Bombentrichter
Archiv => 3./4. Semester => Belege 3./4. Semester => Topic started by: aviator-sbh on December 05, 2010, 04:50:08 pm
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Ich hab am Di ME-Übung beim Kupfer. Dann werde ich das klären und die Auflösung hier reinstellen. Es hat ja keinen Sinn jetzt noch weiterzuarbeiten, wenn man nachher alles wieder über den Haufen werfen muss.
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habe mich mal mit dem beleg auseinander gesetzt...ich denke mal Gruppenname und co macht hier nicht viel sinn :)
a) die Kraft F2 wird im Beleg betragsmäßig positiv angegeben, da sie aber nach unten wirkt, müsste ein minus vor dem Wert stehen
b) lagerreaktionen aufgestellt (2 Ebenen)
---> F= 3 * Fu ; Fu = Mt/D * 2 (ohne Betriebsfaktor Cs)
---> Fu ca. 1733N (wirkt in der xz - ebene zwecks lagerreaktion)
FAres. = 9,437 kN FBres. = 4,522kN (jeweils sqrt (FAx^2 + FAy^2)
c) Überschlagsdurchmesser berechnet (zusammengesetzte beanspruchung aus torsion und biegung) , ca. 42mm als Mindestwert
d) Jetzt kommts...um die lager zu dimensionieren, sollen FAres und FBres > 0.05 * C sein, beide lager gleich groß....
wenn ich jetzt FA durch 0.05 teile, ergibt sich ein C von 189 kN, bei LA (AH2) nachgeschlagen kommen da riesige wellendurchmesser raus, was mache ich hier falsch?
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meinst du Kugellager? ich mein wer sagt das wir Kugellager verwenden sollen? schau doch mal nach z.B. Tonnenlagern (LA17) oder so
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stimmt... LA17 Pendelrollenlager --> D.welle.lager = 50mm , passt!
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d) Jetzt kommts...um die lager zu dimensionieren, sollen FAres und FBres > 0.05 * C sein, beide lager gleich groß....
wenn ich jetzt FA durch 0.05 teile, ergibt sich ein C von 189 kN, bei LA (AH2) nachgeschlagen kommen da riesige wellendurchmesser raus, was mache ich hier falsch?
Es heißt doch, dass Fa_res GRÖßER sein soll, als die 0,05 C und nicht gleich. Ich glaube, diese Angabe wurde gemacht, damit man die Lager nicht völlig überdimensioniert. Was du nmit deiner Rechnung ermittelt hast, ist die maximale Tragfähigkeit und die damit verbundenen riesigen Lager, die diese Bedingung gerade noch erfüllen würden.
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Wenn Fa/0,05 > C , kann ich auch theoretisch C = 0 annehmen, wo liegt hier die untere grenze? ich glaube im letzten wellenbeleg wars mit 0,05 *C < Fa,Fb < 0,2*C
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wenn die tragzahl des lagers (C) zu groß wird gegenüber der lagerkraft, dann it das lager unterlastet. dann geht es einfach viel zu scnell kaputt (klingt komisch, ist aber so, wei die wälzkörper dann nicht mehr sauber abwälzen sindern teilweise rutschen -> verschleiß).
das mit dem 0,05*C < F_res < 0,2*C klingt ganz gut, würde ich aber mit dem ÜL absprechen.
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Hallo, hab ne ganz blöde Frage: Ondrej hat ja am Anfang was von FAx und FAy geschrieben. Gibs bei der Welle überhaupt Belastung in verschiedenen Ebenen?, weil F wirkt ja senkrecht nach oben, und F2 senkrecht nach unten. Irgendwie bissl verwirrend:huh:
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in der 2. ebene wirkt die umfangskraft Fu
lagerkräfte sind bei mir jetzt deutlich höher (18 und 19KN)
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Bin ich denn blöd? kann ich mir nich vorstellen, Fu wirkt doch in richtung der Riemen. könntest du da ma ne skizze zu machen vllt?
Edit: Glaub habs geschnallt, also hat sich erledigt :D
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Ist das nicht prinzipiell egal in welche richtung fu wirkt? Im beleg wird nur die größe von fu für die kraft f verwendet. Also fürs kräfte ggw sollte das keine große rolle spielen! Oder ?
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Also ich dachte mir das so, dass Fu in der xy- Ebene durch F= 3*Fu berücksichtigt wird. In der xz- Ebene wirkt Fu dann nur noch einfach (zumindest stell ich mir das so vor). Also dann einfach in der xz- Ebene die Kräftebilanz aufstellen und ausrechnen.
Aber nochmal zur dynamischen Tragzahl C: also FA/B > 0,05*C soweit alles klar... aber weiß jemand schon inwiefern das davon abweichen kann? Oben stand was von 0,2*C?
Hätte meinen ÜL schon mal gefragt, aber lieg zur Zeit krank im Bett.
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Also Herr Kupfer hat heut in dr Übung gesagt, dass Fu im GGW keine Rolle spielt, man braucht Fu nur zum Berechnen von F, was senkrecht nach oben wirken soll (in der Realität nicht ganz so, aber vernachlässigbar), somit hat man praktisch nur Kräfte in einer Ebene: F, Fa, Fb und F2
Achso und zu C: es soll ja Fa>=0,05*C sein, das bedeutet das man mit der Kraft Fa das lager zu 5% auslastet, man kann die LAger aber auch ruhig zu 10% auslasten also wenn man kleinere LAger nimmt als man mit dem Wert Fa/0,05 raussuchen würde is das auch ok, es sollte halt nur eine halbwegs passende Auslastung rauskommen
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F_u braucht man IMHO nicht zu beachten, da die umfangskraft nur für das torsionsmoment eine rolle spielt. dort ergibt sie sich über die differenz der kräfte in den beiden riemen (lasttrum und leertrum). die kraft für das lager ist immer gleich der vorspannkraft, die sich ja aus 3*F_u ergibt.
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Hallo.Also irgendwas klappt bei mir nicht.Bei mir sind die Lagerkräfte einfach mal riesig.Die bewegen sich so im Rahmen von 35 kN, aber dann würde ich riesige Lager brauchen :S
Also in meiner y-z Ebene wirkt F, Fay,Fby und F2.Dabei komme ichdann aber auf ein Fby von 36kN.Fay ist 35kN.Die Kräfte in der x-z Ebene hingegen bewegen sich um die 5kN.Ich denke irgendwo hat sich da nen Schusselfehler eingeschlichen, aber ich komm nicht drauf.Hat jemand von euch ne Idee?? Achso, mein Fu ist 2360 N.
vielen dank schonmal
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meine auflagerkräfte sind auch relativ groß, sie bewegen sich im bereich 15 bis 20 kN!
ich hab mit meinen übungsleiter gesprochen und er meinte, dass es ganz gut möglich sein kann, dass die das doppelte bis dreifache der angreifenden kraft sein können.
ich kenne im übrigen noch zwei leute bei denen die auflagerkräfte so groß sind.
aber vielleciht weiß ja jemand sicher, ob da ein fehler vorliegt??????????:cry:
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meine auflagerkräfte sind auch relativ groß, sie bewegen sich im bereich 15 bis 20 kN!
ich kenne im übrigen noch zwei leute bei denen die auflagerkräfte so groß sind.
aber vielleciht weiß ja jemand sicher, ob da ein fehler vorliegt??????????:cry:
Das wird bestimt richtig sein. Bei mir sind die Auflagerkräfte auch in der Größenordnung. Stellt euch ruhig mal das ganze Teil mit den geg. Abmessungen vor: Es ist in meinen Augen schon etwas realitätsfremd, bei solch große Kräften (Stützkraft bei mir z.B. 9kN) die Lager so dicht zusammen zu setzen. Das sind dann einfach lange Hebel, die große Kräfte in den Lagern produzieren. Dürfte ich alles frei gestalten, hätte ich die Lager weiter auseinander gezogen und somit ne Menge Belastung in den Lagern und der Welle gespart...
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Mal noch eine andere Frage:
Weiß jemand, ob es irgendwelche Normen oder Einschränkungen bzgl. der Nabenlänge der Riemenscheibe gibt. In RG im schlauen Buch steht zur Länge nichts drin, ebeonso wenig wie zur Passfedernut, die die Nabe enthält. Kann ich bei letzterer davon ausgehen, dass sie identisch ist mit den Richtangeban zu Passfedern je nach Fügedurchmesser gemäß DIN 6885 (WN 18)?
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Zur Nutbreite siehe RG1 bild unten links, man erkennt dass die nutbreite gleich scheibenbreite scheibe ist, die steht RG0 (anzahl riemen mal länge "f" * x , jeweils habe rillenbreite)
nut auf der welle sollte dann etwas kürzer sein
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Danke erstmal! Das würde in meinem Falle bedeuten, dass l=40mm ist (D=180, 3*SPZ). Wie man auf den nächsten Seiten erkennt scheint es aber auch Scheiben mit längeren Naben zu geben (symmetisch und asymmetrisch). Ich hab meine Welle schon mit 45mm konstruiert und würde das nicht so gern ändern. Weiß jemand, ob man auch andere Längen bekommen kann, und wenn ja, wie man das in der Normbezeichnung angibt?
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Jetzt stehte ich vor einem weiteren Problem: Nach den Maßvorgaben beträgt der Abstand zwischen beiden Lagern auf meiner Welle 60mm. Ich versuche gerade, passende Lagergehäuse zu finden. Diejenigen, die man auf der Seite
*ttp://medias.ina.de/medias/de!hp.ec.br/SNV%20%2b%2012%20%2b%20DH;aWMnx_MHRfc_?#SNV%20+%2012%20+%20DH (Link, der in der Aufgabenstellung angegeben ist) findet, sind alle viel zu breit (in axialer Richtung). Muss man beide Lager irgendwie in ein Gehäuse quetschen?
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Hallo.Also irgendwas klappt bei mir nicht.Bei mir sind die Lagerkräfte einfach mal riesig.Die bewegen sich so im Rahmen von 35 kN, aber dann würde ich riesige Lager brauchen :S
Hi, hatte das gleiche Problem, also auch Kräfte um 36 kN. Aber ich dachte mir dann, dass die Stützkraft ja eigentlich nach oben wirken müsste (wurde hier im ersten Beitrag auch schon genannt) und nicht nach unten, wie in der Skizze angegeben. Damit komme ich auch auf ganz vernünftige Werte von rund 15 kN. Bin mir zwar net sicher, ob das so richtig ist, aber anders kann ich es mir net vorstellen. Hoffe das hilft :)
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Aber ich dachte mir dann, dass die Stützkraft ja eigentlich nach oben wirken müsste
Warum sollte die Stützkraft nach oben wirken?? Du hast am rechten Wellenende mit der Kupplung ein schweres "hydrodynamisches Gerät" hängen, das an seinem rechten Ende sicher nochmal gelagert ist, aber ohne die Abstützung durch die Antriebswelle in der Kupplung in den Klärsumpf fallen würde.
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Und wie erklärst du mir sonst die 35kN, die ich als Auflagerkräfte rausbekomm? Das kann einfach nicht stimmen, oder soll ich nen Durchmesser von 150 mm nehmen, wo die Welle doch vielleicht 300 mm lang ist? Also ich glaub nicht, dass ich mich bei den Auflagerkräften vertan hab... und, wenn ich F2 nicht negativ definere, dann komme ich auch nicht in den Bereich, den andere haben.
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Ich hab wie gesagt in meiner Gruppe ne Stützkraft von 9kN und komme auch auf Werte um die 35kN in den Lagern. Mit einer Sicherheit gegen Dauerbruch von ca. 2,5-3,5 (jew. Kerbe) hab ich den Wellendurchmesser mit 50mm dimensioniert. Als Lager hab ich ein Tonnenlager mit 100kN Stützlast.
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So langsam beschleicht mich das Gefühl, dass in der Aufgabenstellung ein Druckfehler sein könnte: Möglicherweise ist das Maß b nicht zwischen der Riemenscheibe und dem Loslager, sondern zwischen beiden Lagern. Damit würden sich die Lagerkräfte drastisch reduzieren und es wäre endlich möglich, passende Lagergehäuse zu finden. Auch bei anderen Herstellern als INA bin ich nicht fündig geworden.
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Das dachte ich mir auch schon. Ich werd Donnerstag mal meinen ÜL fragen.
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Ok das ist gut. Hab nämlich auch beim Kupfer ^^
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Also unser ÜL hat gesagt, es sei ein Druckfehler und man könne das Maß b so ändern, dass die Lagerschalenteile nebeneinander passen, man soll das dann nur irgendwo hinschreiben. Aber lieber beim eigenen ÜL nachfragen.
Und warum soll die Vorspannkraft nicht nach oben wirken, kann doch sein, dass der Motor oberhalb der Riemenscheibe angebracht wird, dann stimmt das mit der Kraft nach oben...
MfG Pulbi
EDIT: Mir fällt grad nochwas auf... Und zwar das Maß d geht ja von der Mitte des Lagers bis zum Kraftangriffspunkt von F2, das sind bei mir 50mm, aber mein Lagergehäuse ist ca. 120mm breit, also ist der Punkt von F2 noch im Lagergehäuse!
Darf man dieses Maß auch verändern? Wäre toll, wenn das jemand erfragen könnte!
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@pulbi: Das mit deinem Maß d ist ja übel!
Ich hab heute mit Herrn Kupfer gesprochen:
Die Maße c und d müssen erhalten bleiben, während wir den Abstand (b - c) zwischen den Lagern verlängern dürfen. De facto wird dann die ganze Welle länger. Damit wäre mein Problem gelöst.
Neu berechnen müssen wir das ganze dann nicht. Es reicht also, nur das Maß in der Konstruktion zu ändern. Sonst könnte man ja fast von vorne anfangen.
Ob Du auch d verändern darfst, müsstest du selbst erfragen.
PS bzgl. Druckfehler: Die Skizze mit den Maßeintragungen in der Aufgabenstellung ist dann natürlich richtig!
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Hätte jemand mal ne Zeichnung wie das Teil mit Passfeder , den Lagern und Riemenscheibe un sooo aussieht ?? wäre cool ;)
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Also unser ÜL hat gesagt, es sei ein Druckfehler und man könne das Maß b so ändern, dass die Lagerschalenteile nebeneinander passen, man soll das dann nur irgendwo hinschreiben.
Hast du auch beim Schäfer, er hat's nämlich die Woche schon gesagt.
Ich bin grad in den Anfängen was den Beleg betrifft...
gruß
Nico
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Hey Leute,
hab heute angefangen mit den ersten Berechnungen. Leider hab ich die Vorgehensweise noch nicht ganz gecheckt. Lagerkräfte und schnittkräfte ausrechnen is klar, und was dann. Ihr sprecht alle schon von euren Durchmessern, wo kriegt ihr die denn her?
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Hey Leute,
hab heute angefangen mit den ersten Berechnungen. Leider hab ich die Vorgehensweise noch nicht ganz gecheckt. Lagerkräfte und schnittkräfte ausrechnen is klar, und was dann. Ihr sprecht alle schon von euren Durchmessern, wo kriegt ihr die denn her?
Am Besten denkst Du dir erstmal die Maße aus (schätzen). Dazu musst Du schon eine genaue Vorstellung haben, wie die Welle prinzipiell aussehen soll. Dann machst Du im MathCAD den kompletten Rechenweg für die Sicherheiten und rechnest diese aus. Du kommst auf irgendwelche Werte die dann gut sind oder nicht. Falls nicht, änderst du einfach die Maße, was im MC ja sehr leicht geht und probierst so lange, bis du vernünftige Ergebnisse hast.
Mit den Durchmessern musst Du praktisch anfangen. Wenn Du die hast, kannste die Lager auswählen usw.
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Ok, danke.
Hab nicht gewusst, dass man den Durchmesser erstmal selbst festlegen soll. Ich dachte es gäbe ne schöne Formel mit der man einen Mindestdurchmesser ausrechnen kann für die maximale Belastung.
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Ok, danke.
Ich dachte es gäbe ne schöne Formel mit der man einen Mindestdurchmesser ausrechnen kann für die maximale Belastung.
Wenn Du ganz schlau bist, kannst Du den Rechenweg vielleicht rückwärts gehen. Um einige Festlegungen wirst du aber nicht herumkommen. Den Stress würde ich mir nicht antun! Beim Winkelhebel hab ich es versucht. Es hat sich als Zeitverschendung herausgestellt.
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Ok, danke.
Hab nicht gewusst, dass man den Durchmesser erstmal selbst festlegen soll. Ich dachte es gäbe ne schöne Formel mit der man einen Mindestdurchmesser ausrechnen kann für die maximale Belastung.
Gibt es. Nennt sich überschlägiger Durchmesser und ist als Anhaltspunkt für die erste Rechnung (wie von aviator-sbh beschrieben) gedacht. Steht im 1. Band vom Prof. Seite habe ich jetzt leider keine parat, kann aber morgen mal nachsehen.
Den kompletten Rechenweg rückwärts Gehen macht man nicht.
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Der Überschlagsdurchmesser berechnet sich aus den Werkstoffwerten und der Gestaltänderungshypothese, einzig der wert "tau. tsch" ist nirgends im AH zu finden, von daher kann für "sigma Vzul" auch ein Wert zwischen 90....150 MPa gewählt werden (...ersetzt die obige rechnung der gestaltänderungshypothese)
dann hast du deinen mindestdurchmesser der welle (mit großzügig gewählten sicherheiten), dann fängst du an dir die welle auf zu zeichen (große belastung = großer durchmesser) und machst deine absätze/abstufungen usw rein, das lager links sitzt zb einen absatz höher als das reibrad
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Hab noch ma ne grundlegende Frage.
Müssen wir eigentlich die Gewichtskraft der Welle bzw. der Riemenscheibe mit einberechnen?
Steht ja in der Aufgabenstellung.
Zitat:...Vorspannkraft wirkt senkrecht nach oben, Gewichtskraft senkrecht nach unten...
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da geht es um die gewichtskraft des rührwerkes, welche als F_2 ja schon mit dabei ist. was die welle und die riemenscheibe angeht: faustformel ist bei sowas: sind es unter 10% der restlichen lasten, dann wird sowas vernachlässigt. einfach mal überschlagen, ansonsten: es steht nix davon in der aufgabenstellung.
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Ok, danke.
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Dürfte ich alles frei gestalten, hätte ich die Lager weiter auseinander gezogen und somit ne Menge Belastung in den Lagern und der Welle gespart...
Es könnte sein, dass eine alte Anlage überholt wird und aus den örtlichen Platzgründen kein größeres Fundament möglich ist....
Aber es stimmt schon, dass manche Belegvariablen etwas unglücklich sind, kommt aber bei fast jedem Beleg vor... :happy:
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geht ja quasi fast gar nicht anders. überlegt mal, wieviele varianten da überprüft werden müssten, ob ALLE ganz problemlos gehen. aber die ÜL sind ja menschen, zumindest zu meiner zeit konnte man mit denen problemlos reden.
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Ich stehe gerade voll auf dem Schlauch. Und zwar wie berechne ich das maximale Moment?
Klar ist Kraft mal Hebelarm.
Aber was nehme ich für die Kraft? der Hebelarm ist uns ja durch den Durchmesser D gegeben
Edit: Ondrej hat etwas geschrieben bzgl. der Überschlägigen Berechnung des Durchmesserst. Worauf bezieht sich dann der Durchmesser D aus Tabelle 3
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Ich stehe gerade voll auf dem Schlauch. Und zwar wie berechne ich das maximale Moment?
Klar ist Kraft mal Hebelarm.
Aber was nehme ich für die Kraft? der Hebelarm ist uns ja durch den Durchmesser D gegeben
Ich nehme an, Du meinst das maximale Drehmoment, das durch die Welle geleitet wird?
Du hast doch die Leistung, die Drehzahl und den Durchmesser deiner Riemenscheibe gegeben. Letzteren brauchst Du im Grunde gar nicht mal dazu. Mit P und N berechnest Du M (das durchschnittliche). M mal Stoßfaktor (hier glaube ich 2) ergibt M.max. Dieses brauchst Du dann für die Rechnung auf plast. Verformung.
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Ahh okay D bezeichnet also den Durchmesser der Riemenscheibe.
Bei mir (Werte aus Tabelle 3 Zeile 7) kommt dann ein max. Moment von 768kN raus.
Ist dies Korrekt?
Ich habe da so meine Zweifel, denn ich habe versucht zu verstehen, wie ondrej auf sein Moment von 712,6Nm kommt.
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Bei mir (Werte aus Tabelle 3 Zeile 7) kommt dann ein max. Moment von 768kN raus.
Ist dies Korrekt?
1. Die Einheit muss Nm sein.
2. Falls Du kNm meintest, so kann das nicht sein. Umrechnung der Drehzahl in Winkelgeschwindigkeit beachtet?
3. Ich hab in Zeile 4 140Nm. Dein Ergebnis muss kleiner sein, mal so ca. 90Nm geschätzt.
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---> F= 3 * Fu ; Fu = Mt/D * 2 (ohne Stoßfaktor Cs)
Achtung Leute!
Die Berechnung der Vorspannkraft ist ja ne seperate Rechung, bei ders darum geht, zu ermitteln, wie straff ich den Riemen spanne, damit er nicht rutscht.
---> Wenn ihr den Stoßfaktor Cs weglasst, kann es glatt sein dass euer Riemen beim Anfahren über die Riemenscheibe rutscht. Hört sich weder schön an, noch tut es dem Teil gut.
UNSER Übungsleiter (Senf) meinte, es wäre recht klug, Cs mit einzuplanen.
(Wobei sich natürlich eure komplette Belastung ändert...)
Nebenbei überlege ich grade wie ich die axiale Sicherung umsetze...
Ich hätte es ja cool gefunden, wenn ich das Festlager noch links vor den Wellenabsatz für die Riemenscheibe klemmen könnte... aber dann wäre der Durchmesser des Festlagers anders als der des Loslagers... Hat jemand dazu irgendwelche Meinungen?
Sonst muss ich bis Mi warten, auf die Übung.
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hhm, was das max. drehmoment und die riemenvorspannung angeht, kann man aber auch geteilter meinung sein. klar, beim anfahren an sich sollte der riemen nicht durchrutschen, aber im falle eines drehmonetenstoßes (wenn das rührwerk irgendwo hängen bleibt oder sowas), kann ein durchrutschen des riemens im sinne einer überlastsicherung für den antrieb schon mal sinnvoll sein.
da in der aufgabenstellung das C_S=2 aber direkt fürs anfahren gegeben ist, sollte es auf jedne fall mit in die berechnung von F_U mit rein, da muss ich dem Herrn Senf recht geben.
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da in der aufgabenstellung das C_S=2 aber direkt fürs anfahren gegeben ist, sollte es auf jedne fall mit in die berechnung von F_U mit rein, da muss ich dem Herrn Senf recht geben.
Verdammt! Daran hab ich auch nicht gedacht. Ich bin jetzt fast fertig und müsste fast alles nochmal machen, weil sich die Lagerkräfte dann ändern. Dazu hab ich keine Lust und würde lieber den Punktabzug in Kauf nehmen.
Kann jemand aus Erfahrung sagen, wieviel Punktabzug so ein Fehler ausmacht? Hab die Übung beim Hrn. Kupfer.
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wäre sicherlich auch möglich, das mit deinem übungsleiter direkt zu klären...?!
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Guten Morgen,
ich hab noch mal mit unsrem ÜL gesprochen, zumindest unsere Gruppe darf jetzt die Maße quasi frei wählen, sodass es passt:D Er sagte sinvoll sei es, jedes Maß mit einem Faktor 1,5 oder 2 zu verlängern... Tolle Sache!
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Ich muss noch mal bei der Auslastung der Lager einhaken...
Woher kommt die Obergrenze von 20 % Auslastung? Habe in den Büchern von Prof. Schlecht nur den Teil mit der Mindestbelastung gefunden...Könnte ich die Lager nicht Problemlos auch bis sagen wir mal 80 % auslasten, da die dynamische Tragzahl doch die Belastung ist die der Hersteller ermittelt hat, bei der 10^6 Umdrehungen ertragen werden.
Viele Grüße
stacki
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Hab heute mit Herrn Kupfer über das Problem gesprochen. Er hält es NICHT für notwendig, bei der Vorspannkraft den Stoßfaktor zu berücksichtigen. Falsch wird es aber wohl auch nicht sein.
Und für alle, die an Detailproblemen mit SolidWorks und den Lagergehäuse-Modellen verzweifeln: Es ist in Ordnung, wenn die Zeichnung Fehler enthält, die man auf dem Papier mit TippEx o.ä. korregiert (z.B. nicht entfernbare Festringe).
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Er hält es NICHT für notwendig, bei der Vorspannkraft den Stoßfaktor zu berücksichtigen.
Herr Dr. Senf ist ebenfalls dieser Meinung, Cs muss bei statischer Berechnung der Vorspannkraft nicht mit einbezogen werden.
Mit Cs sieht die Welle auch ziemlich überdimensioniert aus...ich komme da auf Lagerkräfte von ca 30kN (......ansonsten ~ halb so große)
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wie denn nun? ich denke Dr. Senf hatte gemeint, dass das C_S mit reinmuss? dass die lagerkräfte nur halb so groß werden, ist ja dann nicht weiter verwunderlich, schließlich zieht sich das C_S linear durch die rechnung.
@stacki: normalerweise müsste man die lagerlebensdauer nachrechnen, das habt ihr aber bisher nicht in der vorlesung/übung gehabt. daher die vorgabe.
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lagerberechnung wird bei diesem beleg vernachlässigt...
und heut hat herr senf in der übung noch mal drauf hingewiesen, dass Cs mit rein soll..
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Für was benötige ich dann den Betriebsfaktor 1?
Bis jetzt habe ich Mt immer mit Cs=2 multipliziert ( Lagerreaktion, Torsionsmomentenverlauf, Torsionsspannung, Sicherheit Dauerbruch Kerbe....was noch kommt......es setzt sich ja im endeffekt alles aus den anfangswerten zusammen), da ich annehme dass immer die größte torsionsmomentenbelastung auftritt.
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wäre C_B ungleich 1,0, dann wäre das torsionsmoment nicht statisch, sondern es gäbe auch ein tau_ta.
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Für was benötige ich dann den Betriebsfaktor 1?
Bis jetzt habe ich Mt immer mit Cs=2 multipliziert ( Lagerreaktion, Torsionsmomentenverlauf, Torsionsspannung, Sicherheit Dauerbruch Kerbe....was noch kommt......es setzt sich ja im endeffekt alles aus den anfangswerten zusammen), da ich annehme dass immer die größte torsionsmomentenbelastung auftritt.
Cb sagt Dir, für welche Dauerbelastung du die Welle auslegen musst. Das Biegemoment ist in dem Fall konstant, aber wenn Cb > 1 wäre, hättest du z.B. eine größere Dauerbelastung fürs Torsionsmoment. Entsprechend dicker muss die Welle werden. Cs wird hingegen nur bei der Rechnung für plast. Fließen berücksichtigt, weil Stöße mit Cs nur gelegentlich auftreten.
Das Besondere in diesem Fall ist jetzt, dass Herr Senf offenbar will, dass der Riemen auch im einzelnen Stoßfall nicht rutscht. Um das zu erreichen, musst du die Vorspannkraft und damit auch die dauerhafte Belastung der Welle auf das Niveau von Cs erhöhen.
Vor ein paar Wochen wurde das in der Übung behandelt. Ziemlich zu Anfang der Kerbrechnungs- und Dauerfestigkeitsproblematik.
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ich kann mich nur wiederholen: da C_B = 1,0, ist das torsionsmoment (quasi)statisch. es wird KEINE torsionsausschlagsspannung erzeugt!
sonst stimmt, was du sagst.
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ich kann mich nur wiederholen: da C_B = 1,0, ist das torsionsmoment (quasi)statisch. es wird KEINE torsionsausschlagsspannung erzeugt!
sonst stimmt, was du sagst.
Das habe ich doch gar nicht behauptet !??
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Mal eine Frage.
Wie seit ihr herangegangen um eine Größe der Welle festzulegen?
Damit meine ich die Durchmesser ^^
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auf Seite 23 findest du die Formel zur Berechnung des Überschlägigen Wellendurchmesser für Biegung und Torsion
http://www.me.tu-dresden.de/lehre/maschel/pdf/ME-Wellen-Achsen-2006.pdf
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Und welchen Durchmesser habt ihr für den Passfedergrund raus? bei mir sind es 36mm
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ich habe nochmal ne frage zum stoßfaktor C_S=2
so wie ich das im buch von prof schlecht gedeutet habe, braucht man nicht den stoßfaktor in der dimensionierung mit zu berücksichtigen. man sollte bloß die sicherheit nochmal für den stoß ausweisen.(seite 40 oben band 1)
seh ich das richtig?
beispielsweise gegen gewaltbruch sollte die sicherheit im bereich 2-4 liegen.(seite 86 band 1)
im überschlagsdurchmesserkapitel steht auch das man diesen durchmesser als maximalen durchmesser nehmen kann da biege und torsionsmomentenverlauf maximal genommen wurden und das ist in einer der lager auf dem wellenabsatz!(seite 563 band 1)
in der rechnung ist übrigens schon eine sicherheit eingegangen (4...6,666)
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Und welchen Durchmesser habt ihr für den Passfedergrund raus? bei mir sind es 36mm
@Alan Sche Sar: Du hast den Wellendurchmesser und setzt da eine Passfeder drauf. Nach DIN sowieso steht dann genau drin, welche Höhe (bzw. Tiefe die Nut) und Breite die Feder haben soll. Musst dann nur noch die Länge raussuchen. Den Durchmesser für den Passfedergrund brauchst Du doch im Grunde gar nicht. Im Arbeitsheft sind experimentielle beta-Werte für die Passfedernuten gegeben.
Achso, wegen Wellelndurchmesser: Weiter vorne habe ich schonmal eine Herangehensweise beschrieben. Bitte nachlesen.
@bleda: Das siehst Du richtig. Cb für den Dauerfestigkeitsnachweis und Cs für den "Fließfestigkeitsnachweis", wenn ich ihn mal so nennen darf.
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ich bin grad bei der wahl eines stehlagergehäuses mit lager...
geht ja eigentlich nur tonnenlager oder? sowohl fürs festlager und fürs loslager.
meine frage: gibt es nur sowas mit kegliger bohrung und ner spannhülse? mich irritiert das bissl...
meine beiden stehlagergehäuse sind dann auch direkt nebeneinander, da gibts doch mit sicherheit komplikationen oder? :unsure:
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@bleda:
Es gibt konische Lager, die mit einer Spannhülse befestigt werden und zylindrische. Da wir die konischen noch nie behandelt hatten, glaube ich, es ist besser, die zylindrischen zu nehmen. Guck mal richtig! In der Seite, zu der vom Aufgabenstellungs-PDF verlinkt ist, gibts auch zylindrische. Wenn deine Lagergehäuse nicht nebeneinander passen, kannste beim Hrrn. Kupfer die Maße in gewissen Grenzen verändern. Bitte die alten Posts dazu lesen.
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bei der stüzkraft F2 soll ja ne passfederverbindung sein. muss die nut für die passfeder direkt in der mitte sein, da wo F2 angreift?
würde bei mir auch nicht wegen den stehlagern zu realsieren sein ...
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na ja, ich gehe schon davon aus, dass die stützkraft mittig auf der welle-nabe-verbindung angreift. wenn das wegen den lagern nicht passt, ÜL konsultieren, ob man das zugehörige maß nicht verändern kann.
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Bisher schon einmal ein großeses Danke für eure Hilfen.
Bei der Konstruktion der Baugruppe ist mir in den Sinn gekommen, dass die Riemenscheibe, sowie die Kupplung noch gesichert werden müssen.
Zuerst dachte ich an einen Sicherungsring. Da hab ich aber das Problem, dass ich dadurch die Toleranz größer halten muss als bei einer Nutmutter, sowie ich diese Stelle extra Nachrechnen muss.
Muss aber auch die Nutmutter nachgerechnet werden?
Wie habt ihr die beiden Enden der Welle gestaltet? Mit Nutmutter, Sicherungsring oder wie?
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wieso musst du da was nachrechnen? wenn die riemenscheibe nach außen hin mit einem sicherungsring fixiert wird, sind dort keinerlei belastungen mehr. und wo keine beanspruchung, da keine sicherheitsrechnung ...
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Soo, ich wollte gerade die Momenten- und Querkraftverläufe mit MathCAD machen, aber so richtig funzt das ni, der Verlauf ist kein Verlauf, sondern die einzelnen Geraden fangen immer im Ursprung an und nicht nacheinander... (siehe Bild)
Ich hab versucht das Ganze abschnittsweise zu definieren, aber das nich so richtig funktioniert...
Hat da einer Ahnung davon und kann mir erklären ob und wie das geht!?
Danke!
MfG Pulbi
PS.: Ja, ich weiß, ich könnte das sehr schnell mit der Hand aufzeichnen, aber wenn schon MathCAD, dann richtig :D
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schau mal hier nach, da hat schon mal jemand seine mathcad rechnung zu einem ähnlichen beleg reingestellt.
http://bombentrichter.de/showthread.php?t=15763
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Wie habt ihr die beiden Enden der Welle gestaltet? Mit Nutmutter, Sicherungsring oder wie?
Bei der Riemenscheibe hab ich eine ganz normale Mutter genommen. Ist am billigsten und sollte halten, da die Riemenscheibe keine Relativbewegung zur Welle macht. Spätestens mit Sicherungslack kein Thema mehr.
Rechts bei der Kupplung hab ich keine extra Sicherung. Der Körper wird raufgeschoben und muss ja irgendwo an seinen übrigen Lagern gesichert sein.
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kleine frage am rande
- Cs wird laut aufgabe bei biegung nicht beachtet, könnte ich da, wenn ich F1 mit Cs berechnet habe, Mb/Cs rechnen&verwenden? dann kommt mir das ganze auch nicht mehr so überdimensioniert vor
(S.D Passfederkerbee = 1,5 bei dmin=50mm (l=300mm), ich finde momentan aber noch fehler in der rechnung....)
aber ich denke mal.......nein :D
die lagerkräfte sind ja schließlich auch mit Cs
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wenn der ÜL gesagt hat, dass CS mit in die berechnung von F=3*F_U reinsoll, dann nein. sonst kann man es natürlich insgesamt aus der rechnung rauslassen.
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wird zur berechnung der umfangskraft das gegebene D verwendet (der außendurchmesser der riemenscheibe) oder der gewählte wellendurchmesser !?!
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logischerweise der riemenscheibendurchmesser. dort greift ja schließlich der riemen an und daher muss auf basis dieser kraft die vorspannkraft bestimmt werden (die dann als kraft F die welle verbiegt ...).
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Ich habe noch eine kurze Frage zur Riemenscheibe:
Welchen Werkstoff sollte man da verwenden? In der Aufgabenstellung habe ich dazu nichts gefunden, aber die Nabe muss ja trotzdem nachgerechnet werden.
Im GL-Beleg letztes Semester hatten wir nen EN-GJS-600-3 genommen. Sollte man den wieder nehmen?
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gab es nicht ein kapitel zu riemenscheiben in den arbeitsheften? dort könnte auch was zu den werkstoffen stehen. ansonsten klingt guss ganz okay, alternativ nimmt man halt einen ordentlichen baustahl oder einen günstigen vergütungsstahl.
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zum Riemenwerkstoff ist in den Arbeitsheften nichts zu finden....ich habe einfach C45 Normalisiert genommen, (alternativ zeigt google EN-GJL 200 als meist verwendet), hauptsache die Sicherheit bei der Welle-Nabe-Verbindung stimmt!
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In welchem Bereich sollten die Sicherheiten bei der W-N-Verbindung liegen? Zwischen 1,3 ... 2, oder können die auch höher sein?
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Wie kommt man denn auf die Breite des Riemenrades? Ergibt sie sich nur aus dem Profil (also der Riemenzahl und der Form SPZ o.ä.)? oder gibt es da eine andere Herangehensweise?
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das steht in der dazugehörigen DIN einfach mal bei perinorm runterladen und du hast sie...
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hänge gerade bei dem beleg fest...
die lagerkräfte,biege-und torsionsmomente der welle habe ich.
bin mir aber unsicher wie ich sigma a und tau s berechnen kann.
rechnet man da einfach Mb1/Wb1??? aber da wird doch der einfluss der nut nicht mit beeinflusst??
wäre schön wenn mir da einer weiter helfen könnte:)
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hey leute... ich wundermich auch grad erstmal über die enormen lagerkräfte, bei mir um die 35kN (ohne Cs)
und selbst ohne Cs bräuchte ich dann schon Lager mit nem innendurchmesser von 70 .. kommt einer auf ähnliche werte?
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@dizzl:
Die Lagerkräfte stimmen schon. Es ist aber auch möglich, Lager mit einem Durchmesser von ca. 50mm zu finden. Das wäre für die Stärke der Welle eher angemessen. Einfach mal nach Tonnen- oder Rollenlagern schauen.
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rechnet man da einfach Mb1/Wb1??? aber da wird doch der einfluss der nut nicht mit beeinflusst??
Ja. Die Nut wird mit der Kerbzahl beta bzw. im Gesamten dann mit dem Gesamteinflussfaktor K.sigma berücksichtigt.
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Tach allerseits!
Wenn ich so zurückblicke hab ich bis jetzt nur an der axialen Sicherung rumgegrübelt.
Im Anhang sind drei Varianten, die ihre Aufgabe zwar erfüllen, jedoch etwas aus der Reihe fallen.
Meine Annahmen für die Konstruktion sind:
1. Axiale Sicherung der Außenringe der Lager, indem man das Gehäuse ein Stück kleiner macht als die Lager, sodass sie beim zusammenschrauben der Gehäusehälften dazwischen festsitzen (Bei Variante 1 und 2).
2. (Bei Var 1 und 2) Bei nem Abstand von 6cm zwischen den Lagern kann man doch wohl auf ein Loslager verzichten?! Dehnungen über 6cm sind soch wohl vernachlässigbar klein.
3. Der Sicherungsring hinterm Festlager dient der einfachen Montierbarkeit, ist ansonsten ja eigentlich sinnlos, da das Lager schließlich aufgeschrumpft ist.
Ich wollte nur mal die Meinung von andren Leuten über die Vertretbarkeit von Var 1 und 2, und ob ich bei 3 (kommt ohne das suspekte Einspannen aus) auf der sicheren Seite bin...
Oder vielleicht wollt ihr ja paar Ideen für die axiale Sicherung vom Besten geben :happy:
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hab keine ahnung, mit welchen sicherheiten ich grob rechnen soll. sicherheit gegen gewaltbruch rund 3-4 !? daraus resultieren meine durchmesser, jedoch komm ich da bei der sicherheit gegen dauerbruch an der stelle der größten biegespannung auf nen wert von 1,5 was mir etwas sehr klein erscheint...
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also das mit dem klemmen ist doof. du weißt nicht genau, wie sich die lageraußenringe verformen und was das mit der tragfähigkeit der lager anstellt!
was die variante mit zwei festlagern angeht: soryy, sowas macht man nicht. da weiß man nie, welches lager nun axiale kräfte aufnimmt, was auch doof für die lebensdauerberechnung ist.
wer verbietet dir denn, ein NU-lager oder sowas zu benutzen, wo der innenring zwar fixiert werden muss (weil keine borde), aber dafür auch niemans axialkräfte übertragen werden?
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wer verbietet dir denn, ein NU-lager oder sowas zu benutzen, wo der innenring zwar fixiert werden muss (weil keine borde), aber dafür auch niemans axialkräfte übertragen werden?
Hmm auch noch den Außenring des Loslagers zu fixieren hört sich nicht so prickelnd für mich an :whistling:
Bei der dritten Variante kann der Außenring des Kugellagers ja schön im Gehäuse rumrutschen.
Und genau die Fixierung des äußeren Lagerrings bereitet mir Kopfschmerzen...
Wenn ich die Befestigungen direkt im Gehäuse einplane, hab ich hässliche Gussradien.
Wenn ich ins Gehäuse 2 Ringnuten für Sicherungsringe einplane, erhalte ich doch fürchterliche Toleranzketten, die letzten Endes dazu führen dass der Außenring des Festlagers rumwackelt :cry:
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@Frank
Nun ja-
1,5 ist ja immerhin was, und ich denke mal dass dir keiner den Kopf abreißen wird, wenn du hinzuschreibst, dass bei dieser Anlage keine hohe Sicherheit von Nöten ist, da die Belastungen dank elastischem Riemen und flüssigem Medium ziemlich konstant bleiben, und nicht hunderte Menschen sterben, wenns doch versagt.:happy:
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@ iz K
schieb doch das festlager von einer seite gegen einen wellenabsatz und von der anderen seite nimmste einen sicherungsring...problem gelößt?
die 3 varianten find ich irgendwie lol :) ;)
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@Ondrej
warum einfach wenns auch schwierig geht?
:laugh: lol
nee, weil mir das vom netten Herrn Senf so erklärt wurde:
Da die Lagerinnenringe aufgeschrumpft werden, brauchen sie schon mal keine axiale Sicherung mehr. Un aus dem selben Grund muss es neben ihnen einen Wellenabsatz geben, der ein Stück kleiner is als der Lagerinnendurchmesser, damit man den heißen Lagerring nich über die ganze Welle schieben muss...wo er verklemmen würde.
:whistling: aba wenn man die Dinger nich aufschrumpft, wäre deine Lösung eine angenehme Alternative.
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die können doch nicht von studenten im 3. semester! erwarten, dass sie die fehler von ihrer verhauten instituts-konstruktion (die ja leider nicht gehalten hat) beheben und wir uns auf 100 unpräzise nebenparameter festsetzen, von denen nichts im beleg erwähnt wird...wir hatten noch nicht mal das thema lager in der vorlesung.
zumal im lagerkatalog (siehe link aufgabenblatt beleg) bei der lagerauswahl auf die höhe des wellenabsatzes hingewiesen wird, das wird nicht ohne grund so sein.
hier die "zeichnung" von meinem lager (d=50mm), wellenabsatz d2 in dem fall 10mm:
http://medias.ina.de/medias/de!hp.ec.br.pr/SNV%20%2b%2012%20%2b%20TSV*SNV090-L%20%2b%201210-TVH%20%2b%20TSV210;bE0X03LNILag
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@Ondrej:
das hört man doch gerne
:w00t: das Ding hat die Kurve gekratzt?! lol
Mal kurz ne rechnerische Frage:
Da Nennspannung nun mal Mb durch Wb ist... habt ihr Wb für einzelne Abschnitte der Welle definiert (dh für jeden Durchmesser der Welle) oder habt ihr die Nennspannung berechnet, als wäre die Welle durchgehend von konstantem Durchmesser, und der Einfluss der Wellendicke spielt erst später rein? O_o
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Mal kurz ne rechnerische Frage:
...
Du sollst doch die Sicherheit an den Kerben berechnen. Für jede Kerbe berechnest Du das Wb mit dem kleineren beteiligten Durchmesser und die Spannung mit den speziellen Mb und Wb an der Stelle.
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außerdem braucht man die einzelnen W_b's, wenn man den verlauf der nennspannung berechnen soll ...
was die höhe des wellenabsatzes im lagerkatalog angeht: geht es da nicht eher um die höhe der anlageschulter für den innenring? damit einerseits die kräfte übertragen werden können, aber andererseits kein kontakt zwischen welle und stillstehendem außenring entsteht?
ansosnten: ich denke ja auch nicht, dass es da jemandem darum geht, eine konstruktion zu schaffen, die man so direkt fertigen könnte - mehr um den lerneffekt. und da ist es zumindest an vielen stellen nicht verkehrt, wenn man über probleme stolpert und sich damit auseinandersetzen muss. etwas auf diesem wege gelerntes bleibt IMHO bedeutend besser hängen als durch stures auswendiglernen!
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hat jemand das biegemoment grafisch im mathcad als lineare funktion(en) dargestellt? ich verzweifle seit anfang an an diesem problem
-->funktion mit 3 bedingungen ( als "add line"+ "if" ) und den jeweiligen definitionsbereichen und schnittreaktionen. allerdings kriege ich nie! die 3. funktion hin (vom loslager zur kraft f2), da sie immer höher als die 2. funktion (zwischen den beiden lagern) anfängt, wäre wirklich nett wenn jemand seinen mathcad code posten könnte.
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@ scared:
Jo genau das ist es ja!
Man braucht den Nennspannungsverlauf, muss man da echt 5 Bereiche zusammenschnipseln, da ja schon der Momentenverlauf in 3 Bereiche gesplittert ist, die sich NICHT mit den Wb's überlagern :pinch:
Das is einfach nur kacke
ach diese Schlawiener :rolleyes:
EdiT:
OK, beim GENAUEN lesen ging mir dann doch noch der Sinn des 4. Diagrammes auf:
KEIN Biegespannungsverlauf, sondern einfach alle berechneten Spannungen der Kerbstellen in ein Diagramm geworfen und hübsch mit Linien verbunden! :D
EdiTEdit:
Hört nicht auf mich!
Ich und "genau lesen"- das ist ganz klar eine Lüge.
Wie der gute Sineater sagt:
Oh doch, es ist ein Biegenennspannungsverlauf gefragt
...und ich beharre auf Schlawiener.
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@ondrej...stell mal deinen quelltext dazu hier rein, dann kann dir geholfen werden. aber nutze auch die berechnungen vom beleg 09/10 (die kannst du auch hier im forum finden) da ist das mit mathcad schon alles ziemlich gut gelöst !
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@ scared:
OK, beim GENAUEN lesen ging mir dann doch noch der Sinn des 4. Diagrammes auf:
KEIN Biegespannungsverlauf, sondern einfach alle berechneten Spannungen der Kerbstellen in ein Diagramm geworfen und hübsch mit Linien verbunden! :D
naja das stimmt meiner meinung nach nicht, denn es geht hier um den den BiegeNENNspannungsverlauf, und eine NENNspannung hat mit kerben nicht viel zu tun siehst du ja auch an der nächsten aufgabe schon, da steht ja "örtliche Biegespannung = BiegeNENNspannung mal Kerbwirkungszahl" ...oder?
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biegenennspannung = Mb/Wb , Wb= (pi * d^3)/(32)
- d setzt sich aus den unterschiedlichen wellenDURCHMESSERN zusammen
- Mb setzt sich aus der unterschiedlichen biegebelastung (siehe Biegemomentverlauf) am jeweiligen durchmesser zusammen
- nix kerbe,nut usw
@ frank
in den vorherigen belegen reichten 2 geraden für das biegemoment, hier krieg ich die letzte 3. einfach nicht hin....die bitte von oben gilt immer noch :)
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in den vorherigen belegen reichten 2 geraden für das biegemoment, hier krieg ich die letzte 3. einfach nicht hin....die bitte von oben gilt immer noch :)
also ich habs einfach mit zwei matrizen zusammen gebaut, muss man halt nur soviele punkte damit definieren das es wie der gewohnte verlauf aussieht..
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Ich hab mir die Mühe mit den Diagrammen in MathCAD gespart und den Teil einfach von Hand aufs Papier gezeichnet.
Lediglich für die Kerbrechnungen ging ich in MathCAD.
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@Iz K: das hat nix mit schlawinern zu tun. der nennspannungsverlauf gibt einfach recht schnell darüber auskunft, wo man sich die welle mal genauer ansehen sollte bezüglich dauerfestigkeiten bzw. statischer sicherheit (bei den kerben hat man irgendwann ein gutes gespür, wie heftig deren wirkung etwa wird).
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@ Ondrej:
Damit du nicht länger rumrätseln musst:
So müsste der Biegemomentenverlauf aussehen.....denke ich zumind.
Wenn es falsch ist sagt bescheid ;)
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Noch eine Frage zur Festlagerung,
ich verwende die SNV-Z Stehlagergehäuse von INA. Beim Tracepartsmodell sind auch Festringe dabei...entgegen der Darstellungen auf der INA Seite "halten" diese jedoch garnicht bei mir. Die Dinger schweben sizusagen in der Luft und können sich nicht gegen das Gehäuse abstützen. Ist das bei euch auch der Fall?
grüße
stacki
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dein verlauf sieht prinzipiell gut aus ! bloß nochmal die auftragungsrichtung überlegen...
hab mal noch ne dämliche frage, bin grad bei den ganzen sicherheiten und überlege, ob es eine einfache beanspruchung oder zusammengesetzte beanspruchung aus biegung und torsion ist. normalerweise habe ich ja auch biegung und torsion, aber das torsionsmoment ist ja die ganze zeit konstant (und dadurch wird keine ausschlagsspannung erzeugt)...ergo den ganzen spaß nur für biegung berechnen. sehe ich das richtig !?
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das mit den Sicherheiten sehe ich genau so. C.b = 1 also entsteht kein T.a und T.tADK kannst du weglassen... wenn das deine Frage war.
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wurde ja schon mind. einmal im thread besprochen: die torsion erzeugt keine dauerbeanspruchung, sehr wohl jedoch eine mittelspannung, die über die vergleichsmittelspannung auch einfluss auf sigma_bADK hat.
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Eine Frage: Wieviel verschiedene Durchmesser hat eure Welle?
nach meinen berechnungen gibt es nur einen wellenabsatz (dort bei stelle I wie im beleg beschrieben) was zur folge hat dass es nur 2 verschiedene durchmesser gibt oder ?
grüße
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ich würde zwischen die beiden lager noch nen größeren durchmesser machen, als anschlag für den innenring oder eher nicht?
andre frage, als ich mir grad nochmal die aufgabenstellung genau durchgelesen habe viel mir auf seite 1 unter bild 1 in der dritten zeile die bemerkung hinter Näherung: auf...
was soll denn da für ne gewichtskraft gemeint sein, die von der scheibe, muss die mit rein für die auflagerberechnungen?
€: hat sich erledigt
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im beleg ist doch der sicherheitsnachweis Sd an der stelle der größten biegespannungsamplitude gefordert...
wenn man beachtet, dass zwischen lagermitte und wellenabsatz noch die halbe breite des lagers gehört, ist jedoch an der stelle der max. biegespannung keine kerbe (da die maximalen biegemomente in den lagern sind). wie soll man dass da mit dem Sicherheitsnachweis gegen dauerbruch anstellen !? besser gesagt - wie groß ist dann beta ?
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hatte eigentlich mal jmd mit nem übungsleiter bezüglich F>0.05*C gesprochen ...
wie groß dürfte denn F/C maximal werden..? 0.2??
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wenn ich herrn kupfer richtig verstanden habe is C nach unten nicht begrenzt. die obergrenze is jedoch einzuhalten
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dann musst du ihn falsch verstanden haben. es ist ja bereits nach unten eine grenze angegeben, fraglich ist eher, wie weit man nach oben gehen darf.
@FrankWhite: glatte welle hat kerbwirkung beta=1. aber der gesamteinflussfaktor K_sigma ist ja meist trotzdem größer 1, da K_2 und K_Fsigma ja trotzdem greifen.
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dann musst du ihn falsch verstanden haben. es ist ja bereits nach unten eine grenze angegeben, fraglich ist eher, wie weit man nach oben gehen darf.
ich verstehe nich ganz... wenn F > 0,05 * C gilt kann man doch C so klein machen wie man möchte und die ungleich is immer wahr/erfüllt.
wo kommt da für C die untere grenze her ?
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für c gibt es an sich keine untere grenze. dazu nochmal kurz die ersten posts auf seite 1 hier durchlesen !
danke scar(ed)...
gibts auch noch andere, bei denen die stelle der max. spannungsamplitude an der glatten welle ist (ohne kerben) ?
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ich verstehe nich ganz... wenn F > 0,05 * C gilt kann man doch C so klein machen wie man möchte und die ungleich is immer wahr/erfüllt.
wo kommt da für C die untere grenze her ?
doh! denkfehler meinerseits. ich war schon wieder bei der lagerlebensdauer ...
hier wurden schon ein paarmal F < 0,2*C genannt, was ich für plausibel halte. nimmt man noch kleinere lager, kann es passieren, dass die lagerlebensdauer nicht mehr ausreicht. das könnt ihr im dritten semester noch gar nicht wissen, daher war wohl im letzen jahr diese zweite grenze ebenfalls mit vorgegeben. ganz kurz vielleicht mal ausgeholt: eine kleineres C bedeutet auch ein kleineres lager. das ist natürlich weniger belastbar. C gibt (vereinfacht gesagt) an, bei welcher last das lager laut berechnung nach norm 1 mio. umdrehungen aushält.
wenn du also ein winziges lager auswählen würdest, wäre die bedingung der aufgabenstellung zwar an sich erfüllt, aber die ganze konstruktion würde wahnsinnig schnell kaputt gehen bzw. sogar sofort festfahren.
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naja, das is halt nun die frage. an sich würde ja F<0.5C auch reichen... auch wenn so ne kläranlage sicherlich rund um die uhrläuft und das lager schnell kaputt gehn würde, hätte man ja die aufgabenstellung erfüllt... ?!
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noch was andres... für die baugruppe ja wichtig und auch schon so für die konstruktion, woher habt ihr eure riemenscheibe? online bei zb traceparts find ich nix passendes...
wenn ich selber eine machen würde, wäre ja eine vollscheibe am besten, aber wenn ich mal im AH s.305 RG2 schaut, müsste meine scheibe nach den maßen die ich gefunden hab, "rückspringend" sein... kann man das mit ner vollscheibe überhaupt machen?
oder hat vllt noch jmd aus tabelle 3 die nummer 6 aus der aufgabenstellung und das anders gelöst?
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hab mal ne frage zur Beanspruchung der Welle. Ist die Beanspruchungsart zwischen Passfeder und Welle eine schwellende oder eine ruhende??? kann ich mir nicht so richtig vorstellen.
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da es ja ansich kein schwellendes drehmoment gibt, als eins, was die ganze zeit konstant wirkt, is die pressung auch nicht schwellend belastet..
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irgendwie blicke ich die sache mit der mittelspannung noch nicht so ganz.ich kenne ja das biegemoment an der jeweiligen stelle der welle.die welle wird dynamisch auf biegung belastet und statisch auf torision.daher ist die torsionsmittelspannung gleich der torsionsspannung.wie jedoch ist die biegemittelspannung?ist diese null?könnte ja eigentlich nicht sein, da meine welle ja auch immer durch eine vorspannkraft belastet wird.
sind meine annahmen richtig oder wo liegt mein denkfehler?
vielen dank schonmal,
grüße
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Ich häng mich ebenfalls mal in die Fragerunde zu den Spannungen :)
Wenn ich nun die Sicherheit gegen Fließen berechnen will, so mich ich aber beide Belastungen betrachten, also die dynamische Biegung und die statische Torsionsbelastung?
Vielen Dank für die Antwort
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Eine allgemeine Frage zu allen Biegemomenten/Torsionsmomenten/Spannungs - Verläufen: Werden sie
A über der gesamten Länge der Welle (also a) angegeben und gezeichnet oder
B nur für den Bereich von Riemenscheibe bis F2 (also Länge b+d) ?
Erstere Variante ist natürlich etwas nerviger, da a ja erst während der Konstruktion bekannt wird.
Verwende ich Variante B ist jedoch besonders das Diagramm für den Torsionsmomentenverlauf total öde, also einfach nur eine gerade Linie mit konstantem Mt.
Wie macht ihr das?
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gibts auch noch andere, bei denen die stelle der max. spannungsamplitude an der glatten welle ist (ohne kerben) ?
Ist bei mir auch so. Zumindest, wenn meine Annahme stimmt, dass die größte Spannungsamplitude an der Stelle des größten Biegemoments ist?
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Eine allgemeine Frage zu allen Biegemomenten/Torsionsmomenten/Spannungs - Verläufen: Werden sie
A über der gesamten Länge der Welle (also a) angegeben und gezeichnet oder
B nur für den Bereich von Riemenscheibe bis F2 (also Länge b+d) ?
Also ich hab das nur von Riemenscheibe bis F2 gemacht, also B. Denke mal das ist das Sinnvollste oder?
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irgendwie blicke ich die sache mit der mittelspannung noch nicht so ganz.ich kenne ja das biegemoment an der jeweiligen stelle der welle.die welle wird dynamisch auf biegung belastet und statisch auf torision.daher ist die torsionsmittelspannung gleich der torsionsspannung.wie jedoch ist die biegemittelspannung?ist diese null?könnte ja eigentlich nicht sein, da meine welle ja auch immer durch eine vorspannkraft belastet wird.
sind meine annahmen richtig oder wo liegt mein denkfehler?
vielen dank schonmal,
grüße
der denkfehler liegt bei der umlaufbiegung begraben. klar, die vorspannkraft ist zeitlich konstant. aber die welle dreht sich halt da drunter durch, weshalb eine rein wechselnde beanspruchung entsteht (einfach mal ne welle im querschnitt aufmalen und für vier punkte am umfang überlegen, welche spannung dort herscht).
deshalb:
sigma_bm = 0
tau_tm > (aus dem torsionsmoment halt)
-> sigma_mv > 0 (wegen tau_tm)
@steady_rocking: jop, du musst für beide beanspruchungsarten das maximum im betrieb finden und dann eine zusammengesetzte sicherheit bilden.
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Vielen Dank dafür.
Nun anderes Problem. Laut Aufgabenstellung sollen wir alle Wellen-Naben-Vebindungen nachrechnen.
Daraus lese ich, dass wir quasi die Passfeder an der Riemenscheibe auf Pressung nachrrechnen müssen, bzw danach dimensionieren. Aber was setze ich als zulässige Pressung an, woher bekomme ich einen Wert dafür, was wäre sinnvoll zu wählen ?
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auf GFB5 kannste dir die maximal zulässige pressung aus den werkstoffkenngrößen ausrechnen und dann haste ja noch auf WN2 die formel für die pressung bei ner passfeder... so müsste das glaub iwie gehn...
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Ist bei mir auch so. Zumindest, wenn meine Annahme stimmt, dass die größte Spannungsamplitude an der Stelle des größten Biegemoments ist?
ist nicht zwangsläufig so ( der durchmesser hat ja auch nen einfluss auf die spannung )...aber hier wirds wohl so sein !
hat sich jemand mit der darstellung der örtlichen spannung in mathcad auseinandergesetzt ? mich würde mal interessieren wie ich eine funktion definieren kann, die mir nur einzelne punkte im diagramm anzeigt. der kritzelt mir immer geraden hin...
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Ich hab gleich mal mehrere Fragen.
1.) Wir sollen einen Sicherheitsnachweis erbringen aber in welcher Spanne soll der liegen?
(Für Fließen und Dauerbruch)
2.) bei der formel für S_f gibts ein sigma_bmax und tau_tmax. sind das die maximalwerte egal wo diese auf der Welle liegen?
3.) Ich hab Biegenennspannungen von um die 40 MPa raus das kann nicht hinhauen oder?
vielen dank
grüße
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Ich hab gleich mal mehrere Fragen.
1.) Wir sollen einen Sicherheitsnachweis erbringen aber in welcher Spanne soll der liegen?
(Für Fließen und Dauerbruch)
2.) bei der formel für S_f gibts ein sigma_bmax und tau_tmax. sind das die maximalwerte egal wo diese auf der Welle liegen?
3.) Ich hab Biegenennspannungen von um die 40 MPa raus das kann nicht hinhauen oder?
vielen dank
grüße
zu1.
SF(fließen)=1,2...2,0
SD(dauerfestigkeit)=1,5...2,5
aus dem buch von herrn schlecht seite 86
zu2. Sicherheitsnachweis (S D und S F) an der Passfederkerbe Stelle I
also ist denke ich mal das problem schon gelöst :)
deine maximalwerte sind die örtlichen spannungswerte
zu3. könnte möglich sein... wenn deine sicherheiten stimmen passts doch
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hey,
mal wieder ne frage...
auf der FB16 ganz oben rechts das sigma.B(d), ist das das sigma.B von der werkstoffkenngröße multipliziert mit K1(d.eff) ???
und wenn ich die berechnungen für die passfederkerbe mache, nehm ich als d.eff denn nenndurchmesser oder den am nutgrund?
weil ich auch grad an dem beta.sigma ganz oben auf FB6 hänge...:nudelholz:
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Mal eine ganz andere Frage zu dem Beleg, weil mir vorhin aufgefallen ist, dass ich es noch nie gemacht habe bisher:
Um die Maße einzuhalten baue ich mein Gehäuse selber.
Aber woher kriege ich nen Radial-Wellendichtring in meinen Solidworks-Entwurf?
In der Toolbox bin ich nicht fündig geworden und irgendwo im Inet will ich mich eigentlich nicht anmelden.
Jemand schon Erfahrungen damit gemacht?
Danke schonmal im Vorraus
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Ist bei der Berechnung der Sicherheit gegen Dauerbruch das "Tau.ta" gleich Null?
Ansich ist die Torsionsspannung doch konstant, demensprechend müsste die Torsionsspannungsamplitute Tau.ta ja auch Null sein. Das würde die Berechnung wiederum enorm vereinfachen. Irgendwie kommt es mir aber auch komisch vor, dass das einfach herausfallen kann.
Was sagt ihr?
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@ Ndeline
www.INA.de (http://medias.ina.de/medias/de%21hp.ec/1_R*0;azywNYJl7wjc)
Hier kannst du dir die CAD-Modelle von Lagern und Dichtungen auch ohne Anmeldung runter laden.
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Ist bei der Berechnung der Sicherheit gegen Dauerbruch das "Tau.ta" gleich Null?
Ansich ist die Torsionsspannung doch konstant, demensprechend müsste die Torsionsspannungsamplitute Tau.ta ja auch Null sein. Das würde die Berechnung wiederum enorm vereinfachen. Irgendwie kommt es mir aber auch komisch vor, dass das einfach herausfallen kann.
Was sagt ihr?
ja, wie schon öfter hier erwähnt, da der betriebsfaktor C.B=1 handelt es sich um ein konstantes torsionsmoment, als keine ausschlagsspannung!
nur beim gewaltbruch muss dann der stoßfaktor rein, wenn ich mich nicht irre ?!
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Ist bei der Berechnung der Sicherheit gegen Dauerbruch das "Tau.ta" gleich Null?
ich dachte das berechnet man so Tau.ta = M.t / W.t ?
aber, dass es null ist würde logisch sein bin mir aber nicht sicher!
was meinen die anderen ???
EDIT: ALLES KLAR danke :)
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@ Ndeline
www.INA.de (http://medias.ina.de/medias/de%21hp.ec/1_R*0;azywNYJl7wjc)
Hier kannst du dir die CAD-Modelle von Lagern und Dichtungen auch ohne Anmeldung runter laden.
im letzten beleg(GL) hatte ich mir einen ring konstruiert, mit den abmessungen des gewünschten dichtrings und dann in der zbz einfach anstatt der strafierung, mit einer skizze diesen pfeil reingekritzelt...
ich habs noch nicht probiert, aber wenn du den dichtring von ina nimmst, wirste wohl inner zbz inner schnittdarstellung den komplexen aufbau des rings sehn oder?
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Ist auch nix anderes als ein Ring. Hätte ich mir auch glei selber malen können.
Bin trotzdem dankbar für die Antwort. Ich werd ihn einfach schneiden in der Zusammenbauzeichnung, die Schraffierung rausnehmen und den Pfeil manuell nachtragen.
Zu dem Wellendichtring nochmal eine Frage, die ich nicht im schlauen Heftchen gefunden hab:
Wenn mein Wellendichtring 8 mm breit ist, wie breit muss dann die Auflagefläche am Aussendurchmesser sein, damit es abdichtet?
Ist schwer verständlich, was ich meine, ich mal mal schnell in Paint was ich meine.
(http://img695.imageshack.us/i/wellendichtringfrage.jpg)
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hey,
mal wieder ne frage...
auf der FB16 ganz oben rechts das sigma.B(d), ist das das sigma.B von der werkstoffkenngröße multipliziert mit K1(d.eff) ???
und wenn ich die berechnungen für die passfederkerbe mache, nehm ich als d.eff denn nenndurchmesser oder den am nutgrund?
weil ich auch grad an dem beta.sigma ganz oben auf FB6 hänge...:nudelholz:
sigma_B(d) bedeutet immer, dass es die zugfestigkeit des eigentlichen bauteils ist. also natürlich den tabellenwert mal K_1. und d_eff ist in den allermeisten fällen für die gesamte welle gleich, wenn diese z.B. (ihr habt ja nur vergütungsstähle als wellenwerkstoffe vorgegeben, IIRC) als halbzeug vergütet wird und dann erst abgedreht auf die endgültige kontur. wenn du nun eine welle hast, deren größter durchmesser z.B. 55 mm ist, dann wird das halbzeug sehr wahrscheinlich 60 mm gehabt haben, d_eff ist dann also 60 mm. das hat mit den örtlichen durchmessern herzlich wenig zu tun.
einzige ausnahme: wenn erst die kontur grob erzeugt wird und dann erst wärmebehandelt. also z.B. beim einsatzhärten oder bei sehr großen wellen, welche u.U. vorgeschmiedet werden. DANN kann man den lokalen durchmesser hernehmen, wobei ich dort natürlich den nenndurchmesser nehmen würde.
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jo, danke, war mir nur nicht sicher weil sonst bei sigma.B immer d_eff drin stand und diesmal nur d...
andre frage, bei der sicherheit an den passfedern gegen fliesen... nehmt ihr das phi=1 oder eher o,7 , im betrieb wäre es ja ruhend, aber beim anfahren schwellt es ja erstma.. :whistling:
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bringt dir ja nix, wenn die welle im betrieb hält, aber das anfahrmoment nicht übersteht...ich hab so ziemlich alles aufs anfahren ausgelegt.
was hat es eigentlich mit diesem D/d auf sich ? da soll für die sicherheit gegen rutschen ein bestimmter faktor eingehen, jedoch ist diese sicherheit nur auf den fügedurchmesser bezogen. wie habt ihr das angestellt ?!
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wenn irgendwo steht sigma_B(d_eff) dann ist der tabellenwert gemeint, steht sigma_B(d), dann immer der wert am bauteil, wo der größeneinfluss also bereits eingerechnet ist.
was die PF angeht: im grunde wäre der anfahrvorgang mit C_S=2,0 und weil schwellend phi=0,7 die worst-case-rechnung.
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Hallo zusammen!
Hab mal ne frage zur stehlagerauswahl. habe mir als festlager ein rillenkugellager und als loslager ein zylinderrollenlager aus dem arbeitsheft rausgesucht...suf der INA-seite gibt es aber irgendwie keine stehlagergehäuse für diese lagertypen (nur für pendelkugel- oder rollenlager). meine frage daher: ist es möglich sich irgendwie woanders so ein lager zu holen? oder gibts da auf der INA-seite doch etwas um gehäuse für rillen- oder zylinderrollenlager zu finden?
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versuchs mal mit tonnenlager
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hat jemand eine passende keilriemenscheibe wo gefunden? läuft wohl ausf selber konstruieren aus...
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Ich habe jetzt die Sicherheiten an der Stelle 1 berechnet und frage mich nun, wie ich weiter vorgehen kann.
Meine Ideen waren jetzt:
A) Lagerauswahl: da ist nur das Problem, dass die Welle im inneren eh noch viel zu dick sein wird, da die Sicherheiten im überschlägigen Wellendurchmesser recht hoch angesetzt sind. Ändere ich also die Durchmesser der Welle dort später, muss ich auch immer wieder für die C-Werte passende Lager heraussuchen. Dies bringt auch eine Änderung der Lager und damit Gehäusebreiten mit sich, was die gesamten Absatzlängen verändert und somit die Stellen der Berechnungen für die Sicherheiten hin und herverschiebt. Ergo - irgendwie unmachbar.
B) Von rechts heran gehen. In der Aufgabe wird eine Sicherheit gegen Fließen von 1,3 an der Nabe genannt. Ist diese direkt an der Stelle der Kraft F2 gültig? Wenn ja, könnte man darüber einen Durchmesser für den rechten Wellenabsatz (den mit der Nabe) bestimmen. Ist damit jedoch wieder der Rand der Passfederkerbe gemeint, dann wird die Sache schon wieder kompliziert, da man für die unterschiedlichen Durchmesser auch unterschiedliche Passfedernutlängen wählt und sich die Berechnungsstelle der Sicherheit hin- und herverschiebt. Ergo - auch unpassend, sofern Sf=1,3 nicht genau an Stelle von F2 gilt.
C) weitere Vorschläge? :)
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hä, was ist denn an A verkehrt? du hast stelle I ... hast dann deinen überschlägigen durchmesser für lager a und machst weiter oder nicht? und selbt wenn du den durchmesser noch bissl ändern musst, so sehr unterscheiden sich die lagerbreiten dann doch auch nicht oder?
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was spricht denn gegen einen in engen grenzen iterativen prozess? d_üb gibt dir ja eh nur einen anhaltswert, aber du weißt wenigstens, wo in etwa du liegst. damit dann die lager raussuchen und dann IMHO als erstes die dauerfestigkeit der welle prüfen (wahrscheinlich der begrenzende faktor). dort sieht man dann schon gut, wie weit man mit d noch danebenliegt.
dann den wellendurchmesser anpassen (die lager dürften sich nicht soooo gravierend ändern, dass die belastungen dramatisch schwanken) und als nächstes die WNV prüfen.
wenn man dazu eine mathcad-sheet nutzt, dürfte das alles ziemlich fix gehen.
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Okay, irgendwo habt ihr recht.
Nocheinmal zur gegebenen Sicherheit 1,3 - ist das ein Mindestwert oder ein Festwert? In der Aufgabenstellung klingt es wie ein Festwert mit dem man rückwärts eine Bemaßung errechnen sollte, sinnvoll scheint mir das aber nicht. Also könnte es doch ein Mindestsicherheitswert sein. Oder soll es so ungefähr 1,3 sein?
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also ich würde das als mindestsicherheit ansehen. alles andere macht fast keinen sinn. allerdings würde ich ersuchen, nicht zu weit nach oben abzuweichen. bis max. 2,0 macht IMHO sinn, alles darüber (wenn es sich nicht aus anderen gründen zwingend ergibt) geht dann schon deutlich in richtung überdimensionierung.
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hi,
ich habe mal ne frage zur zeichnung.
macht ihr die auf A3? oder A2?
A3 ist meiner meinung nach zu voll, das sieht dann nicht mehr so schön aus.
was meint ihr?
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hey Ihr
hab mal noch eine dumme frage.
ich bin gerade bei der Konstruktion meiner Welle und habe bemerkt, dass mein Lagergehäuse viel zu breit ist und sich mit der Wellennut für die Kupplung überschneidet. Nun habe ich versucht den Wellendurchmesser so zu verändern, dass die Lagergehäuse kleiner werden, doch das klappt da immer noch nicht (die Länge meiner Welle darf ich ja nicht verändern oder?) Zumal dann meine Sicherheiten zu klein sind. Achso ich habe zur zeit noch ein pendelrollenlager benutzt. Nun habe ich mal geschaut ob es auch Lagergehäuse für andere Lagerarten gibt, doch ich finde nichts so richtig. kann mir jemand zu meinem Problem helfen oder einen Link für für andere Lagergehäuse schreiben?
Vielen Dank im Vorraus
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dann les dir mal den threat hier durch, biste nicht der einzige mit dem problem...
am besten übungsleiter fragen, ich habe mein maß "b-c" größer gemacht, d und c jedoch erhalten.
oder selber ein gehäuse konstruieren!
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das mit "b-c" ist mir ja klar.
bei mir ist aber d viel zu klein!!!!!!!!!!!
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Unser Übungsleiter meinte, wir sollen ein Zylinderrollenlager und ein Rillenkugellager nehmen und eher kein Pendelkugellager o.ä. Allerdings finde ich keine Gehäuse für die Lager unter dem angegebenen Link... Wie habt ihr das geregelt? Doch einfach Pendelkugellager genommen?
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Also ich bau mir meine beiden gehäuse jetz fix selbst...muss ja nur für die schnittansichtb reichen. anregungen wies ausschauen soll findet man ja auf den zeichnungen der ina-seite. andere frage: nach meinem biegespannungsverlauf ergibt sich direkt an stelle eins für sigma.b = 0. klingt ja auch plausibel. meine frage daher: für die festigkeitsnachweise würde daher die formel für einfache beanspruchung für torsion, also S.dvorh=tau.tADK/tau.max reichen oder?
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sicher? ich denk mal, dass da mit stelle eins, also wenns um Sd geht, das ende der nut gemeint is, da is sigma_b nicht 0 ...
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Hallo zusammen,
nach 6 h Slub bin ich nun schon etwas weiter mit dem Beleg, allerdings tauchen da viele Fragen auf, da ich morgen und Sonntag weiter machen möchte, stelle ich sie hier bevor ich sie am Dienstag meinen Gruppenleiter frage.
v - die Riemengeschwindigkeit, ist das real wenn v ca. 1.5 m/s ist?
- Biegemoment: war doch der Freischnitt mit der z-Laufvariable
hier habe ich 4 Kräfte, allerdings nur 3 Bereiche - irgendwas mache ich falsch
-Torsionsmoment: komplett vergessen wie man das berechnet, sofern das in der TM Klausur dran war, selbst die 2 TM Bücher wollten mir nicht sagen wie das zu machen ist :innocent:
- sind Werte für die Auflagerreaktionen wie -22 kN oder 19 kN real? (oder zumindest in der Größenordnung, wir haben ja nicht alle dieselben Werte)
Antworten stelle ich asap ein, damit auch die Nachzügler nur hier nachschauen brauchen
gruß
Nico
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a) für was brauch man die riemengeschwindigkeit? :blink:
b) stimmt doch, die letzte kraft rechnest du nicht mit rein, diese ergibt ja wieder 0 im gleichgewicht (wenn du von links nach rechts gehst, spielt F2 in dem Sinne keine rolle)
c) AH GFB4 ;) ....Mt=(Fu * D/2) * CS (dr senf/ dr kupfer möchten das so mit CS)
d) ja
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riemengeschwindigkeit kommt hin, hatte ich auch so in etwa... und die lagerkräfte sind schon so richtig, ich kam erst auf 35kN und jetz mit dem C.s sogar auf 50kN, also liegst du eig noch ganz gut ^^
achja, das torsionsmoment kannste dir über die leistung und drehzahl ausrechnen... ich glaub da stand ne formel bei den riemenscheiben oder irgendwo im AH, habs leider gad nicht zur hand
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50kN klingt aber ganz schön viel, die 35kN schon eher (wenn ich mit meinen kommilitonen mal vergleiche)....nicht dass du zweimal C.s in der rechnung hast
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naja, ich hab fast die höchste leistung, 8kN F2 und riesen hebel... müsste schon hinhaun ;)
kann nur sein, dass ich ne falsche umfangskraft hab...
hier mal meine berechnung... vllt hilfts ja auch noch jmden..
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Nabend,
stehe gerade vor einem kleinen Problem.
Kupfer meinte ja, wir könnten die elegante Variante ohne Sicherungsringe wählen, sprich, mit Distanzhülsen die die Lager an den Wellenabsatz und die Riemenscheibe bzw die Kupplung über eine am Wellenende aufgeschraubte Platte fixieren.
Jetzt ist aber der Stummel am Kupplungsende der Welle so kurz, dass beim Wellendurchmesser 40 die Passfedernut garnicht rein passt und schon im nächsten Wellenabsatz rumnagt, auf dem die Distanzhülse aufliegt.
Zudem soll die Passfeder ihre halbe Länge Breite als Abstand zum nächsten Wellenabsatz haben. Länger machen kann ich die Welle aber auch nicht wirklich, sonst kommt mein d Maß nicht hin.
Frage ist nun, ob es noch als elegant zu bezeichnen wäre, den Wellenabsatz noch weiter nach innen zu schieben, sodass die Distanzhülse erst ab Ende des Dichtringes, von außen gesehen, aufliegt.
Anbei ein kleiner Screenshot.
Ideen?
Edit: man könnte zwar noch in die Distanzhülse einen Absatz machen, aber schön für die Fertigung wäre das ganz und garnicht.
Edit 2: Kleiner Tipp: Mitternachts oder gar später nichtmehr am Beleg arbeiten und richtig lesen. Die halbe Breite der Passfeder ist gefordert. Problem gelöst.
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wie hat das eig bei euch hingehaun an der Stelle 1... also das is ja das ende der passfedernut auf der welle oder?
bei der sicherheit gegen dauerbruch komm ich auf so ca 2,3 ... aber wenn ich dann gegen gewaltbruch rechne komm ich auf über 6 ... is das bei euch dann auch so überdimensioniert?
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Gegen fließen und Bruch ist doch gesucht, oder?
hab da 8 und 11 ca.
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schau mal hier, auf seite 28 ... hab mich versucht bissl daran zu orientieren
KLICK (http://www.me.tu-dresden.de/lehre/maschel/pdf/ME-FeLe.pdf)
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ich hab Stelle I als Wellenabsatz definiert und lediglich die kerbwirkungszahl beta von der passfedernut genommen, die nabe wird doch extra nochmal dimensioniert und nachgerechnet.
S.d = 2,3 (zusammengesetzte beanspruchung)
S.f = 10, weiß nicht warum das so hoch ist :blink:
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hm, wird glaub daran liegen, dass bei der sicherheit gegen fließen die kerbe keine rolle spielt...
oder mir fällt grad noch was ein, kanns sein, dass ich da, wenn ich die maximale torsionsspannung bei der passfederkerbe ausrechne.... muss ich da nicht für das W.t den durchmesser nehmen, der sich am grund der nut ergibt... ich hoffe ihr versteht was ich meine..
jedenfalls würde sich meine sicherheit von 6 auf 4 verringern .. was sich ja eig ganz gut anhört
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Welcher Durchmesser gemeint ist steht doch aber im Arbeitsheft unter den Passfederverbindungen selbst.
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es geht ja nicht um das beta... das spielt ja bei der sicherheit gegen gewaltbruch keine rolle... mir gehts um das tau_tmax ... das is ja im nutgrund größer als am wellendurchmesser an der stelle :glare:
€:
hab nochma schnell versucht zu skizzieren was ich mein, ich bild mir auch ein, dass unser übungsleiter mal sowas an die tafel gekritzelt hatte..
rot soll dann der "verbleibende" durchmesser sein, mit dem man meiner meinung nach, das tau.tmax berechnen müsste :nudelholz:
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Ah, ja, kleiner Querschnitt, kleineres Wt. Dürfte doch aber kaum einen Unterschied machen, oder? schließlich ist der wegfallende Teil ziemlich gering. Auch bei größeren Wellendurchmessern ist doch die Tiefe der Passfedernut sehr klein.
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naja, is doch schon bissl was, wie gesagt, die sicherheit hat sich bei mir von 6 auf ca 4 verringert!!
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Reicht doch aber trotzdem noch dicke ...
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ja, stimmt schon, aber so bin ich näher an der vorgabe dran, die in der tabelle vom schlecht steht...
kann ja jetz auch jeder für sich entscheiden, ob ers für wichtig hält oder nicht.. ich mach mich jetz jedenfalls auf die bahn :happy:
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abend =)
ich bin eben auf eine DIN gestoßen, die eg ganz hilfreich erscheint:
DIN 743 Beiblatt 1
und ohne hier irgendjemanden aus der bahn werfen zu wollen ;) , diese DIN gibt dem guten steven recht. in der beispiel rechnung wird nochmal genau die berechnung von tauM und sigmaA eingegangen.
aber auch sonst lohnt es sich mal da reinzuschaun und zu vergleichen
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ich hab Stelle I als Wellenabsatz definiert und lediglich die kerbwirkungszahl beta von der passfedernut genommen, die nabe wird doch extra nochmal dimensioniert und nachgerechnet.
S.d = 2,3 (zusammengesetzte beanspruchung)
S.f = 10, weiß nicht warum das so hoch ist :blink:
s.f so hoch, kommt wahrscheinlich deshalb, weil du den Stoß nicht eingerechnet hast.
bei S.d natürlich nicht den stoß mit einbeziehen!
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Hallo Jungs,
nochmal ne Frage, was meinen die eigentlich mit Querkräfte?
Kann mir vorstellen, dass beim Anlaufen Querkräfte auftreten können, aber wie ich diese berechne ist mir schleierhaft.
Habe leider erst am Dienstag wieder die ME Übung
mit den Lagern komm ich auch nicht zurecht, wenn ich das nach der Formel "Fa,b > 0,05 * C (dyn. Traglastzahl)" mache, muss ich die stärksten Lager verwenden die's in dem Heftle gibt - kann das richtig sein?!?
Kraft in Lager II ist ca. -19.000 N
in dem rechts davon (Lager III bei mir) ca. 22.000 N
gruß
Nico
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Habe auch -17000 und 19500. Verwende Lager samt Stehlagergehäuse von Mädler mit dyn. Tragzahl von 109kN und statischer von 107kN. Somit sind die Lager zu 15,6% bzw 17,9% ausgelastet. Und das sollten durchaus mehr als 5% sein. Somit rutscht nichts.
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s.f so hoch, kommt wahrscheinlich deshalb, weil du den Stoß nicht eingerechnet hast.
bei S.d natürlich nicht den stoß mit einbeziehen!
was aber wenn ich den Stoßfaktor schon bei der berechnung von Mt und somit auch F genommen habe? dann kann ich ja nurnoch durch CS dividieren, das hab ich bei sigma.ba
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warum berechnest du Mt mit den stoßfaktor?
schau mal auf GFB 11
du gehst ja dann davon aus das deine welle dauerhaft mit den stoßfaktor belastet wird.
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Hey Leute, bin bei Tabelle 2 in Gruppe 5, Bei Tabelle 3 in Gruppe 6 und in Tabelle 4 in Gruppe 1.
Komme beim Ausrechnen auf Lagerkraft B= 29, 1375 kN und ne Lagerkraft A=-27,9375kN.
Kann das hinkommen?
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jo.
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warum berechnest du Mt mit den stoßfaktor?
schau mal auf GFB 11
du gehst ja dann davon aus das deine welle dauerhaft mit den stoßfaktor belastet wird.
ich kenne seine rechnung nicht, aber wenn es um die sicherheit gegen fließen geht, dann muss C_S schon mit rein. da ja die maximalen werte gefordert sind. für tau_tm bei der berechnung von S_D spielt C_S natürlich keine rolle, dort nimmt man das nennmoment ...
@adeptus mechanicus: danke für den hinweis an den rest. die DIN 743 ist für diesen beleg so oder so sehr empfehlenwert, insbesondere dank der beispielrechnungen in den beiblättern. ist halt die norm zum tragfähigkeitsnachweis für wellen. :w00t:
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ich geh mal davon aus dass man die DIN 743 in der slub sich anschauen kann und nirgendswo anders es sei denn man kauft sich diese gel ?
meine zweite frage ist:
mein überschlagsdurchmesser beträgt aufgerundet 45mm um jedoch eine sicherheit gegen fließen und dauerbruch in den besagten spannen (1,3 - 2,0 und 1,5 - 2,5) an der stelle 1 zu erlangen komm ich auf einen durchmesser von 20 - 25mm.
Das verwirrt mich 1. weil es kleiner als 45mm ist und 2. dass es vllt. ganz schön arg klein für ne welle ist die 22mm durchmesser hat die mit solchen kräften belastet werden soll :D
wie sieht die bei euch aus die welle an stelle I auch kleiner als D_üb?
hoffe ihr habt ne lösung! danke
grüße!!!
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Wollte euch mal darauf hinweisen, dass nicht alle Übungsleiter ein Gehäuse für beide Lager akzeptieren. Hatte nämlich nach den Kommentaren hier selber eins zusammengebastelt. Mein ÜL Herr Bretschneider möchte aber 2 Einzelne Lagergehäuse haben.
Hab auch schon von Studenten gehört, die gefragt haben, bei denen es vom ÜL aus ok ist... Hilft wohl nur das jeder seinen ÜL selber fragt...
Auf das nicht nochmehr so wie ich umsonst ein wunderschönes Gehäuse zimmern :nudelholz:
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@MJey: d_üb ist eigentlich immer recht großzügig bemessen, da würde ich mir keine sorgen machen. wenn die eigentlichen tragfähigkeitsnachweise sagen, dass alles i.O. ist, dann hält das auch (es sei denn du hast dich irgendwo verhauen ...).
@DIN 743: IIRC kann man sich die in der SLUB anschauen und auch ausdrucken. aber bei mir ist das schon ne weile her, weiß nicht genau, wie es jetzt geregelt ist.
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die DINs kann man über den link "Perinorm" hier oben im BT direkt aus der SLUB downloaden...
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Perinorm ...aber nur, wenn man sich "innerhalb" des Uni-Netzes befindet. Virtuell da sein (VPN) zählt auch, die Anleitung dafür findet man hier im Bombentrichter.
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Perinorm ...aber nur, wenn man sich "innerhalb" des Uni-Netzes befindet. Virtuell da sein (VPN) zählt auch, die Anleitung dafür findet man hier im Bombentrichter.
noch einfacher is es, wenn man nen slub benutzkonto hat, einfach bei den obigen link von perinorm, auf der linken seite auf login gehn, sich einloggen und man hat auch von zuhause ohne zusätzliche programme zugriff auf perinorm :happy:
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meine zweite frage ist:
mein überschlagsdurchmesser beträgt aufgerundet 45mm um jedoch eine sicherheit gegen fließen und dauerbruch in den besagten spannen (1,3 - 2,0 und 1,5 - 2,5) an der stelle 1 zu erlangen komm ich auf einen durchmesser von 20 - 25mm.
Das verwirrt mich 1. weil es kleiner als 45mm ist und 2. dass es vllt. ganz schön arg klein für ne welle ist die 22mm durchmesser hat die mit solchen kräften belastet werden soll :D
kommt halt drauf an, für welche stelle du dir den überschlägigen wellendurchmesser berechnet hast... ich hatte es einmal für den ersten wellenabsatz und für lager A gemacht... und wenn ich mir dann an stelle 1, also am auslauf der passfedernut die sicherheiten berechne, hab ich da zwar kleinere spannungen als kurz vorm absatz, aber dafür auch die kerbe... also bei mir hatte das eig ganz gut gepasst mit dem überschlägigen ..!
btw: 22 kommt aber wirklich klein vor, kA wie es bei andren aussieht, aber ich hab an stelle 1 42 und lager A überschlägig fast 70
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Ich habe hier einen schönen link gefunden in dem alles zu der Passfederdimensionierung schritt für schritt erklärt wird:
http://me-lrt.de/dimensionierung-passfederverbindung-schwellendes-drehmoment
vllt hilft es ja noch jemandem :)
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es klemmt im kopf...
ich will gerade sigma börtl bestimmen, nun braucht man ja für die zugehörige formzahl alpha den radius am wellenabsatz, woher nehm ich den?
vielen dank im voraus
EDIT: hat sich erledigt.
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den bestimmst du dir selber, bzw musste schaun, was du dir für nen freistich raussuchst... da is dein r dann der radius vom freistich und aufpassenmusst du noch, dass beim t, also der höhe vom wellenabsatz, noch das t.1 vom freistich dazukommt... ich glaub zwar selber nicht, dass das so viel am wert ändern würde, aber in der übung wurde es heut mal erwähnt!
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nach der formel
D_üb = 3tewurzel (32 * M_v / pi * sigma_zul ) = komm ich im ersten bereich auf nen überschlagsdurchmesser von 27mm habe aber bei ca. 20mm die sicherheiten in der erforderlichen spanne.
das sigma_zul ist das einfach sigma_bW / 4 ? und der faktor 32 vor dem M_v ist da iwie ein stoßfaktor mit einberechnet, weil bei der einen seite dir hier jemand gepostet hat wurde das einleuchtend hergeleitet und da stand ein Faktor 16 iwie (war allerdings nur Torsionsbeanspruchung).
20mm sind so übertrieben klein... i hate ME!!!
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Hat einer von euch schon diesen Festring gefunden oder die maße damit man aus den loslgarn ein Festlager machen kann? oder sollen diese dünnen hülsen in den lagern schon die Festringe sein und man brauch die nur zu löschen?
danke
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Ja, sollten wohl eigentlich die Ringe sein; rechts und links vom Außenring des Lagers.
Jedoch liegen diese nicht an der Innenseite des Gehäuses an, wodurch eine Axiale Sicherung lediglich durch Reibung erzeugt werden könnte.
Auf der INA Seite steht aber, dass man die Festringe dazu bestellen muss. Es macht jedoch mehr Sinn, wenn sie direkt im CAD Modell mit drin sind.
Edit:
Die einheitliche Zeichnung des Gehäusetyps auf INA sieht so aus:
(http://medias.ina.de/medias/images/skizzen/214184_aah_ind.gif)
Man sieht oben rechts und links vom Lager eindeutig 2 Ringe die die axiale Sicherung gewährleisten.
In der CAD Datei sieht die Baugruppe dann aber so aus - es fehlt also die Fixierung der Festringe in axiale Richtung.
Was tun?
(http://img148.imageshack.us/img148/4557/lagerfestring.png)
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ich habs einfach in der zeichnung geändert :=)
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hey, was habt ihr eig für einen werkstoff für die keilriemenscheibe genommen?
in der norm steht ja gg20, aber selbst wenn ich mit gg35 und der höchsten festigkeit rechne, komme ich auf keinen vernünftigen sicherheitswert für S.b bei der passfederverbindung.
geht da auch temperguss von WS3 oder vllt auch gleich ein stahl?
€: hab grad noch auf WS4 die tabelle mit den kugelgraphit gusseisen gesehn... damit gehts schon besser... müsste ich ja dann nur in der stückliste mit vermerken, dass es der jeweilige werkstoff is oder?
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hab den gleichen baustahl genommen wie die kupplung und hab auch die gleichen effektiven werte genommen...
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kurze Frage zu dem Spannungsverlauf Sigma.b und Tau.t. Welcher Durchmesser wird an der Stelle I benötigt, da sich ja laut Definition die Stelle I genau am ersten Absatz befindet?
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Bin grad ein bisschen am zweifeln. :(
Muss ich eigentlich auf die Wellenenden noch was draufbauen, um die Riemenscheibe bzw. Kupplung (wobei ich mir das bei letzterer eigentlich nicht vorstellen kann ... schließlich weiß ich über die ja nichts, abgesehen vom Werkstoff) axial zu sichern? Und wenn ja, würde dann beispielsweise nen Sicherungsring mit ein paar Passscheiben reichen? Oder sollte man da lieber irgendwas "komplizierteres" (denk da an Nutmutter oder so) nehmen? Oder hält sich das durch die Passfeder alleine (die sichert ja doch aber eigentlich nur radial, oder?)? :unsure:
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zu dem wellenende mit der riemenscheibe:
ja, hier musst du auf jeden fall eine axiale sicherung vornehmen. dies könnte man mit einer nutmutter und sicherungsblech ausführen. dies ist jedoch aufgrund des umgebenden mediums (abwasser) eher ungünstig, da das gewinde leicht angefressen wird (lt. herr kupfer). von sicherungsringen würde ich auch abstand nehmen, da du so weitere kerben in die welle einbringst... kann aber natürlich machen. die von herr kupfer favorisierte lösung is eine schraube die ein lochscheibe gegen die riemenscheibe drückt (die riemenscheibe muss dafür ein paar millimeter über das wellenende herausragen). ein screenshot von einer CAD-zeichnung dazu findest du auf der seite 7 dieses threads , gepostet von steven.
zu dem wellenende der kupplung:
ich würde den übungsleiter darauf mal ansprechen. nach herrn kupfer geht das mit der schraube und der scheibe auch hier... andere meinen jedoch dass eine kupplung am besten auf ein zylindrisches wellenende montiert wird (so wie in der aufgabe 2.2.2 in der ME aufgabensammlung)
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bin der meinung n sicherungsring reicht aus...vllt. noch ne stützscheibe o.ä..
Kerbwirkung is doch hier völlig egal, querschnitt wird nicht beansprucht :nudelholz:
sigma(nenn) = 0
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Guten Abend,
irgendwie habe ich dazu noch nicht viel gelesen aber für mich stellt das grad irgendwie ein großes Problem dar.
Wir sollen ja die Sicherheit gegen Dauerbruch an der Stelle der größten Biegespannungsamplitude nachrechnen.
Die ist bei mir am Sicherungsring am Festlager. Aber ich komme da auf so eine hohe Beanspruchung, dass ich dieses Absatz schon um 25 mm größer gemacht habe als den am Antrieb aber immernoch nicht auf eine ausreichende Sicherheit komme.
Kann mir nicht vorstellen, dass da so ein unterschied sein kann zwischen den Absätzen.
Hat jemand ähnliche Probleme oder kann mir aus dem Stegreif vlt sagen, woran es liegen könnte?
Danke
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Ich habe hier gerade ein Problem mit den Kerbwirkungszahlen.
Und zwar an der Stelle ganz links (Passfeder/Riemenscheibe) habe ich ja meine erste Kerbe.
Ich nehme die Formel von AH1 FB6 oben für Beta_sigma. Für Sigma_b nehme ich meine größte Spannung die im Bereich der Passfeder auftritt. Ich lande dann allerdings bei einem Beta_sigma von nur 0,34.
Ich schätze das Problem liegt darin begründet dass ich an dieser Stelle nur eine Biegespannung von 3,2 N/mm² (ohne Cs) habe.
Oder nehme ich ganz die falsche Formel dafür??
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das sigma.B is dort keine beanspruchung, sondern die werkstoffkenngröße! (merke: großbuchstaben: werkstoffkenngrößen; kleinbuchstaben: beanspruchungen)
andre frage, wenn ich mir die formzahl alpha an nem wellenabsatz berechne, brauch ich ja die höhe des absatzes t, verringert sich diese, wenn ich am größeren durchmesser eine fase hab oder wird diese nicht beachtet?
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mal ne frage zur stückliste/zusammenbauzeichnung
ich habe mir ein stehlagergehäuse mit lager und dichtungen etc bei medias geholt.
gehört doch zu kaufteil und wird in der zusammenbauzeichnung doch nur ein Stücklistensymbol gefordert oder?
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das sigma.B is dort keine beanspruchung, sondern die werkstoffkenngröße! (merke: großbuchstaben: werkstoffkenngrößen; kleinbuchstaben: beanspruchungen)
andre frage, wenn ich mir die formzahl alpha an nem wellenabsatz berechne, brauch ich ja die höhe des absatzes t, verringert sich diese, wenn ich am größeren durchmesser eine fase hab oder wird diese nicht beachtet?
die fase wird nicht beachtet. die hat nämlich gar keinen einfluss auf den spannungsverlauf in der welle. :)
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Erstmal danke an dizZzl!
Frage nochmal zur Kerbwirkungszahl.
Konstruktiv bedingt sichere ich mein Loslager (das rechte) auf der Welle gegen axiales Verschieben mit einem Sicherungsring.
Also bestimmt man die Kerbwirkungszahl nach AH1 FB8 (S.99).
Soweit sogut! Aber wenn Rho_sternchen nach der Formel die dort steht berechne meckert er berechtigterweise rum dass die Einheiten im Exponenten nicht stimmen. Denn das ist eine Zahl die mit Druck addiert wird....
Wie gehts also hier weiter?? Oder gar ein fieser kleiner Schreibfehler?
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einfach bei p.stern das sigma.s(d) durch MPa dividieren....steht auch in der DIN743
wie bestimmt man dort eigentlich den radius r? breite sicherungsring / 10 ?
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hm, stimmt, da hat mc öfter mal probleme, ich würds vllt einfach dimensionslos machen, indem du das sigma.S noch durch N/mm² teilst und das roh* einfach mit m oder mm multiplizierst, is halt jetz die frage, ob meter oder millimeter... oO
da war ja einer schnelle ^^
aber wegen r... maximal 0,1 * s oder ohne radius und du setzt null ein!
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wie bestimmt man dort eigentlich den radius r? breite sicherungsring / 10 ?
Das steht bei den Sicherungsringen, AH1 WE8 S.83
r=0,1*s
(s=Breite Sicherungsring)
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hm, stimmt, da hat mc öfter mal probleme, ich würds vllt einfach dimensionslos machen, indem du das sigma.S noch durch N/mm² teilst und das roh* einfach mit m oder mm multiplizierst, is halt jetz die frage, ob meter oder millimeter... oO
Da komm ich für Beta auf 3,3...könnte schon sein... :w00t:
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das linke festlager per sicherungsring axial zu sichern war wohl keine gute idee, komme auf eine sicherheit Sd (größte biegenennspannungsamplitude = stelle sicherungsring) von 0,5....hab ich mich verhauen oder hat jemand den gleichen wert?
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hast du bei dem diagramm für die biegenennspannungsverteilung die nuten mit drin? hätt gedacht, die kommen dann nur als sternchen drüber?
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hab die nuten nicht mit drin, sigma.nenn.max ist bei mir ca 75MPa (mitte festlager) und sigma.örtl. vom sicherungsring dagegen 200Mpa (beta knapp 3), dachte das sternchen zählt dann auch als art amplitude...
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hm, gute frage, ich hab den sicherheitsnachweis an der stelle der größten biegenennspannung gemacht, sigma.börtl habsch noch nicht berechnet... :huh:
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das linke festlager per sicherungsring axial zu sichern war wohl keine gute idee, komme auf eine sicherheit Sd (größte biegenennspannungsamplitude = stelle sicherungsring) von 0,5....hab ich mich verhauen oder hat jemand den gleichen wert?
bei mir ist Sd auch unter 1,3. und das nur weil an der sicherungsringnut die groesste beanspruchung ist. wenn ich diese nicht beachte komme ich auf Sd von 5-8.
wie soll man sonst das lager als festlager auslegen?
auf welchen wellendurchmesser kommst du? meiner ist an den lagern nun 60mm. dann ist Sd=1,5...
bis denne
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jetz muss ich nochmal fragen, bevor ichs vllt doch falsch mache, das beta.K ist einfach das beta.sigma von der jeweiligen Kerbe oder?
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jetz muss ich nochmal fragen, bevor ichs vllt doch falsch mache, das beta.K ist einfach das beta.sigma von der jeweiligen Kerbe oder?
hab ich auch so verstanden
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Müssen wir die Sicherheit gegen Biegung oder zusammengesetzte Beanspruchung berechnen? :blink:
Wohl zusammengesetzt, oder?
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Hey Leute, hat mal irgendwer ne Zeichnung oder ne Skizze von der Welle, kann mir nciht vorstellen wie das am ende aussehen soll mit der position der absätze etc.
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bei mir ist Sd auch unter 1,3. und das nur weil an der sicherungsringnut die groesste beanspruchung ist. wenn ich diese nicht beachte komme ich auf Sd von 5-8.
wie soll man sonst das lager als festlager auslegen?
auf welchen wellendurchmesser kommst du? meiner ist an den lagern nun 60mm. dann ist Sd=1,5...
bis denne
ich hab jetzt die nut einfach weggelassen und dafür
ne wellenmutter draufgeschraubt
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Es ist ein Interval gegeben in dem die Länge liegen soll ... bei Durchmesser 40 geht der schon bei 28mm los ...
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Seid gegrüßt ihr Guten. Besitzt jemand die Güte mir evtl die Anmeldedaten per PM für Maschinenelemente zu schicken ? Hab das Zeug irgendwie verschlampt..
Weis nich in wiefern das euch was bringt aber hier gibts en kleines Programm das ich grad gefunden habe (keine Ahnung obs was nützt)
http://www.zeyz.de/tud.htm#maschel
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hi, habe mal meine kerbwirkungszahlen der verschiedenen kerben angeschaut, und bei mir ist irgendwie die kerbwirkungszahl der sicherungsringnuten die kleinste aller kerbwirkungszahlen.
kann das sein?hatte irgendwie mal gehört, dass das meist die größten werte ergibt :/
vielen dank
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hi, habe mal meine kerbwirkungszahlen der verschiedenen kerben angeschaut, und bei mir ist irgendwie die kerbwirkungszahl der sicherungsringnuten die kleinste aller kerbwirkungszahlen.
kann das sein?hatte irgendwie mal gehört, dass das meist die größten werte ergibt :/
vielen dank
naja, bei mir sind sie zwar nicht am kleinsten, so um die 2,3 , aber auch nicht die größten, es bewegt sich bei mir auch nur so zwischen 2,2 und 2,5 find ich auch bissl komisch :huh:
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hat sich erledigt.statt ner 11,6 hat sich in eine funktion von mir ne 1,6 eingeschlichen.
nun ist die zahl für sicherungsringnuten die größte.
vielen dank
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ich hab bei mir jetz auch noch nen fehler gefunden, ist bei mir also jetz auch an den nuten am größten ;)
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Hey,
hab auch noch ne Frage zu dem Sicherheitsnachweiß an der Biegespannungsamplitude. Für mich ist es nicht ganz einleuchtend was damit gemeint ist. Meinen die die Stelle an der die höchste Nennspannung auftritt, das wär bei mir am Loslager, oder die örtlich höchste Spannung, sprich an einer Kerbe (mit Kerbwirkung; bei mir kurz vor dem Loslager).Angenommen man berechnet die Sicherheit S_d an der Kerbe, nimmt man dann für sigma_ba die Nennspannung an der Stelle oder multipliziert man diese mit der Kerbzahl. Die Kerbzahl ist ja dann 2mal vorhanden, sowohl bei der Biegespannungsamplitude als auch beim Gesamteinflussfaktor K_sigma.
Wäre sehr dankbar wenn mir jemand weiterhelfen kann.
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ich habs dort berechnet, wo es im diagramm 4 den größten biegenennspannungswert gibt! wird wohl bei jedem an lager A oder nem absatz sein und dann bei s.d die kerbe mit reingerechnet!
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OK, danke, hab ich mir auch so gedacht? Außerdem wollte ich mal fragen ob es möglich ist das die Sicherheit gegen Fließen größer sein kann als die gegen Dauerbruch. Hab keinen Fehler in meinen Rechnungen gefunden und ich komm nicht gleichzeitig in das Intervall für Fließen und Dauerbruch. Wenn ich die sicherheit vor Dauerbruch bis auf nen bisschen über 1.5 reduziere ist meine Sicherheit gegen Fließen immernoch über 2.5. Außerdem stellt sich mir die Frage ob es denn unbedingt so sein muss. In der Aufgabenstellung steht nichts davon und in den Arbeitsheften hab ich auch nichts über diese Intervalle gefunden.
Hat sich erledigt. Laut Skript http://www.me.tu-dresden.de/lehre/maschel/pdf/ME-FeLe.pdf S.28
Sd(1.5 -2.5) Sf(2-4)
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.... welches Intervall denn bitte? Deine Sicherheit gegen Fließen soll an der Passfeder größer 1,3 sein. Rest is egal. Halt über 1,5 ... versteht sich ja von selbst .. schließlich ist die Rechnung ja auch nicht ganz korrekt. Wurde in der Vorlesung glaube ich mal erwähnt.
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also MEINE meinung zum thema S_D an der stelle der größten biegespannung: sinnvoll ist da (insbesondere da dort ein dauerfestigkeitsnachweis gemacht werden soll ...) eigentlich nur die stelle der größten örtlichen spannung, will heißen sigma_bnenn*beta_K. damit hat man nämlich mit hoher wahrscheinlichkeit gewissheit, dass die welle im ganzen hält (K_2 und so haben ja meist nur einen geringeren einfluss).
an diejenigen, welche dann mal eben S_D < 1,3 an den sicherungsringnuten raushaben: ICH würde das, wenn ich den beleg machen müsste noch ändern. da müsst ihr schon SEHR viel glück haben, dass sowas bei der korrektur nicht rauskommt. mein ÜL hätte mir da damls den kopf runtergerissen für so eine sollbruchstelle ...
die lösung von Ondrej mit der nutmutter sieht doch ganz gut aus und kommt ohne zusätzliche kerbe aus.
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mal so eine erfahrungswertfrage:
kerbwirkungszahlen mit >3 ist das schon gefährlich?
wir hatten letzte vorlesung bei schrauben kerbwirkungszahlen >5
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Zusammenfassung: (ich bitte um Kritik :) )
- Die Welle hat 3 Absätze (Keilriemenanschlag, Anschlag Lager A und - B)
- 1 Welle-Nabe-Verbindung zur Momentenübertragung des Keilriemens
- Passfedernut für Momentenübertragung auf den Scheibentauchkörper (ohne Nachrechnung?! )
- 1 Sicherungsring ( simpelste axiale Fixierung der Keilriemenscheibe, und ohne Nachrechnung, da vor der Scheibe keine Kräfte wirken )
- Axiale Sicherung des Festlagers ( am besten Sicherungsring, da wir das ja immer in der Übung hatten und sowas ja auch mal nachrechnen sollen => simpelste Lösung )
- Loslager wird nicht axial gesichert?!
- Um beide Lager kommt ein Gehäuse, dass in Horizontaler Ebene verschraubt wird und vor atmosphärischen Einflüssen schützen soll (selbst entwurfen, Gauguss, am Boden verschraubbar)
- Die Lager ( beide die gleichen Rillenkugellager, der Einfachheit halber) werden als selbstdichtende, selbstschmierende von einer Firma genommen
=>Passfeder und Sicherungsring des Festlagers nachrechnen
Ich hab das Gefühl, dass ich irgendetwas noch nicht richtig erkannt oder beachtet habe...kann jemand die Zusammenfassung ergänzen? Vielen Dank schonmal
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2.Passfedernut für die Kupplung und Passfeder an sich nicht vergessen!
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weiß ja nicht wer dein ÜL ist, aber bei herrn senf...
keine selbstdichtenden lager
am loslager soll der außenring verschiebbar sein
außerdem
ALLE welle-nabe- verbindungen rechnen!
sollte man nicht vllt über ne axiale sicherung der kupplung nachdenken?
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ich glaube die kupplung geht uns nix an, wurde ja auch noch nicht behandelt (und soviele arten an kupplungen wie es da gibt...)
frage zur keilriemenscheibe:
gibt es eine vorschrift, wie hoch der wellenabsatz I (anschlag riemenscheibe) sein muss? ich habe ihn 5mm gewählt (d.welle.riemen=35mm, d.anschlag = 40mm), erscheint mir rein "logisch" aber etwas wenig
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Habe auch "nur" 5mm Absatzhöhe, sprich von 40mm auf 50mm Durchmesser. Ist hier vollkommen irrelevant, da wir ja keine axialen Kräfte haben, somit auch keine wirkliche Pressung am Anschlag entsteht. Außer man verwendet eine Fixierscheibe die aufs Wellenende aufgeschraubt wird, um alles zu spannen. Aber das kann man getrost vernachlässigen. Braucht man ja nicht allzu fest anziehen ;)
Habe eine Riemenscheibe von Mädler genommen, die Links. Das Maß N gibt dann automatisch den Absatzdurchmesser vor, an dem die Riemenscheibe aufliegt.
(http://www.maedler.de/Image/250-250/Bilder_Ecomm/Productpics/Keilriemenscheiben-2R-GG.gif.ashx)
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weiß ja nicht wer dein ÜL ist, aber bei herrn senf...
keine selbstdichtenden lager
am loslager soll der außenring verschiebbar sein
außerdem
ALLE welle-nabe- verbindungen rechnen!
sollte man nicht vllt über ne axiale sicherung der kupplung nachdenken?
wenn wir "zwei gleich große Wälzlager in Steh-Lagergehäusen" nehmen sollen müssen die dann nicht eigentlich automatisch selbstdichtend sein?...also zumindest die, die ich gefunden habe, waren in sich abgeschlossen
Wie bekomm ich eigentlich die Breite der Keilriemenscheibe heraus? Wäre ja cool, wenn es das schon als fertigteil gibt.
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keilriemenscheibe:
http://www.maedler.de/Search/Result.aspx?search=riemenscheibe&all=true
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an diejenigen, die ihr lagergehäuse auch selber konstruieren mussten... inwieweit macht ihr in der zbz eine weitere ansicht, in der man dann zb auch die schraubverbindung von ober und unterteil sieht oder führt die die schrauben garnicht in der stückliste mit auf?
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Zusammenfassung: (ich bitte um Kritik :) )
[...]
Ich hab das Gefühl, dass ich irgendetwas noch nicht richtig erkannt oder beachtet habe...kann jemand die Zusammenfassung ergänzen? Vielen Dank schonmal
was mir sofort spontan auffällt: du machst keinen separaten absatz für die lagersitze? da werden sich die jungs in der fertiggung aber freuen, genau wie die controller, die wegen der hohen kosten in ohnmacht fallen. damit musst du nämlich die ganze länge des absatzes (und das ist dann ja ein GANZES stück) entsprechend härten und fein bearbeiten (meist sogar schleifen, hohe form- und lagetoleranzen ...). auch die montage wird dir da SEHR dankbar sein, weil die den innenring (meist ja mind. eine leichte presspassung) über den langen absatz aufpressen müssen! :cry:
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mir ist gerade etwas bei der Zeichnung aufgefallen und zwar habe ich folgendes Lager verwendet.
Mein Problem aber ist, dass beie Loslager sind. Nun gut bei INA finde ich jedoch diese Ausführung nicht mit Sicherungsring, wie es unter angegeben ist. was muss ich also tun, damit ich die bekomme?
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Ich habe einen Sicherungsring nahe einem Wellenabsatz und frage mich, wie groß der Abstand zwischen beiden minimal sei sollte? Oder sollte er vielleicht sogar klein sein, so dass die Sicherungsringnut als Entlastungskerbe für den Wellenabsatz wirken kann? Vom Gefühl her habe ich natürlich bedenken mit zwei Kerben, die dicht nebeneinander liegen. Im Buch vom Prof. Schlecht ist das Thema kurz angeschnitten, jedoch habe ich keine quantitativen Aussagen mit ner Abstandsformel oder sowas finden können. Wisst ihr mehr?
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da gibt es keine quantitativen aussagen zu. mehrfachkerben ist halt ein thema, was immer nur von fall zu fall entschieden werden kann (bzw. halt immer nur für eine form von mehrfachkerben gültig ist, da ist die varaiantenvielfalt sonst wesentlich zu hoch und die varianten unterscheiden sich untereinander zu stark).
ich kenn es nur so: im zweifelsfall eine FEM-rechnung machen, ob sich die beiden kerben beeinflussen. und du wirst dir eher eine zweite scharfe kerbe mit der ringnut einhandeln, welche u.U. kritischer als der eigentliche absatz ist.
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Wollte mein Festlager A jetzt auch per Wellenmutter sichern. Soweit so gut. Beide Lager haben bei mir einen Innendruchmesser von 50mm, aber wenn ich jetzt ein Gewinde für die Mutter in die Welle schneide, dann wird da doch der Durchmesser geringer.. und das bedeutet dann doch, dass meine Nutmutter gar nicht über den 50mm Durchmesser bei Lager B passt, oder? Weil der Innendurchmesser der Nutmutter ist dann ja auch geringer als meine 50mm. Und demzufolge wäre das Ganze ja gar nicht montierbar. Oder hab ich hier einen Denkfehler drin?
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Mmh also jetzt doch nochmal zur Nutmutter:
Ich bin der Meinung, dass man keine Nutmutter zur Sicherung vom Festlager A nehmen kann. Und zwar, weil ja beide Lager gleich groß sein sollen (also sprich denselben Durchmesser haben sollen). Man bekommt die Nutmutter doch gar nicht über den Absatz für das Loslager B. Oder seh ich das irgendwie falsch? Wenn ja, dann klärt mich bitte auf :innocent:
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Kleine Frage zur Zeichnung,
hab keine Freistiche an den Wellenabsätzen, sondern 1mm Radien, die ich aber nicht konstruktiv mit dran gemacht habe. Meine Lager haben einen Radius von 1,1mm an den Kanten, somit ist ein Freistich unnötig.
Gibt es eine Art Norm für Radien an Wellenabsätzen, oder wie soll ich die jetzt bemaßen, ohne dass sie da sind? Also gibt es eine vereinfachte Darstellung?
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Nochmal zu SD.. also bei den gekerbten Stellen. Nehme ich für mein sigma_ba dann das sigma_bnenn an der Stelle oder das sigma_bnenn * beta_K ?
Mir fiel das bloß auf, weil wir ja in das Diagramm 4 noch sigma_bnenn * beta_K mit reinzeichnen sollten.
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schon mal über die verwendung von hülsen nachgedacht? dann könnte man ganz außen z.B. die riemenscheibe fixieren, macht die hülse so lange, dass die riemenscheibe nicht am absatz anliegt sondern über die hülse auch noch den lagerinnenring verspannt und fertig ...
@S_D:
1) sigma_ba und sigma_bnenn sind eh gleich groß :P
2) ich kann mich nur wiederholen: für MICH wäre alles außer sigma_b*beta sinnlos. was interessiert mich denn (insbesondere bei der dauerfestigkeit) eine hohe spannung im bereich der glatten welle? interessant ist die geringste sicherheit der welle, weil die mir die tragfähigkeit des ganzen bauteils begrenzt.
@Steven: rein von der montage her dürfte es gehen mit deinem 1 mm radius. aber fürs schleifen (was man fast immer bei wälzlagersitzen braucht) kommt man um den freistich nicht drumrum. in der zeichnung könnte man ja einfach an der jeweiligen stelle einen pfeil samt radiusbemaßung angeben, ob das so legitim ist wage ich aber zu bezweifeln. es kann ja aber nicht DER aufriss sein, im CAD die beiden radien noch hinzuzufügen, dann tauchen sie auf der einzelteilzeichnung nämlich auch mit auf.
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zu dem wellenende mit der riemenscheibe:
ja, hier musst du auf jeden fall eine axiale sicherung vornehmen. dies könnte man mit einer nutmutter und sicherungsblech ausführen. dies ist jedoch aufgrund des umgebenden mediums (abwasser) eher ungünstig, da das gewinde leicht angefressen wird (lt. herr kupfer). von sicherungsringen würde ich auch abstand nehmen, da du so weitere kerben in die welle einbringst... kann aber natürlich machen. die von herr kupfer favorisierte lösung is eine schraube die ein lochscheibe gegen die riemenscheibe drückt (die riemenscheibe muss dafür ein paar millimeter über das wellenende herausragen). ein screenshot von einer CAD-zeichnung dazu findest du auf der seite 7 dieses threads , gepostet von steven.
Also wenn man mal rein von der Aufagabenstellung rangeht dann ist es ja so das keine axialen Kräfte wirken somit brauch man auch keine bombensichrung um die Riemnscheibe Festzuknallen also sollte ein Sicherungsring ausreichen und außerdem kann sich eine schraube theoretisch auch festsetzen;)
und 2. wird in diesem Beleg mehr Wert auf die Rechnung gelegt...
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...und die rechnung besagt dass du kein SD über 1,5 rausbekommen wirst, wenn du am festlager eine sicherungsnut hast!
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@Ondrej
Du hattest dein Festlager doch mit einer Nutmutter gesichert, oder? Ich hatte das auch vor, aber ist es nicht ein Problem, dass die Welle am Loslager denselben Durchmesser, wie am Festlager hat? Ich meine man bekommt die Nutmutter doch gar nicht über den Wellenabsatz am Loslager. Oder hab ich hier nen Denkfehler drin?
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versteh ich nicht....auf meine welle passts :)
http://img141.imageshack.us/i/welle.gif/
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Oha, da stand ich aber ganz schön auf dem Schlauch :D danke für die schnelle Antwort :)
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In der Aufgabenstellung steht dass wir zwei gleich große Lagen nehmen sollen. Bezieht sich dass nur auf den Innendurchmesser der Lager?
Denn mein Loslager ist 3mm breiter als mein Festlager und im Durchmesser 10 mm größer.
Und wie genau müssen die Lagergehäuse konstruiert werden? Reicht es wenn einfach Montierbarkeit gegeben ist?
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@Steven: rein von der montage her dürfte es gehen mit deinem 1 mm radius. aber fürs schleifen (was man fast immer bei wälzlagersitzen braucht) kommt man um den freistich nicht drumrum. in der zeichnung könnte man ja einfach an der jeweiligen stelle einen pfeil samt radiusbemaßung angeben, ob das so legitim ist wage ich aber zu bezweifeln. es kann ja aber nicht DER aufriss sein, im CAD die beiden radien noch hinzuzufügen, dann tauchen sie auf der einzelteilzeichnung nämlich auch mit auf.
Na das Lager hat ja an den Ecken schon den Radius 1,1 also passen tut es ohne Freistich. Ich werd Kupfer morgen einfach nochmal fragen.
Sicherlich kann man einfach noch die Radien anbringen, jedoch wärs ja eleganter gewesen, eine vereinfachte Darstellung wie eben beim Freistich dafür zu verwenden.
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Hey Leute, hab da mal n paar Fragen:
1) Beim Diagramm 4 muss ich doch einfach nur den Biegemomentenverlauf nehmen und durch den jeweiligen Wb an der Stelle teilen und dann bei Kerben nochmal diesen Wert mal beta rechnen und an den Kerben einzeichnen, oder?
2)Beim Berechnen der Sicherheit gegen Sd und Sf an der Passdfederkerbe Stelle 1, da muss ich doch erstmal sigma (bADK) und daraus Sdsigma und dann noch tau(tADK) und daraus Sdtau ausrechen? und wie verrechne ich dann die Einzelsicherheiten Sdtau und Sdsigma zur resultierenden Sicherheit Sd?
3)Beim Sd an der Stelle mit der größten Biegespannung genau dasselbe, oder?(mein größtes biegemoment hab ich im festlager, aber das wird sich durch das umrechnen auf biegespannung durch die kerbzahlen ja sicherlich noch ändern?
4)wie stelle ich denn das diagramm 3 auf, da seh ich gar kein licht.
danke schön im voraus.
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Hey Leute, hab da mal n paar Fragen:
1) Beim Diagramm 4 muss ich doch einfach nur den Biegemomentenverlauf nehmen und durch den jeweiligen Wb an der Stelle teilen und dann bei Kerben nochmal diesen Wert mal beta rechnen und an den Kerben einzeichnen, oder?
2)Beim Berechnen der Sicherheit gegen Sd und Sf an der Passdfederkerbe Stelle 1, da muss ich doch erstmal sigma (bADK) und daraus Sdsigma und dann noch tau(tADK) und daraus Sdtau ausrechen? und wie verrechne ich dann die Einzelsicherheiten Sdtau und Sdsigma zur resultierenden Sicherheit Sd?
3)Beim Sd an der Stelle mit der größten Biegespannung genau dasselbe, oder?(mein größtes biegemoment hab ich im festlager, aber das wird sich durch das umrechnen auf biegespannung durch die kerbzahlen ja sicherlich noch ändern?
4)wie stelle ich denn das diagramm 3 auf, da seh ich gar kein licht.
danke schön im voraus.
1: Ja. Aber da sich deine Durchmesser sicherlich nicht an den genau den Stellen der Knickpunkte des Biegemomentenverlaufes ändern, musst du nochmal die Biegemomente an den Stellen bestimmen wo sich der Durchmesser deiner Welle ändert.
2: Du musst die Formel für zusammengesetzte Beanspruchung nehmen und dir dann eben alles mühseelig zusammensuchen.
3: Naja ich habe meine größte Biegespannung an einer anderen Stelle als mein größetes Biegemoment, da ich durch einen Sicherungsring eine Kerbzahl von ~3 habe.
4: Siehe AH 1 GFB 11
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zu 1): jep, so geht das.
zu 2) fast richtig. natürlich muss man erstmal die beanspruchbarkeiten berechnen (also sigma_bADK etc. aber nur die, die man auch braucht. am besten also vorher mal schauen, welche spannungen überhaupt an der stelle eine amplitude aufweisen. die biegung natürlich auf alle fälle (weil umlaufbiegung). aber die torsion schwankt nicht, die kriegt nur beim anfahren einen stoß. du kannst dir die zusammengesetzt sicherheit also sparen.
davon mal abgesehen solltet ihr aber in mind. einer übung zur wellenberechnung mal eine zusammengesetzte sicherheit berechnet haben oder das zumindest mal im AH angeschaut haben. da gibt es nicht ganz für umsonst die formel für genau solche fälle.
zu 3) ja, genau wie an der stelle I. evtl. kann es passieren, dass da auch keine torsionsspannung (als mittelspannug) mehr anliegt, das kommt aber auf die stelle an.
zu 4) einfach einen punkt auf der wellenoberfläche an der stelle vorstellen und dann überlegen, wie sich die einzelnen spannungen im laufe der zeit verhalten. bei der biegung wird es ein sinus, weil umalufbiegung (das biegemoment ist an der stelle im zeitverlauf konstant, aber der einzelne punkt auf der welle ist halt mal im druckbereich und mal im zugbereich ...). bei der torsion kannst du ja mal überlegen ...
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du hast also auch über sicherungs ringe achsialgesichert?da machst du einen hinter die riemenscheibe, einen fürs festlager und einen für die nabe?wo macht man die beim lager denn hin?muss man da nur ne nut machen und nen selbskonstruierten ring reinsetzen oder nimmst du das als fertigteil irgendwo her?
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@ scared:
also das torsionsmoment ist ja über die ganze welle konstant, hab ich also an dem punkt auf jeden fall. und das biegemoment steigt ja linear vom linken wellenende zum lager a, hab ich in der passfederkerbe also auf jeden fall auch, sogar durch die kerbe noch verstärkt, also bleibts ja bei ner zusammengesetzten sicherheit aus biegung und torsion?
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du hast also auch über sicherungs ringe achsialgesichert?da machst du einen hinter die riemenscheibe, einen fürs festlager und einen für die nabe?wo macht man die beim lager denn hin?muss man da nur ne nut machen und nen selbskonstruierten ring reinsetzen oder nimmst du das als fertigteil irgendwo her?
Nicht ganz...
Links von der Riemenscheibe (Dort ist keine Spannung mehr), ist ein Sicherungsring, rechts von der Riemenscheibe liegt eine Distanzbuchse an welche das Lager A axial sichert.
Am lager B das Gleiche nur ohne Riemenscheibe. Ist zwar auch doof da Doppelkerbe (Rechts daneben Wellenabsatz) aber ich mache es jetzt so.
btw: Vllt. antwortet mir ja doch noch jemand...
In der Aufgabenstellung steht dass wir zwei gleich große Lagen nehmen sollen. Bezieht sich dass nur auf den Innendurchmesser der Lager?
Denn mein Loslager ist 3mm breiter als mein Festlager und im Durchmesser 10 mm größer.
Und wie genau müssen die Lagergehäuse konstruiert werden? Reicht es wenn einfach Montierbarkeit gegeben ist?
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Hallo liebe Freunde
Ne Frage an die Nutmutter-Fraktion: Was nehmt ihr denn für ne Lagerdichtung am Festlager? Ich kann mir schwer vorstellen dass die Dichtung das Ganze aufgrund des Gewindes auf der Welle dichthält!?
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@ scared:
also das torsionsmoment ist ja über die ganze welle konstant, hab ich also an dem punkt auf jeden fall. und das biegemoment steigt ja linear vom linken wellenende zum lager a, hab ich in der passfederkerbe also auf jeden fall auch, sogar durch die kerbe noch verstärkt, also bleibts ja bei ner zusammengesetzten sicherheit aus biegung und torsion?
jein. du hast noch einen denkfehler drin. ich sprach ganz bewusst von amplituden, nicht nur davon, was da für spannungen auftreten. das da torsion an sich wirkt, habe ich nicht verneint. aber es gibt keine amplitude in der torsionsspannung.
mein tip: mach dir erstmal um die zeitlichen verläufe der spannungen gedanken (also auch um das diagramm 3), dann kommst du da auch eher auf den richtigen dreh bezüglich der sicherheitsberechnung.
@Son of Detroit: hindert dich irgendwer daran, die dichtung auf der distanzhülse laufen zu lassen? und im grunde sollte man ja sogar abgedichtet lager verwenden können, dann hat man das problem gar nicht (wobei eine dichtung um die lager natürlich immer nett ist, insbesondere bei solch einer aggressieven umgebung ...
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Hallo,
ich hätte mal eine Frage zur Zusammenbauzeichnung. Die gegebenen zweiteiligen Stehlagergehäuse von INA (ich verwende dieses hier (http://medias.ina.de/medias/de%21hp.ec.br.pr/SNV%20%2b%2012%20%2b%20TSV*SNV100-L%20%2b%201211-TVH%20%2b%20TSV211;bS0yyiLkz1D6)) sind ja jeweils mit 2 Schrauben (also die Verschraubung des Lagers selbst nicht ins Fundament oder so) verbunden. In welcher Ansicht stelle ich diese Schraubenverbindung am besten dar?
Einfach die gleiche Ansicht wie die Hauptansicht nochmal drunter, jedoch nur bis zu den Schrauben geschnitten?
wenn's zu uneindeutig ist, werde ich ggf. später noch einen Screen posten
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hhm, ich hätte jetzt spontan gesagt: an der lagerstelle einfach nochmal einen schnitt legen. in der queransicht sieht man dann die verschraubung.
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@ scared: also ich höre daraus das ich die torsion gar nicht weiter berücksichtigen soll, sondern den nachweis nur über die biegespannung führen muss, stimmt das so?
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Hm, ich finde hierzu keine so recht verlässliche Quelle .... :(
Also S_F soll ja größer als 1,3 sein, aber was ist mit S_D? Gibt es da irgendwelche Werte, an die man sich halten sollte, oder reicht es, wenn S_D>1 gilt?:huh:
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der Bereich von Sd liegt bei 1,5...2,5
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Danke für die Antwort :)
Aber woher weiß ich das? Kam das mal irgendwann in der Vorlesung? Oder steht das irgendwo in den schlauen Heftchen?
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Wie macht ihr die achsiale Sicherung der riemenschreibe und der Nabe, hatte überlegt nutmutter oder deckel mit schraube?aber wo krieg ich die fertigteile her?find in diesem 2010 solidworks weder bohrungesassistent, noch das außengewinde zeug.
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@ scared: also ich höre daraus das ich die torsion gar nicht weiter berücksichtigen soll, sondern den nachweis nur über die biegespannung führen muss, stimmt das so?
fast. das ist es, was ich oben schon sagen wollte. den eigentlichen tragfähigkeitsnachweise brauchst du nur für biegung zu machen, da die torsion nicht schwankt. aber du musst den einfluss der mittelspannung (die durch die torsion entsteht) berücksichtigen ...
was sicherheitswerte angeht: die DIN 743 wurde hier doch bereits mehrfach erwähnt, oder? die gibt auf jeden fall eine mindestsicherheit an, welche bei 1,3 liegt (und nur die unsicherheiten des berechnungsverfahren bzw. der ganzen annahmen widerspiegelt, das ist keine "stille reserve"). die von Ondrej angegebenen 1,5..2,5 klingen aber gut und sicher für die meisten fälle sehr passend!
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hab mal ne frage:
wisst ihr was das sigma ba bei der berechnung von SD ist?
:santa:danke schonmal
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Danke für die Antwort :)
Aber woher weiß ich das? Kam das mal irgendwann in der Vorlesung? Oder steht das irgendwo in den schlauen Heftchen?
http://www.me.tu-dresden.de/lehre/maschel/pdf/ME-FeLe.pdf
hier auf seite 28 ist ne schicke tabelle, kann sein, dass ihr die zugangsdaten von ME bracuht... oder wahlweise im maschinenelemente 1 auf seite 86
hab mal ne frage:
wisst ihr was das sigma ba bei der berechnung von SD ist?
:santa:danke schonmal
schau mal auf FB2 ganz oben...
is also einfach die ausschlagspannung sigma.a und das heist dort dann "ba" weils die BiegeAuschlagsspannung ist und nicht Druck oder Zug ;)
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Hi,
ich hab ne Frage zu den Bemaßungen der Einzelteilzeichnung.
Beide Enden meiner Welle sind identisch. Sprich der Teil auf dem die Riemenscheibe sitzt und der, auf dem die Kupplung sitzt, sind gleich Lang, gleicher Durchmesser, gleichgroße Passfedernuten sind da drin und es ist jeweils eine identische Gewindebohrung für die achsiale Sicherung vorgesehen.
Muss ich nun an beiden Seiten dieses gewirr von Maßen anzeichnen oder reicht das an einer Seite?
Ich hab nämlich Platzprobleme auf meinem Zeichenblatt.
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aldo ich kenne es nur so, dass die beide vollständig bemaßt werden müssen. schließlich weiß sonst keiner, ob die nur so ähnlich aussehen oder wie der konstrukteur sich das gedacht hat.
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in der einzelteilzeichnung der welle wird wärmebehandlung gefordert, was muss ich da machen?
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naja, is zwar jetz eh zu spät... aber zb für die lauffläche des wellendichtrings wird eine bestimmte oberflächenhärte gefordert...
jetz heißts ja eh erstma warten... :whistling: