrad eigentlich aufheben oder?
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Originally posted by Torsten@17.11. 2005 - 23:15
Die Axialkraft dürfte ja 0 werden wenn ich das richtig sehe, weil sich die beiden Axialkräfte am Mittelrad eigentlich aufheben oder?
also ich hab mir die ganze sache wegen der axialkraft des zwischenrades auch mal überlegt und bin zum ergebnis gekommen, dass sie doppelt so groß sein muss...ich bin mir aber nicht ganz sicher...hätte gern mal weitere meinungen gehört
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Wieso soll sie denn doppelt groß werden?
Du muß dir das mal anschauen, was weiß ich, ein Modell aus Papier oder sowas.
Dann schaust du dir das Mittelrad an. Wenn es angetrieben wird von einem der beiden Wellen, dann zeigt die Kraft ja immer da hin, wo der Zahn hinfliegen würde, wenn er bricht. Dann guggst du auf die andere Seite des Mittelrades, welches ja dann das antreibende ist und siehe da, dann fliegt der Zahn nach der anderen Seite weg. Hat mir der Herr Kupfer auch so bestätigt.
Was mich mal interessieren würde ist, wie das mit der Welle ist. Einmal gibt es ja ein Biegemoment infolge der Axialkraft, welches ja Axialkraft x Durchmesser des Rades ist. Dann gibt es ja aber auch noch ein Moment, welches aus der Radialkraft resultiert, dieses ist ja am Kugellager null und wird bis zur Krafteinleitunsstelle maximal. Aber muß man die jetzt getrennt betrachten oder zusammen oder wie`?
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ja wenn der Herr Kupfer das abgesegnet hat, glaube ich dir das natürlich...dann rechne ich jetzt mit Axialkraft gleich null...man kann sich das wegen der schrägverzahnung eben schlecht vorstellen
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also ich hab da wohl einen Gedankenfehler...vielleicht kann mir ja jemand sagen wo der Fehler liegt...
wenn ich mein Zwischenrad verspannen will, dann muss ich doch am Abtriebsrad ein Gegenmoment zum Antriebsrad aufbringen bzw. muss ich das Abtriebsrad festhalten und am Antriebsrad drehen...das führt dann aber in den Auflagerreaktionen dazu, dass die beiden Umfangskräfte am Zwischenrad in die gleiche Richtung zeigen, ebenso wie die Axialkräfte...und dann wird eben die Axialkraft am Zwischenrad nicht null :blink:
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@Mc Nille,
also ich hab mal versucht, das mit den Kräften nachzuvollziehen. Was die Tangentialkräfte angeht, geb ich dir recht, da Zeigen am Zwischenrad beide Anteile(vom oberen und unteren Zahneingriff) in die gleiche Richtung.
Aber ich glaube man kann von der Tangentialkraft nicht auf die Richtung der Axialkraft zurückschließen, zumindest nicht so formal.
Wenn man ich mir das aber mit den wegbrechenden Zähnen vorstelle, da komme ich auf das gleiche Ergebnis wie Torsten. Nämlich das beide Anteile der Tangentialkraft in entgegengesetze Richtungen zeigen. Ich weiß, dass sich das nur schwer vorstellen lässt, aber ich hab mir z.B. mein SW-Modell mal angeschaut, geguckt, in welche Richtungen die Räder drehen und dann sieht man das (irgendwann).
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:) ja jetzt hab ichs auch...ich hab mir jetzt auch nochmal mein schickes SW-Zahnrad angeschaut und mir vorgestellt dass ich es verspanne...und dann ist es genau wie du sagst...die Umfangskräfte zeigen in die gleiche Richtung und die Axialkräfte jeweils in die entgegengesetzte Richtung und heben sich somit gegenseitig auf...spitze
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Jo genau, ihr dürft nicht von der Tangentialkraft auf die Richtung der Axialkraft schließen, denn beim Zwischenrad stehen sich ja die 2 Zähne, die im Eingriff sind, praktisch gegenüber. Deswegen verläuft die Schräge, wenn man auf die ZÄhne draufguggt, bei dem einen meinetwegen vonlinks unten nach rechts oben und bei dem anderen von rechts unten nach links oben.
Was ich noch nich ganz verstanden habe: Die Tangentialkraft als solches brauch ich ja eigentlich jetzt bei weiteren Berechnungen nicht oder (Welle, Lager), da ist doch nur die Axial- und Radialkraft ausschlaggebend.
Hab den Herrn Kupfer auch nochmal wegen dem Beta gefragt, er hat gemeint, dass der Winkel beliebig sein kann, also bis 20° halt, die Axialkraft beschränkt ihn, hat er gemeint.
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:blink: Also ich glaub, die Tangentialkraft brauchst Du sehr wohl, auch für die Berechnung der Lager und der Welle.
Einfach mal die Kräfte an der Welle (wie gewohnt in ME) in zwei Ebenen aufzeichnen. Die Tangentialkraft greift zwar exzentrisch an, wenn man aber von oben auf die Welle guckt, dann sieht man, dass sie sehr wohl für die Biegung der Welle als auch für die Lagerkraft mit verantwortlich ist.
Die Tangentialkraft muss nämlich von den Lagerkräften in horizontaler Richtung (ich mein jetzt nicht die Axialrichtung, sonder die 90° dazu) also z.B. FAx und FBx (wenn z in Richtung der Welle und y vertikal nach oben) aufgenommen werden. Für die Lagerberechnung musst Du dann die radialen Lagerkräfte (z.B. FAx und FAy) geometrisch zur (endgültigen) radialen Lagerkraft addieren.
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So, meine lieben Kollegen, ich möchte mich auch mal an der Diskussion beteiligen.
Erst mal: alpha ist nicht der Schrägungswinkel, also nicht vorgegeben zwischen 0 und 25°!!!
Der vorgegebene Schrägungswinkel heisst beta, der je wie oben schon zu lesen war, quasi genormt ist. (ansonsten ab ZG11 mal gucken)
Wie aber komme ich zu alpha oder alpha.n?
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Hab ich was verpasst, ich glaube du verwechselst da bissel was.
Also das alpha ist der Eingriffswinkel und der ist auf 20° genormt, hat was mit den Werkzeugen zu tun, kannst natürlich auch anders machen, aber bringt nix, wenn nicht gute Gründe vorliegen.
Beta ist der Schrägungswinkel, dieser ist nicht vorgegeben und sollte irgendwo zwischen 0-20° liegen.
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Ich habe vor, mein Zahnrad mittels Querpressverband zu fügen. Dabei bin ich auf folgende Probleme gestoßen.
Ich benötige mindestens die Passung H7/t6. In DIN 7157 steht aber nur H7/s6 unter den bevorzugten Passungen.
Weiß jemand, ob wir auch Sonderpassungen verwenden dürfen?
Meine Fügetemperatur beträgt 250°C. Da mein Zahnrad aber einsatzgehärtet ist, darf ich es nur bis 200°C erwärmen.
Dürfen wir mittels Abkühlen der Welle fertigen? Oder wäre das zu aufwendig?
In DIN 7190 steht, dass man bei einem Querpressverband stets Lagebegrenzungen kontruktiver oder fertigungstechnischer Art vorsehen soll. Da bei uns aber die Richtung der Axialkraft nicht vorgegben ist, dachte ich, dass ich den Absatz einfach weglasse.
Weiß jemand, ob sich das Zahnrad beim Fügen dann trotzdem noch gut positionieren lässt?
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Hm na ja in der Norm steht ja der Verweis auf die ISO-Paarungen, aber ob es nun schlimm ist, wenn du dich nicht daran hälst, keine Ahnung, müßte man mit Übungsleiter absprechen. Da es sich um einen Prüfstand handelt, also ein Einzelteil, denke ich, dass es nicht das Problem ist, wenn du die Wellen abkühlst, also Stickstoff oder Kohlendioxid, je nachdem, was ausreicht.
Na ja diese axiale Begrenzung braucht man ja eignetlich wirklich nur als Anschlag, denn auch die axiale Kraft sollte ja über das Übermaße mit übertragen werden, also über den Verband. Ich denke mal, wenn du jetzt nur ne Welle hast, wo nix dran ist, wird es schwierig das Zahnrad da auszurichten, aber frag einfach den Herrn Kupfer, dre hat da mehr Ahnung.
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danke soweit...da werd ich wohl doch noch mal den Ü-Leiter fragen
noch was anderes zum Querpressverband...wie rechne ich denn am besten des Querpressverband an der Zwischenwelle nach?...weil ich hier ja gar kein Moment habe
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Hm gute Frage, ich denke mal, an der Mittelwelle müßte es dann nur so "fest" gepresst sein, dass die Lagerreibung und die Reibung der Dichtung überwunden wird. Weiß jetzt nicht wie sich die Axialkraft auswirkt, da die ja ein Biegemoment auf die Welle ausübt.
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so ich hab mich nu auch mal angemeldet, um hier mal etwas beizutragen bzw. auch mal fragen stellen zu können.
ich habe mit meiner berechnung schon vor ner weile begonnen, habe aber öfter kleinere probleme welche das weiter rechnen immer verzögern. <_<
so nun mal noch ne frage zum allgemeinen verständnis (bitte entschuldigt, wenn euch die fragen etwas zu simpel klingen, aber manchmal sieht man den wald vor lauter bäumen nich...ihr wisst schon) :huh:
ausgehend von der antriebswelle wird die verzahnung berechnet mit hilfe des verspannmoments + des antriebsmomentes vom motor (so hab ichs verstanden). bedeutet dass, das ich bei der berechnung der unteren verzahnung (aufgrund von verlust über reibung etc) nur noch mit der verspannleistung rechne?denn eigentlich weis ich nicht wirklich was im prüfugetreieb geschieht bzw. wieviel eigentlich an leistung verloren geht.
es wäre echt toll wenn mich mal jemand diesbezüglich aufklären könnte?!
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@ AnnMonle
also die Sache sieht folgendermaßen aus. Du betrachtest dein Rückgetriebe als verlustfrei (η=1). Anders geht es auch gar nicht, weil du ja nicht weißt, wie dein Prüfgetriebe aussieht und somit auch nicht sagen kannst, wo denn wirklich die Verluste auftreten. Dein Antriebsmoment bringt nur die Verluste auf, welche durch Reibung usw. entstehen. Da du aber im Rückgetriebe gar keine Verluste hast, brauchst du das Antriebsmoment für die Berechnung deiner Maschinenelemente überhaupt nicht berücksichtigen. Nur für die Kupplung am Motor brauchst du das Antriebsmoment dann.
Bei der Berechnung deiner Auflagerreaktionen betrachtest du also nur das Verspannmoment. Anders geht es auch gar nicht, weil ja ansonsten das Momentengleichgewicht nicht stimmen würde, wenn ich oben Verspannmoment+ Antriebsmoment und unten aber nur das Verspannmoment hätte.
Das ganze ist auch schon weiter oben im thread ausgiebig diskutiert worden.
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na ja für die Wellenberechnung, zumindest bei der, wo der Motor dran ist, muß man es schon berücksichtigen bei der Torsion.
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Dazu hätte ich aber noch eine Frage.
Wenn du das Antriebsmoment einmal berücksichtigst und einmal nicht, dann gehen doch deine Auflagerreaktionen gar nicht auf. Wenn du das Antriebsmoment mit dazu nimmst, bekommst du automatisch auch größere Zahnkräfte. Und damit hast du dann auch unten an der 3. Welle ein größeren Verspannmoment anliegen.
Das Problem an der Sache ist einfach, dass man nicht pauschal sagen kann, das Moment geht oben rein, wandert dann durch das Prüfgetriebe und kommt unten am Rückgetriebe wieder an. Das Verspannmoment ist zu jeder Zeit an jedem Ort. Und irgendwo zwischendrin treten Verluste auf, welche ich aber vernachlässige. Und das heißt, dass ich das Antriebsmoment auch vernachlässigen muss.
Oder vielleicht nochmal anders. Es treten Verluste auf. Aber wo diese auftreten, weiß ich nicht. Allgemein steht aber eins fest. Das Antriebsmoment gleicht diese Verluste aus. Ich kann also nie mehr als das Verspannmoment an einer Welle anliegen haben, was aber passiert, wenn ich Verspannmoment + Antriebsmoment für die Berechnung nehme.
Vielleicht seh ich die Sache auch etwas falsch. Ihr könnt euch ja mal Gedanken dazu machen
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@ mc nille
ich hatte mir eure äußerungen zu dem thema auch schon durchgelesen. verstanden hatte ichs auch, das einzige was mir halt auch nicht klar war, ist die tatsache bei der wellenberechnung (wo ihr euch ja auch nicht sicher seid, ob man da nun das antriebsmoment mit rein nehmt oder nich).
ich dachte ihr seid diesbwzüglich auch schon weiter gekommen, denn es ist irgendwie wirklich schlecht aus der aufgabenstellung zu verstehen.
denn sie hätten uns ja die leistung vom Motor nicht gegeben, wenn wir damit nichts rechnen müssen.
naja ich werde dann also dir verzahnung ohne die antriebsleistung bzw. antriebsmoment berechnen und bei der welle...taj mal sehen(werde den zwiebel wohl auch nochmal fragen)
danke trotzdem
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So jetzt also nochmal Schritt für Schritt.
1. Das Verspannmoment entsteht dadurch, dass ich eine Torsionswelle (egal welche), in sich verdrehe, mit einer Verspannkupplung. Die Torsionswelle ist sozusagen zweigeteilt und diese zwei Teile werden eben um einen bestimmten Winkel gegeneinander verdreht und dann wieder verbunden.
2. Das RÜCKgetriebe ist verlustfrei, das ist eine Annahme, dass es in Wirklichkeit nicht so ist, ist auch klar, aber es vereinfacht die Sache mit den Verlusten. Dadurch ist es eben so, dass nur im PRÜFgetriebe Verluste auftreten und das zusätzliche Antriebsmoment einzig und allein dafür benötigt wird. Deswegen ist es eben auch eine vereinfachte Annahme, dass man sagt: Warum soll das Moment erst über die verlustfreien Zahnrädern gehen, um an die Reibstellen zu kommen, da geht es eben direkt durch die Welle in das Prüfgetriebe und braucht sich dann dort auf. Dadurch bekommst du auch keine zusätzlichen Auflagerkräfte, da es eben nicht übers Zahnrad läuft. Dass das in Wirklichkeit vielleicht nicht so ist, sondern sich das Moment vielleicht verzweigt, mag sein, aber es ist halt eine vereinfachte Annahme, die mir auch die Übungsleiter so bestätigt bzw. gesagt haben.
Hatte dazu ja schon einmal ein Bildchen gemalt weiter oben.
3. Das Antriebsmoment brauchst du also nur, um an der Welle, wo der Motor dran sitzt, das Wellenenden motorseitig auszulegen (nat. auch die Biegung beachten durch Auflagerkräfte, die bleibt ja) und man muß es an der Welle dann auf der anderen Seite tatsähclich zu dem Verpsannmoment addieren, dies betrifft ja dann aber nur die Torsion d. Welle und die Passfederverbindung oder Keilwellenverbindung zur Torsionswelle hin.
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die erläuterung ist doch mal echt präzise.ich hatte heute auch schon ein aufschlussreiches gespräch mit dem Zwiebel, wo er auch gestanden hat, das alles eine sache der auslegung ist, man also nur begründen müsste warum man es wie rechnet, also falsch ist am ende nichts, man macht sich nur selber schwer wenn man so kompliziert denkt und rechnet.naja nu weis ich ja bescheid....bei weitern fragen wende ich mich dann an euch ;)
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@ Torsten
Ok so wie ich das jetzt verstanden habe, willst du also dein Antriebsmoment einfach an deiner Verspannseite der Welle 1 wieder rausgehen lassen. Dann hättest du also an der Welle 1 rechts das Antriebsmoment und links das Verspannmoment + Antriebsmoment (in entgegengesetzter Richtung) anliegen. Somit wirkt sich das Antriebsmoment auch nicht auf deine Zahnkräfte auf.
Das klingt eigentlich ganz gut, find ich, weil ich somit auch an der Motorkupplung ein Antriebsmoment anliegen habe, ohne dass ich tricksen muss.
Ich werds dann vielleicht auch so machen.
Die Sache die mich verwirrt, ist deben das Schema oben rechts in der Aufgabenstellung. Denn hier liegt oben und unten das gleiche Verspannmoment an. Dies würde ich ja aber mit der neuen Annhame nicht berücksichtigen. Naja aber irgendwas muss man ja an dem Schema verändern, denn so wie es in der Aufgabe steht, geht die Momentenbilanz ja nicht auf. Ist dann also wahrscheinlich doch alles Ansichtssache.
Ich war auch beim Dr. Zwiebel mal in der Konsultation. Da hat er auch gesagt, dass die ganze Sache mit dem Verspannmoment und den Verlusten nicht klar definiert werden kann und es unsere Ingenieuransicht ist, wie wir die Sache betrachten.
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Jo das mit dem Moment ist Auslegungssache, der Dr. Senf hat gesagt, dass ja nicht definiert ist, wie rum das wirkt. Also kann es auch an einer Stelle negativ sein oder so. Nach den Skizzen in den Aufgabenstellungen darfste nicht so genau gehen.
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Wenn die Verzahnung nun soweit steht ...
Wie wählt man am besten den Durchmesser der Wellen?
Geht man die Sache von den Lagern her an, so braucht man einen gegeben C.0- Wert, welcher wiederum von einem gegebenen Durchmesser abhängt.
Auf ein ähnliches Dilemma stößt man, wenn man die Sache vom Querpressverband her anrechnen tut - auch hier hängt der nötige Druck nicht nur von der gegebenen Axialkraft ab, sondern am meisten von der schiebenden Tangentialkraft am Nenndurchmesser der Welle. Welchen ich zumindest gerne erst hätte.
(Habe ich etwas überlesen in AH3 ZG? Steht dort irgendwie ein Verhältis zwischen Zahnfußkreis-Durchmesser und einem Bohrungsdurchmesser in Bezug auf die Gültigkeit der vier Sicherheitsnachweise an der Verzahnung. Damit könnte man nämlich rückwärts auf einen Höchstdurchmesser für eine Bohrung durchs Zahni schließen. Ordentliche Sicherheit drauf, und man hat, die Gestaltungshinweise in DIN 790 befolgend, einen schönen Durchmesser.)
Gibt es alternativen zum Verfahren, ausgehend vom Wälzlager alle dort möglichen Durchmesser mal anzutesten, bis man den einen hat, der bis zum Querpressverband ausreichende Sicherheiten bewirkt, ohne übermäßig überdimensioniert zu sein?
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Der Querpressverband hat bei mir dir kleinste Sicherheit. Deswegen hab ich auch dort angefangen. Du brauchst zur Berechnung nur dein Verspannmoment, was du ja vorgegeben hast. Natürlich musst du dir erstmal einen Fügedurchmesser und eine Fügelänge vorgeben. Und wenn du dann merkst, dass dein Durchmesser nicht reicht, machst du den einfach größer, bis hinten eine gute Sicherheit rauskommt. Ich hab jetzt am Querpressverband eine Sicherheit von rund 2. Alle anderen Sicherheiten liegen dann weit drüber.
Das Hauptproblem bei dem Querpressverband ist eben die Passung. Wenn man sich strikt an die DIN hält, und nur standardisierte Passungen nimmt, dann ist schon bei H7/s6 Schluß. Es gibt dann höchstens noch H8/u8. Aber ich würde bei der Bohrung lieber bei H7 bleiben. Ich werd nochmal den Übungsleiter fragen, ob wir auch Sonderpassungen benutzen dürfen. Bei mir würde es rein theoretisch auch mit H7/u6 gehen.
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Wie werden die Auflagerkräfte für die Lager berechnet? Da nimmt man doch nicht die Kräfte von dem äquivalenten Moment sondern berücksichtigt die einzelnen Laststufen und Zeiten oder rechnet man es mit Kbl aus?
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Wer lesen kann, ...!
Wie die Belastung der Wälzlager zu berechnen ist, steht ja mehr als deutlich in der Anleitung!
Viel Spaß noch beim Rechnen!
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@Maschinen-Wesen: Wohl bissel mit dem falschen Fuß aufgestanden oder was? Schreibst hier das erste mal was in diesem Thread und schreist rum, dass alles in einer Anleitung oder sonstwo steht.
Wenn es danach ginge, hätte ich und andere Mitschreiber uns hier schon viele Posts sparen können, da das sicher auch alles irgendwo steht oder in der Anleitung. Aber so ein Thread lebt von der Mithilfe der Anderen, auch wenn manche Fragen sicher trivial oder einfach sind - denk mal drüber nach. Trotzdem danke für deine Hilfe und viel Spass beim Rechnen, hoffe du hast kein Fragen....
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Ganz ruhig Torsten! War doch nciht ganz so gemeint!
Nur steht es etwa nicht in der Anleitung? Das klingt ja fast so, als ob alle, die sich hier gegenseitig austauschen, nur nach den Ideen und Tipps der Antwortschreiber richten. Hast du dir nicht mal die Anleitung zu Gemüte geführt?! Sollte man vielleicht doch mal machen - ein Hinweis, der keinesfalls irgendwie blöd gemeint ist! Also dann, schönes Wochenende noch!
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Ja klar habe ich mir die Anleitung durchgelesen, wenn man dann aber mal ins Arbeitsheft 3 LA6 schaut, dann wird dort P z.B. ganz anders bestimmt und ich bin mir jetzt noch nicht ganz im klaren, ob es 2 unabhängige Verfahren sind oder nicht. Wenn ichs nach dem Arbeitsheft rechne, dann brauche ich z.B. gar keinen Äquivalenzfaktor, weil es über die Kräfte gerechnet wird. In der Anleitung steht aber bei den Kräften immer die Nennkräfte. Wie man die Auflagerkräfte prinzipiell bestimmt ist natürlich klar, aber es geht mir halt wie gesagt um die effektive Bestimmung aus dem Kollektiv heraus.
Natürlich rechnen die Leute hier sicher nicht nur nach Tipps aus dem Thread hier, aber manche Sachen sind eben halt nicht eindeutig bzw. eine Auslegungssache. Da gibts natürich eben auch Fragen, die mehrmals kommen, so mein ich das.
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Ich habs mal nach Arbeitsheft und nach Anleitung nachgerechnet und bin dabei aufs gleiche gekommen (was auch logisch ist). Ich würde die Lager aber nach der Anleitung ausrechnen. Das hat den Vorteil, dass du nicht für jedes Lastkollektiv extra noch deine Lagerkräfte ausrechnen musst (was aber auch nicht viel mehr Abeit macht).
Wenn man sich die beiden Rechengänge mal genau anschaut, dann sieht man auch, dass das eigentlich genau ads gleiche ist. Nur dass die eben in der Anleitung noch extra dieses K.BL ausrechnen, was halt im Arbeitshelft schon in die Gleichung vom P eingebaut ist.
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@ mc nille
Was hast denn du fürn Lager gewählt?
Wollte eigentlich ein RKL (6312) nehmen aber damit lieg ich weit unter den 5000h Lebensdauer.(Antriebswelle, rechtes Lager)
Ist es nun besser den Durchmesser der Welle zu vergrößern oder die Lagerart zu ändern?
Wer ne Idee?
Zum Vergleich: KBL = 3.807 mit n0=1500
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also ich hab bei K.BL nur 1.405. Irgendjemand von uns scheint da wohl einen Fehler zu haben. Ich werd nochmal nachrechnen.
Ich hab mich für 7310 entschieden (14500h). 6311 geht auch noch gerade so bei mir (7000h). Hab auch mal Kegelrollenlager probiert. Damit komm ich aber über 100000h. Das ist also nicht zu empfehlen. Ansonsten habe ich nur das am stärsten belastete Lager berechnet, da ich an den Wellen 1 und 3 überall die gleichen Lager einbaue. An der 2. Welle muss ich mal noch ausrechnen, was ich da brauche.
Ich würde immer erstmal probieren, das Lager zu ändern, wenn die Lebensdauer nicht reicht, da du bei den Lager ja echt viele Auswahlmöglichkeiten hast. Und wenn das nicht reicht, dann machst du halt den Durchmesser bissl größer. Dann ändern sich aber eben auch alle anderen Durchmesser, speziell der beim Querpressverband, und dann musst du wieder neu nachrechnen.
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Hab die Formel einfach in MathCad eigegeben und das hat er mir ausgespuckt. Müsste eigentlich richtig sein. Kanns ja nochmal per Hand nachrechnen. Betrachtest du eigentlich alle Laststufen oder bloß die erste wie beim KB?
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Du musst alle Laststufen betrachten. Bei den Lagern gibts keinen Knick in der Wöhlerlinie, weil die ja nie dauerfest sind
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Wenn ich nur die erste nehme komm ich auf etwa 1,4.
Betracht ich alle auf 3.8. Hmm... irgendwo ist ein Fehler.
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Ich hab jetzt auch nochmal nachgerechnet. Und ich hab immer noch 1.405. (p=3). Das K.BL ist unabhängig von deinem Nennverspannmoment. Also müssten wir eigentlich alle auf das gleiche kommen. :unsure:
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Hab was gefunden und komme jetzt auf 1.277.
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Ich weiß wo der Unterschied liegt. Ich hab das K.AT schon in die Laststufen mit eingerechnet. Ich weiß allerdings nicht, ob das korrekt ist. Auf jedenfall sieht es auf Bild 1.1 in der Anleitung so aus, als ob man das so macht. Eigentlich macht das ja auch Sinn, weil ich somit die Maximalbelastung der Lager bekomme.
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Das K.Atau gehört doch aber dann auch zu deinem Mtnenn.
Also Mtnenn=C.B*Verspannmoment.
Und dann kürzt sich das K.Atau in der Gleichung raus.
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Nein bei dem Mtnenn kommt das K.Atau denke ich nicht dazu, weil du das bei deinen Nennauflagerkräften ja auch nicht mit dazu rechnest, bzw. kannst du es glaube ich auch so machen, dass du den Betriebsfaktor mit in deine Auflagerkräfte und in das Mtnenn einrechnest. Dann müsste eigentlich das gleiche rauskommen.
Allerdings ist in der Nennbelastung nach Definition kein Betriebsfaktor drin.
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Aber die Schwankung der Momente in den Laststufen kommt doch erst dadurch zustande, weil das Verspannmoment schwankt. Sonst hätten wir K.Atau doch auch bei der K.B berechnung mit einbeziehen müssen. Das is ja prinzipell die selbe Formel.
Ich werd dann wohl noch mal am besten den Onkel Kupfer oder so fragen.
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Ja so hab ichs auch gemacht. Mein K.B ist deswegen auch 1.8*1.1=1.98.
Ich hab mir das ganze anhand Bild 1.1 in der Anleitung überlegt. Hier sieht man bei den Laststufen, dass es jeweils ein T.mj und ein T.j (j=1,2,3) gibt, was durch den Betriebsfaktor kommt. Und in die Gleichung vom K.B sollen wir ja nun mal das T.j einsetzen und nicht das T.mj. Also wenns jetzt doch andersrum wäre, dann hätte die Anleitung einen Fehler.
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@mc nille: Also der Herr Kupfer hat in der letzten Konsultation extra nochmal gesagt, dass man das KaTau in den KB-Wert nicht mit einrechnen soll, sondern dass es schon mit drin ist. Das Bild ist sozusagen eigentlich falsch.
Was soll ich aber bei der Lagerberechnung bei der Mittelachse für das T einsetzen, einfach das Moment was über die Mittelachse weiterleitet wird?
Ich habs jetzt erstmal nach Anleitungsheft gemacht und komme mit Kegelrollenlagern bei den Wellen auf 50000h und 6500h, bei der Mittelachse kommt man ziemlich gut runter auf 6000h, da ja da die Lagerung absolut symmetrisch ist.
Da ja aber die Verspannrichtung geändert werden kann, ist es schon okay, dass das eine Lager überdimensioniert ist bei den Wellen (Loslager).
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also jetzt noch mal ganz langsam. Dieses Diagramm (siehe unten) hat doch der Kupfer selber auf den Projektor gelegt. Und hier ist das K.Atau ja offensichtlich mit in das Lastkollektiv und damit in den K.B-Wert mit eingerechnet.
Was kommt denn dann jetzt für K.B eigentlich raus 1.8 oder 1.98??? Das würde mich jetzt echt mal interessieren.
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Na ja der Herr Kupfer scheint manchmal selber nicht so richtig zu wissen, was da in der anleitung steht. Jedenalls ist das Kb bei allen 1.8, das Katau ist da mit drin, obwohl ich eigentlich genau deiner Meinung war, dass man mit der 1.8 nur das Mittlere Moment ohne Schwankungen erhält, aber offensichtlich ist dem nicht so, ist natürlich blöd, da er sowas immer nur mündlich sagt und man sich nur darauf berufen kann.
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naja da ich KS bin und somit Herr Kupfer nicht meinen Beleg bewertet (hoffe ich doch mal :unsure: ), werde ich mal in meine eigene Konsultation gehen und dort mal nachfragen. Schließlich steht in der Aufgabenstellung, dass wir uns nach der Anleitung richten sollen. Und die Anleitung ist meiner Meinung nach eindeutig.
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Tja oder vielleicht rechnet der Herr Kupfer auch dann einfach später beim äquivalenten Moment das K.Atau mit ein. T=T.nenn*K.B*K.Atau. Das würde ja auch gehen. Damit kommt man dann genau aufs gleiche. Und dann wäre es letztendlich auch egal welchen Weg man geht.
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Jo das stimmt, ich werd den Herrn Kupfer nochmal anschreiben bzw. meine "Korrigierer", den Herrn Dr. Kirsten, was er meint und warum sie das dann falsch drucken, wenns denn so sein soll, dass kb=1.8 ist.
Wie ist das nun mit den Lagern anch Anleitung, ich versteh nicht, wo denn da eigentlich der Abstand der Lager zur Krafteinleitung eingeht, eigentlich doch bei Fa und Fr, also brauch ich ja doch die genauen Auflagerreaktionen, da kann ichs auch nach dem Arbeitsheft machen.
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Originally posted by Torsten@4.12. 2005 - 23:31
Wie ist das nun mit den Lagern anch Anleitung, ich versteh nicht, wo denn da eigentlich der Abstand der Lager zur Krafteinleitung eingeht
Also ich versteh erstmal gar nicht, was du damit überhaupt meinst :rolleyes:
Aber es ist tatsächlich so, ob du deine Lager nach Anleitung oder nach Arbeitsheft ausrechnest, ist egal. Es kommt genau das gleiche raus. Ich habs auch erst nach Arbeitsheft gerechnet und hab dann später erst gesehen, dass in der Anleitung auch ein Rechenweg steht. Der Rechenweg in der Anleitung führt halt schneller zum Ziel.
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Na ich mein, wo jetzt die Lagerkräfte eingehen, wahrscheinlich dann in Gleichung 28 oder? Nennkräfte heitß wohl nach dem Nennmoment bestimmt oder?
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ganz genau :sorcerer:
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Und für das Moment in Gleichung 24 setzt man dann einfach das Moment ein, was an der Achse übertragen wird? - es wird ja an der MIttelachse größer, zumindest bei mir, da das Mittelzahnrad größer ist.
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öhm also bei mir liegt an der Mittelachse überhaupt kein Torsionsmoment an.
Das K.BL ist an der Mittelachse denk ich genau so groß, weil ka hier das gleiche Lastkollektiv anliegt
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@ Nizz
Ich muss mich korrigieren. Das K.Bl ist 1.277 (mit p=3), so wie du es auch schon raus hattest.
Torsten hat mich jetzt netterweise über meinen Denkfehler aufgeklärt. Und zwar wird das K.Atau tatsächlich NICHT in das Lastkollektiv und ins K.B eingerechnet. Es ist bereits enthalten. :)
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Vielleicht nicht die hilfreichste Antwort, aber:
Dieser k.tau- Faktor als c.b für Torsion ... schaut Euch mal die Übungsaufgabe 1.3 Maschinenelemente nochmals an.
Es scheint, dass k.b tatsächlich nur 1,8 ist, und der k.tau- Faktor lediglich für die Führung der Sicherheitsnachweise von Relevanz ist.
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Hallo an alle,
nach länger Pause meld ich mal wieder zu Wort.
Ich hatte da neulich so eine Idee (Quasi einen Geistesblitz).
Wir reden doch die ganze Zeit schon davon, dass das Antriebsmoment nicht mit in das KB für die Verzahnung eingerechnet wird. Wenn mein Antriebsmoment schwankt, könnte es doch sein, das die Schwankung (und jetzt bitte nur erst mal den Theoretischen Fall betrachten) im Verspannten Getriebe gar nicht mit hinein kommt.
Ich stell mir das so vor:
ich lasse mal das Reibmoment (wie bei einer Bremse) im Prüfgetriebe (und damit, um die Drehzahl zu halten, auch das Antriebsmoment) ganz langsam von einem Anfangswert auf einen größeren Endwert anwachsen und danach wieder zum Anfang abfallen. Nach unserer Vermutung dürfte die Vergrößerung von Mtan der Verzahnung (somit auch KB) egal sein, weil im das Antriebsmoment allgemein egal ist. Es behält die gleiche Verzahnungskraft. Wenn ich das ganze jetzt schneller mache, kommt irgendwann (hoffentlich ist kein Mathematiker dabei...) eine Sinuskurve heraus. Und, tata!!, die Schwankung des Antriebsmomentes wirkt sich nicht auf die Belastung der Verzahnung aus - KBs wäre also gleich KB gleich 1.8.
Was haltet ihr davon?
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K.B=K.BS=1.8
das is auf jeden fall korrekt :)
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Ich hab da noch etwas gefunden, was mir ein bisschen Kopfschmerzen bereitet.
Und zwar kann ich mich nicht so richtig mit dem Bild der gesamten Prüfanordnung (also Prüf- und Rückgetriebe) aus 'Folien Rückgetriebe' anfreunden.
Wenn man sich mal das gesamte Prüfgetriebe anschaut (ich hab mal ein Bild in den Anhang gepackt), dann sieht man folgendes:
Will ich das Prüfgetriebe in sich verspannen und ich drehe oben beispielsweise im Uhrzeigersinn, dann muss ich unten gegen den Uhrzeigersinn drehen damit ich überhaupt eine Verspannung hinkriege. Würde ich oben und unten mit gleicher Orientierung drehen, dann verspannt sich ja nichts, weil sich die obere und die untere Welle ja eh in die gleiche Richtung drehen sollen.
Auf das gleiche Ergebnis komm ich, wenn ich die tangentialen Verzahnungskräfte einzeichne: alle Wellen sind im Momentengleichgewicht; damit ich an der unteren Welle auch Momentengleichgewicht bekomme, muss ich die Tangentiale Kraft wie gezeichnet Orientieren.
Kurz gesagt, ich halte das Bild aus den Folien für falsch.
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Also das mit den Bildern hat scheinbar nicht geklappt (vielleicht kann mir irgend jemand sagen, was ich falsch mache - ich hab einfach ein Bild im JPEG-Format angefügt ?!).
Aber ich hab grad mal mit Herrn Kupfer gesprochen - und er hat gleich mit der Hand abgewunken und gesagt: "Ja, das Bild ist Falsch" (scheinbar war ich nicht der erste...). Also, bei den 'Folien zum Rückgetriebe' sind bei dem Schema des Gesamtprüfstandes die Moment an der unteren Welle falsch herum orientiert. Richtig müsste es so aussehen (ich machs diesmal einfacher und ohne Dateianhänge):
untere Welle
Mt1,2,3
<<----- ----->>
Dann klappt's auch mit dem Nachbarn - ich mein den Momentengleichgewichten.
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Hat jemand ne Ahnung, ob wir nur Lager aus dem Arbeitsheft benutzen dürfen (weil wir den Beleg ja mit dem Arbeitsheft lösen sollen)?
Wenn man nämlich auch Lager aus dem FAG-Katalog nehmen könnte, könnte man auch Kegelrollenlager mit geringerer Tragzahl nehmen. Dann würde man auch mit Kegelrollenlager auf eine akzeptable Lebensdauer kommen. Kegelrollenlager haben den Vorteil, dass sie bei gleichem Innendurchmesser und Tragzahl einen viel kleineren Außendurchmesser als Radial-Rillenkugellager haben. Das hat dan den Vorteil, dass man die Lagerflansche verkleinern kann. Preislich kommen die Kegelrollenlager auch nicht teurer.
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Originally posted by mc nille@9.12. 2005 - 17:19
Hat jemand ne Ahnung, ob wir nur Lager aus dem Arbeitsheft benutzen dürfen (weil wir den Beleg ja mit dem Arbeitsheft lösen sollen)?
Wenn man nämlich auch Lager aus dem FAG-Katalog nehmen könnte, könnte man auch Kegelrollenlager mit geringerer Tragzahl nehmen. Dann würde man auch mit Kegelrollenlager auf eine akzeptable Lebensdauer kommen. Kegelrollenlager haben den Vorteil, dass sie bei gleichem Innendurchmesser und Tragzahl einen viel kleineren Außendurchmesser als Radial-Rillenkugellager haben. Das hat dan den Vorteil, dass man die Lagerflansche verkleinern kann. Preislich kommen die Kegelrollenlager auch nicht teurer.
Na klar darfst du die ausm FAG-Katalog nehmen. Den haben sie uns doch extra gegeben, damit wir ihn verwenden... :)
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Wie siehts bei unserem Beleg eigentlich mit der wirtschaftlichen Seite aus. Sollen wir die auch betrachten?
Ich hab jetzt nämlich folgende Auswahlmöglichkeiten für meine Lager:
6312 -> L=10500h -> Preis=28.80€
32012X -> L=64800h -> Preis=25.86€ (Quelle: http://www.ekugellager.de)
Die Kegelrollenlaeger halten also viel länger und sind dazu auch noch billiger. Aus wirtschaftlicher Sicht ist also klar, was man hier einbauen wird. Aus Maschinenbauersicht ist das Kegelrollenlager allerdings stark überdimensioniert.
Hat also jemand ne Ahnung, ob wir neben dem Sicherheitsnachweis auch noch die wirtschaftliche Seite mit in den Beleg einfließen lassen dürfen oder zählen nur die berechneten Sicherheiten?
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Na ja da es sich um EINEN Prüfstand handelt, denke ich mal schon, dass du da einbauen kannst, was für dich eben am besten ist, begründen kann man alles, na ja und wenn die halt bissel länger halten is doch schön, es heißt ja mindestens 5000h.
Mich würde mal interessieren ob jemand weiß aus welchen Werkstoffen es Passfedern noch gibt außer aus St50 nach Norm, weil das hält ja nix und wieder nix.
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Originally posted by mc nille@28.11.2005 - 19:02
Ich habe vor, mein Zahnrad mittels Querpressverband zu fügen. Dabei bin ich auf folgende Probleme gestoßen.
Ich benötige mindestens die Passung H7/t6. In DIN 7157 steht aber nur H7/s6 unter den bevorzugten Passungen.
Weiß jemand, ob wir auch Sonderpassungen verwenden dürfen?
Meine Fügetemperatur beträgt 250°C. Da mein Zahnrad aber einsatzgehärtet ist, darf ich es nur bis 200°C erwärmen.
Dürfen wir mittels Abkühlen der Welle fertigen? Oder wäre das zu aufwendig?
@ mc nille
Bin nun auf das selbe Problem gestoßen. Wollt mal fragen was der Herr Kupfer gesagt hat. Dürfen wir die Verbindung mittels abkühlen fertigen?
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@Nizz
Sorry hab den Kupfer garnicht deswegen gefragt, weil sich das Problem schon gelöst hatte. Ich war gezwungen meine Welle größer zu machen, weil die Paßfederverbindung an der Verspannkupplung sonst nicht gehalten hätte.
Damit komme ich jetzt mit H7/s6 auf 199,5°C. Brauch also ni abkühlen :)
Falls du das noch nicht gemacht hast, dann lege erstmal deine Welle-Nabe-Verbindung an der Verspannkupplung aus. Das ist nämlich die eigentliche Schwachstelle in der Konstruktion.
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Alles klar, danke. Hatte die Welle auch schon größer gemacht so das es passt. Dachte nur sie sei dann vollkommen überdimensioniert.
Schaun mer mal.
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Hallo Leute,
ich muss mich jetzt auch mal in die Diskussion einmischen, weil ich grad vor nem Rätsel stehe bzw mir etwas Aufwand ersparen will.
Da ihr alle schon weiter seid könnt ihr mir bestimmt helfen :rolleyes:
Also folgende Frage zum Thema Lagerdimensionierung:
Muss ich in dieser Gleichung (28) dieses F.rnenn und F.anenn nur nach dem Nennmoment berechnen? Wenn ich nämlich auf LA5 schaue und dann rechnen die da mit den Axial- und Radialkräften aus jeder einzelnen Stufe des Kollektives sich ihr P.i aus und daraus dann das P.
Also wenn ich keinen Denkfehler in der Logik habe würde das bedeuten, das ich mir mit jeder Stufe des Kollektives einzelen die Lagerkräfte ausrechnen darf und dann damit dieses P.i . Stimmt das?
Ich weiß das die Lager- Wöhler-Linien keinen Knick haben und ich hab auch schon Herr Zwiebel gefragt und soweit ich ihn verstanden habe ist das aus diesem Grund so und man kann kein äquivalente Belastung berechnen kann. Ist doch richtig so?
Ich weiß das es einige schon auf beide Arten (also nach AH und der Anleitung) gerechnet haben und da soll ja das gleiche rauskommen, also könnt ihr mir ja bestimmt weiterhelfen
Vielen Dank schon mal im Voraus
Gruß Exilpfaelzer
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So, eine Frage zu den Wellen für An- und Abtrieb: habe ich etwas überlesen, oder ist es tatsächlich so, dass uns bei den beiden Wellen keine "Eintauchtiefe" (= Länge der Welle außerhalb des Rückgetriebes) und Durchmesser gegeben sind?
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@exilpfaelzer
Also du kannst dein P über die Formeln im AH und über die in der Anleitung berechnen. Sollte das gleiche rauskommen. Würd dir jedoch raten das wie in der Anleitung zu machen, geht nämlich viel einfacher. Sonst müsstest du wirklich jede einzelne Lagerkraft berechnen. Nach Anleitung ist das alles schön in dem K.BL zusammengefasst. Kannst ja mal aus spaß dein Pnenn in das K.BL einklammern dann müsstest du die selbe Formel wie im AH erhalten.
Achso und nach (28) mit dem Nennmomennt.
Hoffe das hilft dir.
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@Nizz
Vielen Dank das wollte ich wissen und dann werd ich mir mal schön den Weg des geringsten Widerstandes aussuchen.
Danke
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Ma ne Frage zu der Lage des Rückgetriebes. Liegt die Ebene die die Wellen aufspannt parallel oder senkrecht zur Bodenplatte? Oder ist das egal? Wär ja für parallel.
Wie habts ihr gemacht?
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Die Wellen sind nebeneinander angeordnet. Auf jedenfall sind so die ganzen Prüfstände an der TU aufgebaut.
Anders gehts auch gar nicht, wenn du dein Getriebegehäuse in der Wellenebene teilen willst (wovon ich mal ausgehe)
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Man könnte ja auch wie im letzten Beleg, die rechte Seitenwand des Gehäuses mit Schrauben montieren. Fänd ich eigentlich für die Gehäusekonstruktion viel einfacher.
Hab nämlich noch keine wirkliche Lösung wie die Flanschen aussehen sollen wenn ich in der Ebenen teile.
Ma was anderes, müssen wir für den Motor ein Anschlag auf der Welle vorsehen?
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Es steht irgendwo, dass man standardisierte WEllenende nehmen soll, diese haben entweder einen Absatz oder eine Rundnut für einen Sprengring (DIN 748), also zwingend nen Anschlag brauchste nicht demnach.
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Heidiho, hab mal wieder ne Frage.
Ist es ein MUSS die Bedienteile des Getriebes (sprich Ölmessstab, Ölablass, Traghacken usw.) mit zu konstruieren? Laut Auftgabenstellung wird es ja nicht explizit gefordert.
Wenn doch hab ich noch ne Frage zum Ölmesstsab. Kann ich den auch oben am Gehäuse platzieren oder muss der wie im Bild2.11 so weit unten sein? Eigentlich müsste es ja egal sein, macht man ihn einfach länger. Oder wie?
Danke schon mal.
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also ich denk mal schon, dass du die ganzen Teile einbauen musst. Das sind ja schließlich Bestandteile deines Getriebes.
Anstatt des Ölmeßstabes kannst du auch ein Ölschauglas einbauen. Das macht weniger Aufwand.
Ich hab meine Ölablaßschraube, Ölschauglas und Entlüftung von http://www.web2cad.de gezogen. Brauchste nur auswählen und einbauen und fertig :sorcerer:
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Hab da mal ne Frage zu KB, KABH,etc....
Ist ja irgendwie alles 1,8... Muss ich nun bei den Sicherheiten für das Ritzel Ft=KB*Ftnenn , KF=KABH*1.8 und KH=KABH*1.8 annehmen?? Da wäre das 1.8 ja 3x drin....
Ich seh irgendwie gar nicht durch, wie oft das 1.8 da mitgenommen werden muss!!
Wäre super, wenn mir jemand weiterhelfen könnte!!
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Immer nur einmal kommt das rein, eben bei dem Moment bzw. bei der Kraft, was ja im Prinzip das gleiche ist.
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gibt es irgendwo richtlinien etc. zum größenverhältnis der zahnräder?
ich hab jetzt zwei versionen (geht mit mathcad ja schnell)
in der einen hab ich eine 29/65 zähne paarung und die andere is ne 46/47 paarung. die zahlen beziehen sich auf die zähnezahl.
mir ist klar, dass die anzahl der zähne die durchmesser und damit die gehäusegröße beeinflusst, aber das spielt nur nebensächlich für mich eine rolle.
mir geht es um die lager. mit der ersten paarung müsste ich in der antriebswelle nen 6309 einbauen, mit der zweiten aber nur 6308.
hat irgendwer jetzt ma ne ahnung, was besser wäre?
hab die lösung gefunden. da die durchmesser in der radialkraft auf die lager ne rolle spielen, ändert sich die äquivalente leistung und man benötigt nur ein kleineres lager.
kann mir jemand erklären, wie man die lager für die zwischenwelle auslegt?
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Hey
ich hätte nochmal eine ganz grundlegende Frage.
Gibt es in der "Mittelwelle" eine Torsionsmoment??? Eigentlich dürfte ja keines vorliegen, was aber zur Folge hätte, dass die Belastung in der Welle sehr gering wäre und ein riesen Sicherheitswert rauskommt, bzw. ein kleiner Durchmesser der Welle.
Oder anders gefragt, welche Belastung liegt überhaupt vor?
Ich wäre echt froh, wenn mir jemand dabei helfen könnte
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du hast ein ziemlich großes biegemoment, da sich die axialkräfte an beiden eingriffsflächen addieren. genaue werte kann ich nicht liefern.
wo soll dein torsionsmoment herkommen? die welle ist nirgends eingespannt.
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wie kann man die temperatur ausrechnen, mit der der querpressitz gefertigt werden muss?
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Vielleicht ist dir ja mit der Formel schon geholfen (siehe unten)...wenn nicht, dann schau mal in die Vorlesung Maschinenelemente vom Prof. Schlecht...der hat mal ein Beispiel komplett durchgerechnet...das braucht man eigentlich nur abschreiben...oder du schaust dir mal die DIN 7190 an...da steht das auch alles schön drin...oder halt Arbeitsheft (da hab ich aber nicht reingeschaut)
Denk dran, da dein Zahnrad einsatzgehärtet ist, musst du unter 200°C bleiben...ansonsten musst du die Welle abkühlen
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Für Spielkinder, die mal ihre Zahnis zahnen lassen wollen in SolidWorks.
Wenn ihr in der Verknüpfung Zahnrad bisher auch keinen Sinn gefunden habt, ihr müsst zwei Zahnradnaben miteinander verknüpfen.
Und schon zahnt es ganz zahm.
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Hallo,
kann mir bitte jemand zuverlässig sagen, welche Kräfte sich am Zwischenrad aufheben und welche sich addieren. Bitte schnell antworten, muss nämlich noch viel machen :( Heben sich alle (Tangential, radial, axial) auf????
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Axial und Radial heben sich auf, und Tangential addieren sich.
Andere Frage:
Kann es sein das die Formel 20 aus der Anleitung falsch ist? Eigentlich muss man die Spannungsamplitude genauso berechnen wie die Torsionsspannungsamplitude (Formel 21). Was man da ausrechnet is doch die Mittelspannung.
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Axial und Radial heben sich auf, und Tangential addieren sich.
Wenn die Tangentialkräfte sich wirklich nicht aufheben sollten, stimmt die Momentenbilanz um die 2.te Welle nicht mehr. Dann würde sie sich gar nicht drehen, weil die Momente aus der Tangentialkraft sich aufheben würden.
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Für den hier gegebenen Fall muss sich die Welle doch aber nicht drehen. Wenn du dir das Verspannen an sich vorstellst, dann"drücken" die beiden äußeren Ritzel das innere Rad aus der Teilungsebene auf der die Wellen liegen. Um das Ganze anschaulich zu machen sieht das dann so aus wie zwei gleich schwere Personen, die auf einer Wippe sitzen.Die Gewichtskräfte beider addieren sich und üben die doppelte Kraft auf das Lager der Wippe aus. Genau das passiert auch beim Verspannen des Getriebes.
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Originally posted by Cowboy@23.1.2006 - 11:16
Für den hier gegebenen Fall muss sich die Welle doch aber nicht drehen. Wenn du dir das Verspannen an sich vorstellst, dann"drücken" die beiden äußeren Ritzel das innere Rad aus der Teilungsebene auf der die Wellen liegen. Um das Ganze anschaulich zu machen sieht das dann so aus wie zwei gleich schwere Personen, die auf einer Wippe sitzen.Die Gewichtskräfte beider addieren sich und üben die doppelte Kraft auf das Lager der Wippe aus. Genau das passiert auch beim Verspannen des Getriebes.
Seh ich genauso. Die Tangentialkräfte müssen sich aufheben. Passender als mit der Wippe kann man es nicht erklären.
Hab mal noch ne andere Frage. Gibts eigentlich irgendwelche Auflagen, wie das gesamte Getriebe steht, bzw liegt. Also einmal die Teilungsebene parallel zum Boden oder halt senkrecht???
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...nach näherer Betrachtung wirst du merken, dass du die Teilungsebene eigentlich nur parallel zum Boden machen kannst, da sonst die Wellen rausfallen und du nen Ölsee bildest, wenn du dein Gehäuse aufschraubst B)
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jo logisch, aber prinzipiell wäre es beides möglich. nur macht es bei uns kein sinn ;-)
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@Dr.No: Du hast recht, die Momentenbilanz in dem Schema, das in der Aufgabenstellung steht, stimmt wirklich nicht. Aber auch die anderen haben recht, die tangentialen Verzahnungskräfte der 1. und 3. Welle addieren sich bei der Zwischenwelle zusammen. Des Rätzels Lösung:
Das Schema stimmt nicht. Mir ist das vor einiger Zeit auch schon aufgefallen, da hab ich mal Hr. Kupfer gefragt - und er wusste schon worum es geht. Das Schema muss nähmlich so aussehen:
obere Welle:
-->> <<-- Mt1,2,2
untere Welle:
<<-- -->> Mt1,2,3
So klappt das nämlich auch mit der Momentenbilanz. Wenn man die obere und die untere Welle nämlich wie im Schema verspannen will, verspannt sich nichts, die Wellen würden sich einfach nur drehen. Ich nehme mal an, das Schema wurde einfach von einem einfachen Prüfstand übernommen mit nur zwei Wellen.
Aber sagt nicht, ich hätte euch das nicht gesagt (stand vor Weihnachten schon zur Diskussion).
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Die Sache mit dem Schauloch ...
... was ist damit eigentlich gemeint?
Klatscht man da einen von den Deckel, welche man ohnehin für die "Blindlager" hat, auf das Dach ... oder muss der Schaudeckel ein Glas haben?
Reicht ein Schaudeckel aus, mit dem man zentral ins Gehäuse gucken kann ... oder muss über jeden Zahnrad ein Guckloch, sofern die Geometrie des Gehäuses dieses ermöglicht, stehen?
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Hallo an alle,
kann jemand mir nochmal mit den Maßen des Zahnrades, wenn ich es aufgrund von Gewichtsersparnis aushöhlen will, weiterhelfen, also oben die Dicke unter der Verzahnung, unten die Dicke der Nabe und die Stegdicke.
Ich weiß, dass hatte Herr Kupfer in der Konsultation mal gesagt, aber ich kann meinen Mitschriebs nicht wiederfinden.
Danke schonmal!
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Und noch eine Frage: müssen Ölmessstab, Entlüfter, Ölablassschraube in der Fertigzeichnung enthalten sein? - Wenn ja: woher nehmen ... in der Toolbox von Solidworks 2005 ist nichtmals die Ölablassschraube enthalten.
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zum ersten...ja, es muss natürlich alles in die zeichnung mit rein, was bestandteil deines Getriebes ist
zum zweiten...sone schraube kann man ja mal in 5 minuten schnell selber konstruieren :whistle: ...es stehen ja sogar fast alle maße in der anleitung, sodass du nicht mal eine DIN hinzuziehen musst...für nichtsolidworksliebhaber hilft web2cad.de weiter...da bekommst du alle normteile als cad-modell
statt dem ölmessstab baust du besser ein ölschauglas ein...das macht erstens weniger aufwand und wird auch in der praxis eher angewendet
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@ Taco
Hat denn Herr Kupfer gesagt, dass das sinnvoll ist, das Zahnrad auszuhöhlen? Ich würde ja eher sagen, dass das bei unserem Getriebe Schwachsinn ist. Zum einen ist es bei dem Prüfstand egal, wieviel das Getriebe wiegt, zum anderen werden während der Prüfung keine großen Beschleunigungen ausgeührt, sodass die Trägheit des Getriebes eigentlich auch nebensächlich ist (denk ich mal). Also, warum dann noch extra Arbeit in die Gewichtsoptimierung stecken, zumal das ja auch zu Lasten der Festigkeit geht?
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ich bin grad beim Ausfüllen dieser Tabelle, die wir zu unseren Berechnungen beilegen sollen, und da hätte ich mal eine ganz grundlegende Frage...
und zwar soll da ganz oben eine Skizze mit der Anordnung der Zahnräder rein...wir hatten ja da 3 Konstruktionsmöglichkeiten vorgegeben bekommen...ich bin mir nun aber nicht, sicher welche Variante ich denn nun eigentllich konstruiert habe :whistle: ...
das eigentliche Problem besteht in der Unterscheidung von Schema 2 und Schema 3, bzw . in der Unterscheidung von Zwischenwelle und Zwischenachse...geh ich richtig in der Annahme, dass sich die Welle mitdreht und die Achse nicht?
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Jo genauso ist das, ne Achse wäre es, wenn das Zahnrad direkt gelagert ist, also die Lager im Zahnrad selber sind und die Achse still steht. Wenn sich die "Welle" mitdreht, dann ist es eben die Mittelwelle, obwohl es ja eigentlich auch ne Achse ist, von daher ist Bezeichnung in diesem Schema so gesehen auch falsch, denn die Lagerreibmomente kann man ja ni wirklich als Moment ansehen, außerdem gibts die bei uns ja gar nicht.
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Danke für die Klarstellung...
ich bin ja auch die ganze Zeit davon ausgegangen, dass es sich um eine Achse handelt, eben weil kein Drehmoment drauf ist...aber ich werds dann doch lieber als Welle bezeichnen, wenns so im Schema steht...
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@ TwiLiGhT
Danke ... aber als was kann ich mir den Schaulochdeckel vorstellen? Ist das ein Schauglas, oder ein Deckel wie auf den blinden Wellen- und Achsenden?
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ja genau, einfach nur ein Deckel, den du oben auf dein Getriebe schraubst...das hat den Sinn, dass du nicht erst dein Gehäuseoberkasten abnehmen musst, um deine Zahnräder auf Schäden zu überprüfen...
prinzipiell könntest du den Schaulochdeckel auch durchsichtig machen, aber das macht eigentlich wenig Sinn, da du ja nicht jeden Tag deine Zahnräder überprüfst
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So eine letzte entscheidene Frage an euch.
Hat jemand ne Ahnung wo wir das Ding abgeben sollen? In der Aufgabenstellung steht ja nur letzte Vorlesungswoche. In der Übung? Oder wie? Oder was?
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Hallo Leute,
ich habe mal eine Frage. Diese Woche ist ja Belegabgabe. Da ich leider garnicht zurecht gekommen bin mit dem Beleg hätte ich ein Anliegen...
Kann mir jemand seinen Beleg vielleicht kopieren oder so? Vielleicht mit Mathcad-Dateien und Zeichnungen. Den Namen würde ich noch selber reinschreiben, da braucht ihr euch nicht so mühen.
Vielen Dank im Voraus. :whistle:
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Ja kein Problem...gib mir mal deine Email, dann schick ich dir alles...hab auch noch einen Plot zu viel...den kannst du selstverständlich auch bekommen :santa: :unsure: :blink:
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@ Nizz
Den Beleg gibst du im ZEU 220 ab, da wo wie bis jetzt alle unsere Belege abgegeben haben (hab das aber auch nur aus 2ter Hand, also ohne Gewähr)...wegen den Öffnungszeiten weiß ich auch nicht genau...aber ich denke mal Freitags bis 16 Uhr...die Drittsemester müssen glaube ich an dem Tag auch ihren Beleg dahin schaffen...also wird schon jemand da sein
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nochmal zum Abgabeort...mir sind da gerade Zweifel gekommen, weil die KSler den Beleg doch beim IVK machen...
Ist denn morgen noch eine Konultation? Das mit dem ZEU 220 hat nämlich der Kupfer gesagt, aber der ist ja für uns eigentlich gar nicht zuständig.
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Hmm....
aber eigentlich haben wir doch alle den selben gemacht.
Morgen is aufjedenfall noch mal Konsultation. Mal schaun was der meint.
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So nun die offizielle Info...
alle KS-Leute geben ihren Konstruktionsbeleg bei Dr. Schubert im Jante-Bau (EG rechts) ab....
hab meinen grad dahingeschafft :D
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Ich finde, dieser Beleg ist die totale Umweltverschmutzung. Aber dafür kann ich jetzt fast freihändig A0- Zeichnungen falten.
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Freihändig???
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Vielleicht nicht die wichtigste Frage - aber wie bekommt man den Beleg zurück? Ich habe eigentlich gedacht, dass irgendwann eine e-mail kommt - wozu sonst die Angabe.
Weiß jemand etwas konkretes?
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Je nach dem, bei wem du den Beleg abgegeben hast, dauert das unter Umständen noch etwas mit der Rückgabe.
Aber z.B. Herr Kupfer hat seine Hausaufgaben scheinbar schon erledigt, ich sah letzte Woche Leute mit korrigierten Belegen.
Dr. Zwiebel ist scheinbar auch schon fertig, bei dem REst weiß ich auch nicht.
Am besten wird es wohl sein, wenn du dich mit deinem Korrekteur mal in Verbindung setzt.
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Weiß jemand, ob die Belege von den KS-Leuten in der Zwischenzeit mal fertig korrigiert worden? Ist ja jetzt schon ne ganze Weile her. Hatte das Ding schon wieder vergessen. Es gibt ja auch nirgendwo nen Aushang, geschweige denn, dass da mal ne Sammelmail verschickt wird. :nudelholz:
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Naja, hast du schon mal daran gedacht dich an deinen Korrektor zu wenden!? Derjenige sollte es doch nun wissen...
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An alle KS-ler,
die Belege sind fertig kontrolliert!!! und es liegt eine Liste für die Verteidigung beim Herrn Lehmann aus, aber nur noch 2TAGE. Also beeilt euch besser.
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die liste gab es auch schon in der letzten vorlesung kfz-längsdynamik...also vor zwei wochen...
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Ging ja dann fast noch schneller wie gedacht :)
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Servus, hatte schon jemand von den KS Leuten Belegverteidigung?
Wie weit holen die da aus? Meinten ja mal nur Fragen zur Konstruktion zu stellen...
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Ja, es werden Details gefragt über Konstruktion und Rechnung, falls etwas nicht nachvollziehbar war. Man sollte aslo sicher sein, in dem was man im Beleg gemacht hat.